二级减速器设计计算说明书 完成版版

1、西南大学工程技术学院课程设计（论文）目录1机械设计课程设计任务书.12电动机选择.22.1电动机类型的选择.22.2电动机功率的计算.22.3电动机转速的选择.22.4电动机型号的确定.23计算传动装置的运动和动力参数.33.1计算总传动比.33.2合理分配各级传动比.33.3各轴转速、输入功率、输入转矩计算.34齿轮设计计算.44.1高速齿轮的计算.44.1.1按齿面接触强度设计.44.1.2按齿根弯曲强度设计.74.2低速齿轮的计算.114.2.1按齿面接触强度设计.114.2.2按齿根弯曲强度设计.135轴系结构设计计算.165.1轴的尺寸计算.165.1.1高速轴尺寸计算.165.1.

2、2中间轴尺寸计算.175.1.3低速轴尺寸计算.185.2轴的受力分析及核算.195.2.1高速轴受力分析.195.2.2中间轴受力分析及核算.205.2.3低速轴受力分析及核算.215.3轴承寿命验算.235.3.1高速轴轴承.235.3.2中间轴轴承.245.3.3低速轴轴承.256键连接的选择和强度校核.266.1高速轴与联轴器键连接.266.2中间轴上的键连接.276.3低速轴上的键连接.276.3.1与二级大齿轮配合的键连接.276.3.2与联轴器配合的键连接.287润滑方式、润滑油牌号、密封装置选择.288箱体及其附件的结构设计.299设计总结.29参考资料：.301西南大学工程技

3、术学院课程设计（论文）机械设计课程设计(论文)题 目:带式运输机传动装置的设计学生姓名杨进专业_ 机械设计及其自动化学号_222012322220278班级_2012 级 5 班指导教师杨玲成绩_工程技术学院2015 年 1 月1西南大学工程技术学院课程设计（论文）机械设计课程设计任务书学生姓名杨进专业年级机械设计制造及其自动化 2012 级设计题目：带式运输机传动装置的设计设计条件：1、输送带工作拉力：F = 4000N；2、输送带工作速度：v = 1.6m/s（允许输送带速度误差为5%）；3、滚筒直径：D =400mm；4、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室内，有灰尘，环境最高

4、温度 35；5、使用折旧期：8 年；6、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V；8、运输带速度允许误差： 5%9、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图 1 张（A1）；2、零件工作图 3 张；3、设计说明书 1 份。指导教师签名：2014 年 01 月 11日说明：1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4 纸）。2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计(论文)的第一页。1西南大学工程技术学2院课程设计（论文）2 电动机选择2.1 电动机类型的选择电动机选择全封闭的 Y 系列

5、三相鼠笼式异步电动机，具有防止灰尘、铁屑、或其它杂物侵入电动机内部的特点，B 级绝缘，工作环境温度不超过+40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额定电压 380V，频率 50Hz。2.2 电动机功率的计算 工作机所需功率 PwPw =F *v=40001.6= 6.4KW1000*hw10001 设计方案的总效率h 联 =0.99（两对联轴器的效率相等）h 轴承1 =0.99，h轴承2 =0.98，h轴承3 =0.99h 齿 =0.97（两对齿轮的效率取相等）则：h 总 = 联2 轴承 1 齿2 轴承 2 轴承 3 =0.886 电动机所需工作功率 PdPd =Pw=6.4

6、= 7.22 KW0.886h2.3 电动机转速的选择 由 v=1.6m/s 求卷筒转速 nwV =pDn w=1.6 nw=76.39 r/min(D=400)60 *1000在该系统中只有减速器中存在二级传动比 i1,i2，由圆柱齿轮传动比范围为 35。所以nd = (i1 *i2 )nw = 9,25 nwnd 的范围是（687.51，1909.75）r/min，初选为同步转速为 1440r/min 的电动机2.4 电动机型号的确定电动机型号为 Y132M-4, 其额定功率为 7.5.kW ，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。电动机额定功满载转速堵转额定最大额定质量型号

7、率/kWr/min转矩转矩转矩转矩/kgY132M-7.514402.22.3814Pw=6.4 KWh总=0.886Pd =7.22 KWnw=76.39 r/min nm=1440 r/min2西南大学工程技术学3院课程设计（论文）3 计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配3.1 计算总传动比由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为：i总 nm/nw (nw76.39r/min nm=1440r/min)i总 18.853.2 合理分配各级传动比由于减速箱是二级展开式布置，所以 i1（1.3-1.5）i2 取i1 = 1.4i2 估

8、测选取 i1=5.12 i2=3.66传动比误差为18.85 - 5.12*3.66 *100 %=0.587%，所以可行。 18.853.3 各轴转速、输入功率、输入转矩计算 计算各轴转速电动机转轴速度n0=nm=1440r/min高速轴 1n1=nm=1440 r/min中间轴 2n2= n1 = 1440 = 281.25 r/min i1 5.12低速轴 3n =n1=1440= 76.84 r/min5.123.663i1*i2卷筒轴n4=76.39r/min。 计算各轴功率高速轴 1P1 =Pd*h联1 =7.22*0.99=7.15 Kw中间轴 2P2=P1*n 齿*n 轴承 1

9、=7.1478*0.97*0.99=6.86 Kw低速轴 3P3=P2* n齿n轴承2 =6.6840*0.97*0.98=6.52 Kw卷筒轴P4=P3* n联2 n轴承3 =6.5249*0.99*0.99=6.40 Kw 计算各轴转矩电动机输出转矩Td = 9550 Pd= 9550 7.22 = 4.79 10 4 N mmnm1440i总 18.85i1=5.12i2=3.66各轴转速n0=1440r/min n1=1440r/min n2=281.25r/min n3=76.84 r/min n4=76.39 r/min各轴功率P1= 7.15KwP2=6.86 KwP3=6.52

10、KwP4=6.40 Kw3西南大学工程技术学4院课程设计（论文）高速轴 1T = T hd1=9550 p1= 4.74 104 N mm1dn1中间轴 2T = Th12=9550 * P2= 2.33 105 N mm21n2低速轴 IIIT = T h23=9550 * P3= 8.10 105 N mm32n3卷筒轴T =9550 * P4= 8.00 105 N mm4n4项 目电动机高速轴 I中间轴II低速轴卷筒轴III转2576.8476.39（r/min）功率7.227.156.866.526.40（kW）转矩47.947.4233810800（Nm）

11、传动比115.123.6614 齿轮设计计算4.1 高速齿轮的计算输入功率小齿轮转齿 数小齿轮转矩类型速比7.151440r/min5.1247.4 Nm斜齿选精度等级、材料及齿数：1）材料及热处理选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）精度等级选用 8 级精度；压力角为 20 度，螺旋角为 14 度3）试选小齿轮齿数 Z1 20，大齿轮齿数 Z2 103 的；4.1.1 按齿面接触强度设计由式（1024）试算，即d1 t32 K Tu + 1Z * Z * Z e * Z b 2Ht 1

12、EH du H 1）确定公式内的各计算数值Td = 4.79104 N mmT1 = 4.47 104 N mmT2 = 2.33105 N mmT3 = 8.10105 N mmT4 = 8.00105 N mm8 级精度z120z21034西南大学工程技术学5院课程设计（论文）（1）试选 Kht 1.5（2）由表 107 选取齿宽系数d1（3）由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（4）由图 1030 选取区域影响系数 Z H =2.433（5）按计算式 10-21 计算 ZeZe=4 - e(1- eb ) +eb3eeb= f z tan b / p = 1 20

13、tan(14 ) / p = 1.587d 1t= arctan(tan n / cos b = 20.562at1 = arccosz1 cos t /(z1 + 2han* cos b ) = 31.407 同理at 2 = 46.606则有e a = z（1tanaat1 - tanat ) + z2 (tana 2 - tanat )/ 2p = 1.227Ze=4 - e(1- eb ) +eb=0.753e（6）由计算式 1023 可得螺旋角系数Zb = cosb = cos14 = 0.985（7）由图 1025d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 Hlim1 600MPa

14、；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2 550MPa；（8）由式 1013 计算应力循环次数N1 = 60n1 jLh = 6014401 (212 365 8) = 6.05109 N2 = N1 = 6.05109 = 1.18109i15.12（8）由1图 1023 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 = 0.90 ，KHN 2 = 0.95取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1014）得5西南大学工程技术学6院课程设计（论文）取小的那个，则许用接触应力为：522.5Mpa2）试计算小齿轮的分度圆直径32 K Tu + 1 Z E * Z H * Z e * Z b 2d 1t Ht 1

15、du H = 3 21.547.4104 103/ 20+1(2.443189.80.7010.985)2 = 39.95 1103/ 20522.5(2)调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。1.圆周速度V= d1t n1=p 39.951440= 3.012 m/s6010006010002.齿宽 bb = fd d1t = 1 39.95 = 39.95 mm计算实际载荷系数 KH 。I 由表 10-2 查得使用系数 KA = 1II 根据 v=7.845m/s、8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 KV = 1.25III 齿轮的圆周力Ft1 = 2T1 / d1t =

16、 2 47.4103 39.95 = 2.37 103KA Ft1 / b = (1 2.37 103 ) 39.95 = 59.324 100N / mm查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KHa = 1.4IV由表10-4 用插值法查得8 级精度、小齿轮相对支撑非对称分布时，KHb = 1.471。则载荷系数为.KH = KA KV KHa KHb = 11.251.41.471= 2.5746西南大学工程技术学7院课程设计（论文）按实际载荷系数校正分度圆直径由式 10-12 得：d1 = d1t 3 KH = 39.95 3 2.574mm = 47.829mmKHt1.5（7）计算模数

17、 mm =d1 cosb=47.829 cos14= 2.320mmnz1204.1.2 按齿根弯曲强度设计由式 10-20 得：弯曲强度设计公式试算齿轮模数m 32KFtYeYbT1 cos2 b(Y Y)Fa Saf z2ntsd 1F1.确定公式中的各参数值I 试选载荷系数 KFt = 1.5 。II 由计算式 10-18，可计算得弯曲疲劳强度的重合度系数Yeb b = arctan(tan b cosat ) = arctan(tan14 cos 20.562 ) = 13.140e av = ea / cos2 bb = 1.227 / cos213.140 = 1.227Ye =

18、0.25 + 0.75 /1.227 = 0.861III 由计算式 10-19，可计算得弯曲疲劳强度的螺旋角系数YbYb= 1- ebb= 1-1.587 14= 0.815120120IV计算 YFaYSas F计算当量齿数：Zv1=Z1=20= 21.89cos3bcos314Zv2=Z2=103= 116.20cos3bcos314查图 10-17，得齿形系数 Y F a 1= 2 . 82 , Y F a 2 = 2 . 177西南大学工程技术学8院课程设计（论文）查取应力校正系数：由表 10-18 查得YSa1 = 1.569;YSa2 = 1.789由图 10-20c 查得小齿轮

19、的弯曲疲劳强度极限s FE1 = 500MPa，大齿轮的弯曲强度极限s FE2 = 380MPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.85 , KFN 2 = 0.88 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-14）得s=KFN1s FE1=0.85 500= 303.57MPaF1s1.4s=KFN 2s FE2=0.88 380= 238.86MPasF21.4YFaYSa计算大小齿轮的s F 并加以比较：YFa1YSa1=2.82 1.596= 0.0148s303.57F 1（大齿轮的大）YFa2YSa22.17 1.789= 0.0163=

20、s238.86F 2因为大齿轮的数据大，故YFaYSa取 0.0163s F V 计算齿轮模数2*1.5*47.4*103*0.861*0.815*cos2 14 *0.0163m 3mmnt1*202=1.564mm2)调整齿轮模数I 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 vd1 = mnt z1 / cos b = 1.564 20 / cos14 = 32.238mmv =pd1n1=p 32.2381440= 2.43 m/s6010006010008西南大学工程技术学9院课程设计（论文）齿宽 bb = fd d1 = 1 32.238 = 32.238mm齿高 h 及宽高比 b/h

21、h = (2han* + cn* )mnt = (21+ 0.25) 1.564 = 3.519mm b/h = 32.238 / 3.519 = 9.161II 计算实际载荷系数 KF根据 v=2.43m/s,8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 KV = 1.15由 Ft1 = 2T1 / d1 = 2 4.74103 / 32.238 = 2.94103 N KA Ft1 / b = 1 2.94103 / 32.238 = 91.216mm查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KFa =1.4查表 10-4 的 KHb = 1.42 , 结合 b/h=9.161 查图 10-13 得

22、KFb = 1.34 ，则载荷系数为：KF = KA KV KFa KFb = 11.151.341.4 = 2.1574由计算式 10-13 得安实际载荷系数算得的齿轮模数mn = mnt 3 KF / KFt = 1.564 3 2.1574 /1.5 = 1.765对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，取标准值mn = 2 .但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 47.829mm

23、 来计算相应的齿数：z1 = d1 cosb = 47.829*cos14= 23.204mmmn2取 z1 = 24, z2 = 1233）几何尺寸计算（1）计算中心距mn = 2z1 = 24z2 = 1239西南大学工程技术学10院课程设计（论文）模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2505024大齿轮225545123a = (z1 + z2 )mn = (24 +123)*2 = 151.5mm2cosb2*cos14故圆整后取中心距为 a =151mm（2）修正螺旋角b = arccos(z1 + z2 )mn= arccos(24 +123)* 2= 14.786= 50 mm2a2*1

24、23d1螺旋角改变不多，不需要修正相关的参数。d2= 255mm（3）计算齿轮的分度圆直径d =z1mn=24 2= 49.644mm1cosbcos14.786d2=z2mn=123 2= 254.425mmcos bcos14.786b 1 = 50 mm（4）计算齿轮宽度b2= 45 mmb = fd d1 =1 49.644 = 49.644mm调整后取 b1 = 50mm,b2 = 45mm 。mn = 2mmz1 = 24，z2 = 123a =151mmb = 14.78610西南大学工程技术学11院课程设计（论文）4.2低速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩类型6.8

25、6kw281.25r/min3.66233 Nm直齿选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2）精度等级选用 8 级精度；3）试选小齿轮齿数 z124，大齿轮齿数 z289 的；4.2.1 按齿面接触强度设计由设计公式（10-9a）进行计算，即d1t 32KHtT2.u 1(ZH ZE Ze)2Fdus H 1）确定各计算值（1）试选载荷系数 Kt = 1.3（2）计算小齿轮传递的转矩，T =9.55106* P= 2.329105N m22n2（3）由

26、表 10-7 选取齿宽系数fd = 1 ，查 10-20 得 ZH = 2.5（4）由表 10-5 查得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8MPa1/ 2（5）由图 10-25d 按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限；s H lim3 = 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限；s H lim 4 = 550MPa（6）由式 10-15 计算应力循环次数N3 = 60n2 jLh = 60 281.251(2123658)= 1.183109N 4 =N3 = 1.2 10 9 = 3.231 108i23.66（7）由图 10-23 查得接触疲劳寿命系数11西南大学工程技术学12院课程

27、设计（论文）KHN3 = 0.90 ， K HN 4 = 0.95（9） 计算接触疲劳许用应力取 失 效 概率 为 1% ， 安 全 系数 S=1 ， 由 （ 10-12 ） 得s H 3 = K HN 3s lim 3 = 0.9 600 MPa = 540 MPaSs H 4 = KHN4slim4 = 0.95550MPa= 522.5MPaS(10)由式（10-9）计算疲劳强度用重合系数Ze a1 = arccosz1cosa/(z1 + 2h*a ) = 29.841 a 2 = arccosz2cosa/(z2 + 2h*a ) = 23.214e a = z1 (tan a1 -

28、 tan ) + z2 (tana 2 - tana )/ 2p = 1.853Ze =4 - ea= 0.84632）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d3t ，代入中较小的值s H KHtT2u +1ZH ZE Ze2d3t 3= 61.059mmfdu s H （2）计算圆周速度 vv =pd3tn2=p 61.059281.25m s = 0.899m s60100060000（3）计算尺宽 bb = fd *d3t =161.059mm = 61.059mm（4）计算尺宽与齿高比 b/h模数m =d3t=61.059mm = 2.544mmtz324齿高h = 2.25mt = 2.25

29、2.544mm= 5.724mm12西南大学工程技术学13院课程设计（论文）bh = 61.0595.724 = 10.667 （5）计算实际载荷系数 KH 根据 v = 0.899m/ s ，8 级精度，由图 10-8 查得动载系数Kv = 1.08 查表 10-3 直齿轮齿间载荷系数 KHa = KFa = 1.2 由表 10-2 查得使用系数 KA = 1 由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KHb = 1.454 由 bh = 10.667 ， KHb = 1.454故载荷系数：K = K A KV K Ha K Hb = 11.08 1.2 1.454

30、 = 1.884（6）按实际的载荷系数所算得的分度圆直径，由式（10-12 得:d3 = d3t 3 KH = 61.059 3 1.884mm = 69.097mmKHt1.3（7）计算模数 mm = d3 = 69.07 mm = 2.879mmz3244.2.2 按齿根弯曲强度设计由式（10-7）得弯曲疲劳强度的设计公式为：mt 32KFtT2YeYFaYSafd z32s F 1）确定各计算值（1）试选 KFt = 1.3（2）由式子 10-5 得，Ye = 0.688（3）由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极s FE3 = 500MPa，大齿轮的弯曲强度极限s FE4 = 380MPa 由图 10-22 取弯曲疲劳寿命系数 KFN3 = 0.88 ， KFN 4 = 0.9013西南大学工程技术学14院课程设计（论文）（4)计算弯曲疲劳许用应力,由式（10-14）得：取弯曲疲劳安全系 S=1.4，s F 3 = 314.29,s F 4 =