二级减速器课程设计报告

1、专业资料目录1. 设计任务 22. 传动系统方案的拟定 23. 电动机的选择 33.1选择电动机的结构和类型 33.2传动比的分配 83.3传动系统的运动和动力参数计算 84. 减速器齿轮传动的设计计算 144.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 144.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 265. 减速器轴及轴承装置的设计 315.1轴的设计 315.2键的选择与校核 415.3轴承的的选择与寿命校核 436. 箱体的设计 466.1箱体附件 466.2铸件减速器机体结构尺寸计算表 487. 润滑和密封 497.1润滑方式选择 497.2密圭寸方式选择 49参考资料目录 49学习资料WORD

2、格式可编辑计算及说明结果1. 设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差土4%二班制，使用期限12年(每年工作日300天)，连续单向运转，大修期三年，小批 量牛产。1.2原始数据滚筒圆周力：F_900N输送带带速：v=2.4(4%)m/s滚筒直径：450 mm1.3工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源， 电压为380/220V。2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：专业技术分享JL结果I-电动乙或联铀春* 3-二级齿轮耳速器* 5-落胃* 6-眷送芾带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2

3、将动力传入两级齿轮减速计算及说明器3,再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。传动系统中采 用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱 齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。 展开式减速器结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚 度。3. 电动机的选择3.1选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用丫系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。3.1.1选择电动机的容量根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率Pw =Fv1000900 2.41000一二 2.16kW设：n 4w输送机滚筒轴至

4、输送带间的传动效率;n c联轴器效率，n c=0.99版社）表3 1）;n g闭式圆柱齿轮传动效率,n b滚动轴承（一对球轴承）（见机械设计课程设计（西安交通大学出 n g=0.98 （同上）;,n b=0.99 （同上）;Fw=2.16kWn cy输送机滚筒效率，n cy =0.96 （同上）。 估算传动装置的总效率n _ n n n n n011223344 -,式中 01 二。= 0.9912 二 b g =0.99 0.98 =0.970223 二 b g =0.99 0.98 =0.970234 9 b c =0.99 0.99 =0.98014w = b cy =0.99 0.96

5、 = 0.9504传动系统效率01 12 23 34 4 厂 0.99 0.97020.9702 0.9801 0.9504 0.8680工作机所需要电动机功率P 二匕二 2.16 二 2.4884kW0.8680计算及说明传动总效 率n=0.8680Pr=2.4884kW结果选择电动机谷量时应保证电动机的额疋功率 Pm等于或大于工作机所需的电P=3kW动机动率Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率 Pm要大于Pr。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表32所列丫系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选 P-Pr条件的电动机额定功率 f应取为3kW3.1.2确定电动机转速由已知条件

6、计算滚筒工作转速nv2.4 汉 60101 Qir / minn、M -一3 - ioi.9lr / min咒 d3.14江4500、.nm传动系统总传动比丨一nw由机械设计（高等教育出版社）表18 1查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=860，故电动机转速的可选范围为nm = inw = （8 60）如01.91 = 815.28 6114.6r / min由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表32可以查得电动机数据如下表：万案电动机型号额定功率（kw）满载转速（r/mi n）总传动比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-6

7、39609.42通过对以上方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速最咼、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为 28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提咼。方案2选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。传动系统（减速器）尺寸适中。方案3选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为 9.42。对于展开式两级减速器（i=860 ）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、电动机质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，选用方案2比较合理。Y100L2-4Y100L2-4型二相异步电动机的额疋功率 P*3kw,满载转速nm=1440r/min。由机械设计课型程

8、设计（西安交通大学出版社）表3 3电动机的安装及外型尺寸（单位 mm如下：ABCDE F G HK AB AC AD HD BB L电动机转1601406328+0.0096082410012205205180245170380-0.004速n =1440r/mi n总传动比i=14.13计算及说明结果查得电动机电动机基本参数如下：中心高H =100mm,轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径 D = 28(_Z4) mm，轴伸出部分长度E二60mm。3.2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=14.13由传动系统方案可知6 = ：34 = 1因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比14.13i01

9、i 34为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿 面硬度HBSC 350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高 速级传动比i121.3二1.3 28.26 4.286低速级传动比23i124.286传动系统各传动比分别为01 - 1 12 - 4.286 i23= 3.297 i34=13.3传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴、中速轴为2轴、低速轴3轴，带式输送机滚筒轴为4轴。各轴的转速如下= 1440r / minn01440n 一 - 1440r / mini011n11440/ -n2 -一- 336r / min

10、i124.286i12 = 4.286 3.297计算及说明结果i23n3i34102 / min3.297J02r/min1计算出各轴的输入功率P0 = R 二 2.4884kWR =趴广 2.48847.99= 2.4635kWP2 = R% = 2.4635 0.9702= 2.3901kWP3 = P2 23 二 2.3901 0.9702 二 2.3189kWR4 =因34 = 2.31897.980仁 2.2728kW计算出各轴的输入转矩R2.4884T0 =9550 0 = 9550 ： 16.50N mn1440T =心001 T6.50X7.99=16.34N mE =Ti1

11、2 = 16.347.2867.9702= 67.95N mT3 =$23 23 = 67.95 3.297 0.9702 = 217.36N mT4 =T3i34 34 = 217.36 1 0.980 V 213.03N m运动和动力参数的计算结果如下表格所示轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速 n(r/mi n)14401440336102102功率R( KW2.48842.46352.39012.31892.2728转矩t( n? m16.5016.3467.95217.36213.03两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.2863.2971传动效率n

12、0.990.97020.97020.9801（注：除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。）计算及说明结果4. 减速器齿轮传动的设计计算4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数(1) 材料及热处理：选择小齿轮材料 40Cr(调质)，齿面硬度280HBS大齿 轮材料为45钢(调质)，齿面硬度240HBS(2) 齿轮精度：7级(3) 初选小齿轮齿数zl=24,大齿轮齿数z2=103(4) 初选螺旋角B =14(5) 压力角a =202、按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计.(高等教育出版社 第九版)式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即d1tu +

13、1 - ZhZeZZpu、 X 3 2KhE确定公式中的各参数值。试选载荷系数禺=1.0由式(10-23)可得螺旋角系数Zb。Z 一： =、cos ：二、cos14 二 0.985计算小齿轮传递的转矩：9.55106P9.55 106 2.46351440= 1.634 104N mm:=20;由图10-20查取区域系数Zh二2.433。由表10-7选取齿宽系数d 1。由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa1/2。由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数 J8 =arctan(tann /cosE) =arctan(ta20”cos14) =20.562o(at1 =

14、arccosZ1COStt/(z)+2lhncos0) =arccos24cos20.56i/(24+2汉化 cos14) =29.974 o(at2 =arccos2costt/(z2 +2lhncos0) =arccos103cos20.56i/(103*2 江 cos14) = 23.223 ea 斗z(tagt1-tang) +z2(taga2-tanat)/2兀=24%ta n29.974-ta n20.562) +1O3(tan23.22*ta n20.562)/2 兀=1.655邛=6dz tanB/兀=1%24dz!1 )确定公式中的各参数值试选载荷系数KFt =1.310-1

15、9)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y；:b =arctan(tan : cos： t) =arctan(tan14：cos20.562)= 13.140 ，二；：./cos2 r =1.655/cos213.14 =1.728Y；=0.25 0.75/ ；：v =0.25 0.75/1.728 =0.684(10-19)由式由式可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 丫 :P14Y： =11 -1.905 20，120=0.7784 =34.107 mm计算YFaYsa6由当量齿数YFa1 =2.62、YFa2二 Z/cos=24/cos314 =26.27 亠心占-一亠3 一3 ，查图10-1

16、7得齿形系数zv2 二 Z2CO53 ： =103/ cos314 =112.75-2.18。Zv1由图10-18查得应力修正系数丫諭=1.6、Ysa2 =1.81。由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限-FIim1 =500MPa ;大齿轮的弯 曲强度极限Fm2 = 380 MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =0.85、Kfn2 =0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-14）f 1K FN 1 f Iim1S0.855001.4=304MPaf 2K FN 2 F lim 2S0.883801.4-239MPa年 W04MPa年2 =239MPa设计及说

17、明结果60 1000mn =mnt3= 0.858 3 1.988mm = 1.037mm1.3FtYFa1Y；a12 62x1 6Fa1 sa10.0138匕 f 1304YFa2a22.18 1.810.0165lcF239因为大齿轮的丫FaYs：大于小齿轮，所以取. F 1YFaYsa YFa2Ysa2KTT7T.1652）试算模数1 2423咨墜空內 3匡亘更迈6竺邑!石爲命0.85mm（2）调整齿轮模数1 ）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd = gt乙=0.858 24mm = 20.592mm二卯 二 20.592 14401 1m/ s = 1.553m/s60 1000

18、齿宽bb =：九4 =1 20.592mm = 20.592mm宽咼比b/ h oh =(2hae )% =(2 1 0.25) 0.858mm = 1.931mmb/h =20.592/1.931 =10.662)计算实际载荷系数Kf 根据v=1.553m/s , 7级精度，由图10-8查得动载系数 心=1.03。 由 已=2/6=2 1.634 104/20.592 N =1.587 103NKAFT1/b=1 1.587 103/20.592N/mm=77.1N/mm ：100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数Kf-. =1.4 o由表10-4用插值法查得 心，1.413,结合b/h

19、=10.66查图10-13可得K =1.32 o贝 U载荷系数为 Kf 二KaKvKf：Kf 一： =1 1.03 1.4 1.32 =1.9883）由式（10-13）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数Kf由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm并从标准中就近取 mn =1.5mm；而齿面接触疲劳强度所决定的承载能 力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径ch = 34.107 mm来计算小齿轮的齿数，即 Z1 Feos 1 /mn =34.107 cos14：/1.5 =22.06计算及说明结果质数。103取Z-）

20、 = 22则大齿轮的齿数 z2 = UZ|22 = 94.42，取z2 = 95 ,两齿轮齿数互为244.几何尺寸计算(1) 计算中心距(Z1+Z2)mn (22 95) 1.5 a=r=90.44mm2cosP 2=600=522MPaS1碍2 =纽昌皿=0=495MpaS1取Wh和耳】2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即巧=叭2= 495MPa2) 计算小齿轮分度圆直径。OH =495MPa2&玉 u+1 咕率3|21.06.7933l0,79Q4)12.5189.873du 虬】丿 V1(79/24) l495 丿=49E73mm计算及说明结果调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载

21、荷系数前段数据准备。圆周速度V。兀*巧兀 x 49.873沃 336,v - f 2_- 0.877m/s6000060 灯000齿宽b。b = dHt = 1 汉 49.837 = 49.837 mm2）计算实际载荷系数Kjp查得使用系数A=1o根据v=0.877m/s、7级精度，查得动载荷系数 忑=1.0。齿轮的圆周力Ft1=2T； /d1t =2 x 6.79329x 104 /49.873N =2.724 x 103 NKAFt1/b=1x2.724x103/49.873N/mm=54.625v100N/mm查得齿间载荷分配系数ct=1.2 o用表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对

22、支承非对称分布时，得齿向载荷分布系数心円.420。其载何系数为Kh uKaKvKhoKhP =1江1.0 汇1.2X1.420 =1.7043）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径,3(Khc C 311 704 c “dd1J=49.87 = 59.569mmd =59.569mmYV 1.0及相应的齿轮模数m=d1/z1 =49.873/24 mm=2.078mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即mnt制dZ2（歼）1）确定公式中的各参数值。试选KFt =1.3。由式（10-5 ）计算弯曲疲劳强度的重合度系数丫&0.750.75Y皆=0.25+ =0.25+=0.688%1.7

23、14YFaY计算0由图10-17查得齿形系数YFa1 =2.62 YFa2 =2.18由图10-18查得应力修正系数 =1.55 Y；a2=1.76由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1 -500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限佃2 =380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数J -0.85、Kfn2 0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得计算及说明结果F1OF】2YFa1Ysa1K fn 1 of |血0.85 汉 500N -F- 303.57MPaSKFN2 F lim 2S2.62 1.550.0134303.571.4=088 380 =238.86MPa1.4

24、“ 2=303.57MFa/38.86M PaY 2Ys225 1.76 =0.0!66bF 2238.86YFaYsa因为大齿轮的Lf丨大于小齿轮，所以取=0.0166mt-Sa J/2)试算模数41 24223 6793 10.6880.0166 =1.519 mm(2)调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备。= 1.519 24mm = 36.456mm圆周速度= mtuid1 n2v160 1000兀汉 36.456 汉 336, cc ,m/ s 二 0.641m/ s60 1000齿宽bb/h宽咼比b -：冷6 =1 36.456mm = 36.456mmOh=(2ha c

25、)叫=(2 1 0.25) 1.519mm = 3.418mm b/h =36.456/3.418=10.672) 计算实际载荷系数 Kf根据v=0.641m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数 Kv=1.07。由 Ft2=2T2/d1=2 6.793 104 /36.456N = 3.727 103N3KAFT1/b=1 3.727 10 /36.456 N / mm = 102.23N / mm 100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数 K =1.0。由表10-4用插值法查得 心2=1.417,结合b/h =10.67查图10-13可得Kf，1.34。 则载荷系数为 心二KaKvK

26、f：Kf1 1.07 1.0 1.34 =1.4343) 由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m = “=1.519汉 fjmm = 1.569mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数m的大小主要取决与于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.569mm并近计算及说明圆取整为标准值 m=2mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径di=49.873mm，算出小齿轮齿数 z1=d1/m=49.873/2=24.937 。取N =25则大齿轮的齿数 z2 =u乙

27、=3.297 25 =82.4，取z2 -82 ,两齿轮齿数互为 质数。乙I和二互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了 齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 =Zj m=25 2=50d2=Z2m=82 2=164(2)计算中心距a=(d! +d2)/2=(50+164)/2=107 mm(3)计算齿轮宽度b -:dd1 =1 50 二 50mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b的节省材料，一般将小齿轮略为加宽(510) mm 即b =b+(510)mm=50+(510) mm=5560 mm取d =58mm

28、,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即d =50mm5. 圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、 改变齿数或变位法进行圆整。将中心距圆整为a = 110mm。在圆整之后，齿轮副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1) 计算变位系数和1) 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。二=arccos(acos-：i)/a = arccos(107 cos20 )/110=23.927Z7=Z| +z2 =25+82=107x T=x1+x2=(inv： -inv )z/(2tan - )=(inv2

29、3.927 -inv20 ) 107/(2 tan20 )=1.65 y =(： 一 ：)/m =(110-107)/2 =1.5= x、-y =1.65 -1.5 = 0.15从图10-21b可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。2 )分配变位系数X1,X2结果m=2mm乙=25z2 =82d1 = 50mmd2 = 164 mmb = 58 mm b2 = 50mma =110mm由图10-21b可知，坐标点(z/2,x = /2) =(53.5,0.825)位于L17和L16之间。按这两条线做射线，再从横坐标的N,Z2处做垂直线，与射线交点的纵坐标分别是N =0.724

30、冷=0.85(。为=0.724 x2 =0.8503 )齿面接触疲劳强度校核2KHtT2ZhZeZ2.45 189.8 0.642 2.01 6.793 104 (25 82) 1 VV59.43325+82= 485MPa : ；H满足齿面接触疲劳强度条件。4) 齿根弯曲强度校核计算及说明结果小齿轮2KFtT2YFaYSaYc 2 汉 2.07疋 6.793灯 04 汉 2.5灯.56汇 0.68C F1 2 3 屋一23d 乙 m1x29 x2=124MPa 曰砰, 大齿轮2KFtT2YFaYsaYf 2 x 2.07 x 6.793x 1 4 x 2.18x 1.79x 0.68F 2

31、=彳 ”2dz m1x29 X2=117MPa h=6mm轴端倒角为6mm键槽用键槽铳刀加工，长为 30mm同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性, 故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m&4)确定轴上圆角与倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为 C1，各轴肩处圆角半径为R1.0 o五、求轴上载荷(1 )画轴的受力简图在确轴承的支点位置时， 从手册中查得7205AC型角接触球轴承轴承 d = 25 , ： = 16.4mm。 因此，作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：L =108.6mm - 39.

32、6mm =148.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所C1各轴肩处圆 角半径为R1示O(1)计算支反力F NV=Fa =240.9NMaFaD 18695 39.85mm=3724.98NmmFNH 222 FtLa820.28 39.6 _ 1L2 L3148.2 FtL2820.28 108.6NN =219.18N148.2=601.1NFNH1F NV1Ma W724.98 306.21 39.6 n=106.96N148.2F NV 2F丄2 -MaL230621 108-3724.98N =199.25N148.2(2 )计算弯矩Mh-FNH1L2= 219.18

33、108.6N mm = 23802.95N *mmM V1-Fnv 丄2= 106.96 108.6N mm = 11615.86N mmMV2 二 MV1 - Ma =(11615.86-3724.98)N mm = 7890.88N mm(3) 计算总弯矩M1Mh2 MV12 八 23802.9& 11615.862N mm = 26486.01N mmM2 = MH2 MV22 二 23802.952 7890.882N mm = 25076.81N *mm(4)计算扭矩TT订6340N -mm现将计算出的截面C处的M H、M V及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =219.18NFnh2 =601.1NFnv1 =106.96NFnv2 =199.25N弯矩MM H =23802.95N *mmM v1 =11615.86 N *mmMV2 =7890.88N *m总弯矩M1 =26486.01N *mmM2 =25076.81N *mm扭矩TT =16340N *mm结果计算及说明六、按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取:=0.6，则轴的计算应力二d3