二级减速器课程设计说明书

1、目录1、传动装置的总体设计 31.1 传动方案的拟定 32. 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数的确定 32.1 计算电动机所需功率 32.2 确定电动机转速 42.3 确定传动装置的总传动比和传动比的分配 42.4 传动装置的运动和动力参数的确定 52.4.1 计算各轴转速、功率、转矩 53、带的设计 63.1 确定计算功率 Pca 73.2 选择 V 带的类型 73.3 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v 73.4 确定 V 待的中心距 a 和基准长度 Ld 73.5验算小带轮上的包角 a 83.6 计算带的根数 Z 83.7计算单根 V 带的初拉力 F0 83.8计算压轴力 F

2、p 83.9 主要设计结论 94. 齿轮传动计算 94.1 高速级齿轮传动的计算 94.2 低速级齿轮传动设计计算 155. 轴的计算 215.1I 轴的设计计算 215.2 II 轴的设计计算 235.3 III 轴的设计计算 256. 轴承的寿命计算 296.1 I 轴上的轴承 6208寿命计算 296.2 II 轴上轴承 6211的寿命计算 296.3川轴上轴承 6214的寿命计算 297. 润滑及密封类型选择 297.1 润滑方式 297.2 密封类型的选择 308. 减速器附件设计 308.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计 308.2 油面指示装置设计 308.3 通气器的选择 30

3、8.4 放油孔及螺塞的设计 308.5 起吊环的设计 308.6 起盖螺钉的选择 318.7 定位销选择 319. 主要尺寸及数据 313210. 参考文献结果计算及说明1、传动装置的总体设计1.1传动方案的拟定2.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数的确定2.1计算电动机所需功率已知，有效拉力F=2000N，速度v=1.6m/s，滚筒直径D=350mm。电动机所需的工作功率为Pd = Pw KWa工作机所需工作功率 FW = Fv- kw1000F=2000N ，D=350mmv=1.6m/sFvPd = 1000 akw由电动机至运输带的传动总效率为1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、

4、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。查表1取1=0.96，2=0.98 （滚子轴承），3=0.98，4=0-99，传动总效率:5=0.96，所以 a =0.81。a =0.81计算及说明结果Fv2000 1.6Pd =3.95 kw1000 a10000.812.2确定电动机转速卷筒轴工作转速为60 1000v60 1000 1.6n=87.35r/m inD350按表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i1=2-4 , 二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8-40，则总传动比合理范围为ia =16-160，故电动机转速的可选范围为nd = ia n=( 16-160)X87.35=13971

5、3976r/min符合这一范围的同步转速有1500r/mi n,3000r/mi n。根据容量和转速，由手册查出有2种适用的电动机型号，因此有 2种传动比方案。Pd3.95kw电动机型号Y112M-2额定功率4kw，满载转速2890r/mi n方案电动机型额疋功率电动机转速r/min号同步转速满载转速1 Y112M-24300028902 Y112M-4415001440综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和带传动， 减速器的传动比，可见方案1比较适合，因此选用电动机型号为Y112M-2。电动机主要外形和安装尺寸列于下表：中心高H 外形尺底脚安地脚螺轴伸尺装键部寸装尺寸栓孔直寸DX E

6、位尺寸AXB径 KFXGD400 X051901121228 X608XX265X402.3确定传动装置的总传动比和传动比的分配(1) 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为nm2890门ia =33.09n 87.35(2) 分配传动装置传动比计算及说明结果ia=io ii。、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.4，则减速器的传动比为：.ia 33.09i = a =13.79io2.4（3）分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12展开式曲线查得高速级传动比h =4.3.i

7、13.79 i 2=3.21ii 4.32.4传动装置的运动和动力参数的确定2.4.1计算各轴转速、功率、转矩（1 ）各轴转速I轴：m =皿 8901204.17r/min10 2.4n轴：n“ =n 1204.17280.04r/min11 4.3川轴：nm =n2280.04 87.24r/min12 3.21卷筒轴：nw =n m =87.24r/mi n（2）各轴输入功率011 ,1223 ,2323 ,3424Pi = Pd 01 3.95 0.96 3.80kwPn =Pi123.800.980.983.65kwPm=Pn233.650.980.983.51kwPw=Pm343.5

8、10.980.993.41kwI -m轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98,Pi = 3.80 0.98 3.72kw总传动比ia为33.09减速器传动比i 13.79计算及说明结果Pn = 3.65 0.98 3.58kwPm = 3.51 0.98 3.44kwPw = 3.41 0.98 3.34kw(3)各轴输入转矩 电动机轴输出转矩Td= 9550Pd =95503.9513.05N mnm2890I轴 Ti = Tdi0i13.052.4 0.96 30.07N mn轴 Tn=T ii11230.074.3 0.98 0.98124.18Nmm轴Tm =Tn i22312

9、4.18 3.21 0.98 0.98 382.83N m卷筒轴输入转矩Tw =Tm =24382.83 0.98 0.99371.42N mI -m轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98。T i = 30.07 0.98 29.47N mT n =124.18 0.98 121.70N mTm = 382.83 0.98 375.17N mTw = 371.42 0.98 363.99N m运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P(kw)转矩T(N.m)转速传动效率输入输出输入输出n比i只十电动打*3.9513.052890机轴2.40.96*1204.I轴3.803.72

10、30.0729.4717柚cclc124.1121.7280.0n轴3.653.584.30.96804“382.8375.1m轴3.513.4487.243.210.9737卷筒371.4363.9册3.413.3487.2410.97轴293、带的设计电动机功率 P=4kw，转速n=2890r/min，传动比i=2.4，每天 工作16h。计算及说明结果3.1确定计算功率Pea由表8-8查得工作情况系数Ka 1.2,故PeaKAP 1.2 4 4.8kw3.2选择V带的类型根据Pea，n,由图8-11选用Z型。带传动计算的公式引自1P151-1593.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）

11、初选小带轮的基准直径dd1，由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1 90mm2）验算带速v，按下式验算带的速度dd1n190 2890 . _ _.vd1 113.61m/s60 1000 60 1000因为5m / s v1201 OUl厶厶什)5193.6计算带的根数Z1）计算单根v带的额定功率P由 dd1 90mm,m 2890r/ min，查表 8-4 得 P00.615根据m 2890r/min, i2.4和z型带，查表8-5得p00.04kw查表8-6得K0.96，查表8-2得Kl 1.13,于是Pr (P0P0)K Kl (0.6150.04)0.96 1.130.71k

12、w2）计算V带的根数ZrPca4.8ZHca6.76Pr0.71取根数Z=7。3.7计算单根V带的初拉力F。由表8-3得Z型带的单位长度质量q 0.06 kg / m，所以-“(2.5 K )PCa2F0500qvK zv51.53N3.8计算压轴力Fp1165.06Fp 2zF0 sin2 7 51.53 sin715.30NP 0 22计算及说明结果3.9主要设计结论选用Z型普通V带7根，基准长度1540mm，带轮的基准直径dd1 90mm,dd2 224mm，中心距控制在495.9mm-565.2mm。单根带初拉力 F051.53N。4.齿轮传动计算4.1高速级齿轮传动的计算(1) 选精

13、度等级、材料及齿数a. 精度等级选7级精度b. 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。c. 选小齿轮齿数乙 24，大齿轮齿数乙=24 4.3 24103.2 103d. 初选 3 =1皋 a =20。(2) 按齿面接触强度设计)2KHt T11 (ZhZeZ Z )21t id h21)确定公式内的各计算数值a试选 KHt =1.3b. 计算小齿轮传递的转矩55丁 95.5 10 R 95.5 10 3.80c八 dn4KIT1 = 3.014 10 N mn11204.17c. 由表10-7选取齿宽系数d 1 ,由图10-30

14、选取区域系数Zh 2.433。1d. 弹性影响系数 Ze 189.8MPa2e. 计算接触疲劳强度重合度系数Zt arctan(n) arctan() 20.562coscos14,ZQOS 1、，24 cos 20、at1 arccos() arccos()Z12 han cos24 2 1 cos 1429.974普通v带7根，L=1540mmdd1 90 mmdd2 224mm。齿轮计算公式皆引自1P203-209计算及说明结果/Z2C0S 1、z86 COS20、at2 arccos() arccos()Z2 2han cos86 2 1 cos1422.73Zi(tan ati ta

15、n t) Z?(tan 痕 tan t) 492 .dZ1 tan1 24 tan 14, 1.9053.14ZJ4(1) J4 1.47 (1 1.905) 05331.470.52f. 螺旋角系数 Z ,ZJcosJcos14 0.985g. 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlm1 600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限H 咧 550MPa。h. 计算应力循环次数N1 60nJLh 60 1204.17 1 (2 8 300 10) 3.468 109N13.468 1 099N2 0.807 104.3i. 由图10-19取接触疲劳寿叩系数 khn 1 .90,

16、 Khn2 0.95j. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1。kH1 HN1-lim1 0.90 600MPa 540MPaSkH2_HN2_曲 0.95 550MPa 522.5MPaS2)计算a.试算小齿轮分度圆直径d,代入h中的较小值J.3,2KHt T11 (ZhZeZ Z )2d1t 3d HF=)2 1.3 3.014 104 5.3,2.433 189.8 0.52 0.985、231 4.3(522.5)计算及说明结果27.05mmb.计算圆周速度v、/ditn3.14 27.05 1204.17 彳 ” /V1 70m/ s60 1000 60 1000c.

17、计算齿宽bbdd1t 1 27.05 27.05mmd.计算载荷系数K查表10-2得，Ka 1,根据v=1.70m/s ,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 1.08，由表10-4查得Kh1.417,由表10-3查得KhKf1.4,故载荷系数Kh Ka心心心 2.143e.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,|KHc cI12.143 d1 d1t3 H 27.05 %31.95mmKHt1.3f.计算模数mnd1 cos31.95 cos14门mn 1.29Z124（3）按齿根弯曲强度设计2心丫丫 cos2，丫FaYsa、mn 32( r ,)dZ1 f1）确定公式中的各参数值a.计

18、算载荷系数试选载荷系数KFt 1.3b.计算弯曲疲劳强度的重合度系数丫barctan(tan cos t) arctan(tan14 cos20.562 )13.141.49v22 , c ,1 .57cos b cos 13.14、，-0.750.75 小Y 0.250.73v 1.57c.螺旋角系数丫计算及说明结果Y 11114 .9050.78120120d.计算当量齿数乙24ZV1L26.27coscos 14Z2103ZV233112.75coscos 14e.查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa12.59 YFa22.19f.查取应力校正系数由表 10-5 查得 Ysa1 1.

19、60 Ysa2 1.78g.确定许用应力由图10-20c查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa， Fe2 380MPa由图10-18 取弯曲疲劳寿命系数Kfn 10.83, Kfn2 0.86取安全系数S=1.4,则KFN1 FE1 0.83 500f】1296.43MPaS1.4f? Kfn2 FE286 380 233.43MPaS1.4h.计算大小齿轮的Yf并加以比较fYFa1Ysa12.59 1.600.01398F1296.43YFa2Ysa22.19 1.780.01670F2233.43大齿轮的数值大，所以取0.01670。2）试算齿轮模数J22KfYY cos

20、(YFaYsa)mnt V2Vd乙f1.07（3）调整齿轮模数计算及说明结果1）计算实际载荷系数前的数据准备a. 圆周速度vd,mntZl/1.07 2夕“26.47mm1/cos/cos14d,n,26.47 1204.17，v 1.67 m/s60 1000 60 1000b. 齿宽bbdd1 1 26.47 26.47mmc. 齿咼h及宽咼比h （2hancn ）mnt （2 1 0.25） 1.07 2.41mmb/264%4110.98mm2） 计算实际载荷系数Kfa.根据v= 1.957m/s , 7级精度，由图 10-8查得动载系数KV 1.06b. 由表10-3得齿间载荷分配系

21、数 Kf1.1c. 由表10-4用插值法查得 Kh1.417,结合 % 10.98mm查图 10-13，得 Kf 1.34则载荷系数为KfKAKvKf Kf 1 1.06 1.1 1.34 1.563）由式（10-13）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn mnt J1.26 計mm 1.34mm% 1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn2.0mm已可满足弯曲强度，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d131.95mm来计算小齿轮的齿数，于是有d1 cos31.95 cos14 z121.40mn2取乙 2

22、2,则 Z2Z1 4.3 22 73.6,取 Z 73。计算及说明结果（4）几何尺寸计算a计算中心距o (Zi Z2)mn (22 74) 22 cos2 cos1493.80mm将中心距圆整为 95mm。b.按圆整后的中心距修正螺旋角(Zi Z2)mn(22arccos arccos2a274)85213.99c.计算大小齿轮的分度圆直径,Z1mn22 2 Id1 n43 2immU 1厶 11 1 11 1 1coscos13.99dZ2mn742145 22mmd 2145 22mmicoscos13.99d.计算齿轮宽度bdd11 43.2143.21mm圆整后取 B2 45mm， B

23、1 50mm。（5）圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，Kh、Z和Kf、Y、Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。1）齿面接触疲劳强度校核先计算式（10-22）中的各参数。Kh1.836,T1 3.014 104N mm，d1，d143.21mm14.3, ZH 2.42, ZE 189.8MPa 2,Z0.58, Z 0.99将它们代入式（10-22），得到|251514.29N H H3ZH Z EZ Zdd1满足齿面接触疲劳强度条件。2）齿根弯曲疲劳强度校核先计算式（10-17）中的各参数。Kf 1.72 ,T1 3.096 104N mm,YFa2.62

24、,YSa11.58,YFa22.16,YSa2 1.65,Y 0.73 ,Y0.80,13.99 ,计算及说明结果d 1，mn2mm, z 22。将它们代入式（10-17）,得到2F1 2心皿过丫2边115.24N f h32dmn乙2心入泉谯丫丫 cos2F1dmn99.213N4800060n P 60 1204.17 877.58h故I轴上的轴承7206在有效期限内安全。6.2 II轴上轴承7206的寿命计算预期寿命：Lh 10 300 1648000h已知 P 2767.39N, n 1204.17r/min ,C 23000，Lhin (C)610( 23000 )360 1204.17 (877.58)249163h 48000结果低速轴校