二级减速器课程设计说明书

1、1设计任务书1.1设计数据及要求1.2动 置 图序号F(N)D(mm)V(m/s)年产量工作环境载荷特性最短工作年限传动万案719202650.82大批车间平稳冲击十年二班如图1-1表1-1设计数据图1-1传动方案简图1.3设计需完成的工作量（1）减速器装配图1张（A1）（2）零件工作图1张（减速器箱盖、减速器箱座-A2）； 2张（输出轴-A3；输出轴齿轮-A3）（3）设计说明书1份（A4纸）2传动方案的分析一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸 紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便。要完全满足这些要求是困难的。在拟定传动方 案和对多种方案进行比

2、较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的 传动方案。现以课程设计P3的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进行分析。方案 a制造成 本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。方案b结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且制造成本高。方案c工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。方案d具有方案c的优点,而且尺寸较小，但制造成本较高。上诉四种方案各有特点，应当根据带式输送机具体工作条件和要求选定。若该设备是在一般环境中连续工作，对结构尺寸也无特别要求，则方案 a、c均为可选方案。对于方案c若将电动机 布置在减速器另一

3、侧，其宽度尺寸得以缩小。故选 c方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。3电动机的选择3.1电动机类型和结构型式工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机是丫系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合此处根据用途选用丫系列三相异步电动3.2选择电动机容量3.2.1工作机所需功率Pw卷筒3轴所需功率：Fv 1920 汉 0.82 一,.FW=1.574 kw1000 1000卷筒轴转速：3.2.2电动机的输出功率Pd考虑传动装置的功率耗损,电动机输出功率为传动装置的总效率:1

4、 -联轴器效率2 -齿轮传动效率3-滚动轴承效率4 -滚筒效率1n23n4= 0.99= 0.97= 0.99= 0.96所以 所以3.2.3确定电动机额定功率根据计算出的功率Pd可选定电动机的额定功率Ped o应使Ped等于或稍大于Pd 。查机械设计课程设计表 20-1得Ped =2.2kw3.3选择电动机的转速由机械设计课程设计表 2-1圆柱齿轮传动的单级传动比为36，故圆柱齿轮传动的二 级传动比为9 36，所以电动机转速可选范围为3.4电动机技术数据符合上述要求的同步转速有750 r/min,1500r/min和3000r/min,其中减速器以 1500和1000r/min的优先，所以现

5、以这两种方案进行比较。由机械设计课程设计第二十章相关资料 查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表3-1 :表3-1电动机技术数据万案电动机型号额定功 率kW电动机转速r/min电动机质量kg总传动比同转满转总传动比高速级低速级1Y100L1-42.2150014203424642Y112M-62.2100094045164.53.5表3-1中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比,为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案2，即所选电动机型号为Y112M-64传动装置运动和动力参数计算4.1传动装置总传动比的计算4.2传动装置各级传动比分配减速

6、器的传动比i为16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的h = （1.11.5）i2，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比h =4.5，低速级的传动比i2 =3.5。4.3传动装置运动和动力参数计算4.3.1电动机轴运动和动力参数计算4.3.2高速轴运动和动力参数计算4.3.3中间轴运动和动力参数计算4.3.4低速轴运动和动力参数计算5传动件的设计计算5.1高速级齿轮传动设计计算5.1.1选择材料、热处理方式和公差等级1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 8级精度（GB 10095-88）。3）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济

7、性，圆柱齿轮的大、小齿 轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表 10-1得齿面硬度 HBS仁217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS二者材料硬度差为 46HBS4）选小齿轮的齿数乙=23，大齿轮的齿数为z2 = 4.5 23 = 103.5，取z 1045）选取螺旋角。初选螺旋角1 =145.1.2按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即ditl'2KtT1U ±1( ZH ZEd% U 叭)2.(5-1)（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt =1-42）由以上计算得小齿轮的转矩T22.1

8、3N m13）查表及其图选取齿宽系数 讥=1，材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa至，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 6吋=580MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限=390MPa。4）计算应力循环次数5）按接触疲劳寿命系数6）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1由S(5-2) HN 1lim 1HN 2- lim= 0.9 580 =522MPa= 0.95 390 =370.5MPa故:；h二 H】1；h22522 +370 5522370.5 MPa =446 25MPa27）查图选取区域系数ZH -2.468）查图得；/ =0.765， ； -2 = 0.8

9、7，贝则；-；“：2 =1.635（2）计算：1）求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为2）圆周速度:6 n60 10003.14 37 94060 1000=1.82m/s3）计算齿宽及模数：齿宽： b -：d d1t =1 37 = 37mm模数:ntd1t cos :37 cos1423=1.56mm齿高:h =2.25mnt =2.25 1.56 =3.5lmm37= 10.5h 3.514）计算纵向重合度 ：5）计算载荷系数：根据Ka =1, v =1.82m/s ,8级精度，查得动载系数j1.1，Kh，1.4491，Kf： -1.35, Kh ：.二 Kf ：. =1.4故载荷系数

10、mA ,V , h：. ,h，1. 1.1 1.4 1.4491 =2.236）按实际载荷系数校正分度圆直径:d1 cos : mn-乙7）计算模数:二竺空1吋235.1.3按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为2KTYcos2 1 *d z %（1）确定公式内的各计算数值1）根据纵向重合度厂=1.82，从图中查得螺旋角影响系数 丫，0.88mn 3(5-3)Zv12）计算当量齿数:23=25 183 -3cos - cos 14Zv21043113.8cos 14弯曲疲劳强度极限3）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe1 "80MPa；大齿轮的二fE2 =250MPa ;4）查图取

11、弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =09 Kfn2 =0.95；5）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得6）计算载荷系数K.7）查取齿形系数.查表得YFa1 =2.6164；YFa2 =2.169.8) 查取应力校正系数.查表得 YSa1 =1.5909；Ysa2 "砂9) 计算大、小齿轮的 下丫畀并加以比较.大齿轮的数值大.(2) 设计计算对比计算结果，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 轮模数的大小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(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的

12、模数1.266mm并接近圆整为标准值 mn =2mm,按接触强度算得的分度圆直径d 43.2mm ,算出小齿轮齿数di cos P43.2 cos B 一z1-21，mn2大齿轮齿数Z2 二 21 4.5 二 94.5，取 Z2 = 95 .这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧 凑,避免浪费.5.1.4.几何尺寸计算(1)计算中心距：(Z1 Z2)mn(21 95) 2mma119.55mm2 cos P2 cos14将中心距圆整为120mm.(2)修正螺旋角：r(乙 +Z2)mn(21+95)7 一“-arccosarccos14.842a2&

13、quot;20:值改变不多，故参数；：、K - Zh等不必修正。(3) 分度圆直径：(4) 齿轮宽度：取 B2 = 43mmB 50mm5.2低速级齿轮传动设计计算5.2.1选择材料、热处理方式和公差等级1) 运输机为一般工作，速度不高，故选用 8级精度(GB 10095-88)。2) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿 轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表 10-1得齿面硬度 HBS仁217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS二者材料硬度差为 46HBS3) 选小齿轮的齿数 乙=

14、25，大齿轮的齿数为z2 =3.5 25 =87.5，取z2 =88。4) 选取螺旋角。初选螺旋角1 =14 0522按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1-62）由以上计算得小齿轮的转矩T321.5N m13）查表及其图选取齿宽系数=1，材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa至，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限cHlim3 =580MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 "讪4 =390MPa。4）计算应力循环次数5）按接触疲劳寿命系数7）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1上”3=1_ 匹=0.95

15、580 =551MPa得Si._h _hn4 叱=0.99 390 =386.1MPaS故：几二 LiidA 二 551 386.1 MPa =468.55MPa2 27）查图选取区域系数Zh =2.433 o8）查图得 卞=0.78，；.4 =0.8，贝- ；：.3 ：4 =1.58（2）计算：1）求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为2）圆周速度:v _ 兀d3t n60 10003.14 93.34 59.760 1000=0.29m/s3）计算齿宽及模数：93.348.15-11.45齿宽： b 二：d d3t =1 93.34 二 93.34mm模数：me。. ,3.34 cos14

16、= 3.62mm nt%25齿高:h =2.25mnt =2.253.62 =8.15mm4）计算纵向重合度 ：5）计算载荷系数：根据 Ka =1 , v =0.29m/s ,8 级精度，查得 动 载系数 Kv =1.03 , K =1.467 ,K f 一： = 1.27 , K h 一 = K f - =4故载荷系数K 二，V，h：.，h2*. 1.03 1.4 1.467 =2.16）按实际载荷系数校正分度圆直径：7）计算模数：5.2.3按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1）根据纵向重合度；-：=1.98，从图中查得螺旋角影响系数 丫-：=0.88Zv3Z3

17、2）计算当量齿数:COS3 ：25327.37cos 14Zv4Z43COS10496.33cos 143）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe3二480MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限:fe4 =250MPa ;4）查图取弯曲疲劳寿命系数 Kfn3 =°.95,Kfn4 =0.91;5）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得6）计算载荷系数K.7）查取齿形系数.查表得 YFa3 =2.56；YFa4 =2.19.8）查取应力校正系数.查表得 Ysa3 =1.6037；Ysa4 =1.7863Y Y9）计算大、小齿轮的 丫呀 并加以比较.大齿轮的数值大.（1）设计计算

18、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 轮模数的大小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（即模数与齿数的成积）有关,可取弯曲强度算得的模数 2.87mm并接近圆整为标准值 mn =3mm,按接触强度算得的分度圆直径d102.2mm,算出小齿轮齿数d3 cosB 68.19cos14“z3322,mn3大齿轮齿数z4 = 22 3.5 =77 .这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧 凑,避免浪费.5.2.4几何尺寸计算（1） 计算中心距：a = 0 Z2

19、）mn 二一了7）3 = 153.05mm2cosP2cos14将中心距圆整为153mm.（2） 修正螺旋角：=arccos（Z1= arccos22 77）_ =13.932a2如53值改变不多，故参数；：、K、Zh等不必修正。（3）分度圆直径：（4）齿轮宽度：取 B4 =68mmB3 二 76mm6轴的设计计算6.1高速轴的轴系结构设计6.1.1轴的结构尺寸设计1.高速轴的功率R =2.178kw，转速山=940r/mm，转矩=22.13N m根据结构及使用要求，把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分七段,其中第5段为齿轮，如图6-1所示：图6-1高速轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此

20、其材料须与齿轮材料相同，均为45钢,热处理为 调制处理,材料系数A0为120。所以,有该轴的最小轴径为：dmin二阳R =120 3 2.178 = 15.88mm 940此处最小直径显然是安装联轴器处的直径d1，选择半联轴器的孔径 d =20mm，半联轴器长度L =52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L38mm。其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表6-1 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段dn由半联轴器孔径确定l11略小于联轴器毂孔长度，毂孔长度 Lr = 44mm取1仆=36mm第2段为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制出一轴肩，故取2段的直径

21、为d12 =26mm，取端盖 右端到联轴器左端距离为 35mm , 端盖总宽度为30mm，故112 -65mm第3段根据d12 =26mm，预选轴承7206Cd 汉 D 汉 B =30mm汉 62mm=<16mm，d13 I12由轴承尺寸确定、第4段查得7206C型轴承的定位轴肩高度 为h=3mm，因此，取d4 = d6 = 36mm第5段d15 =齿顶圆直径=47.4mmI15吐齿宽=50mm第6段第7段l17 =7 十 16 =23mm（ 7mn为套筒宽度）6.1.2高速轴上轴承的选定计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为3年，即12480小时1计算轴承的径向载荷得Fr1 =：258

22、.87N、Fr2 F25.1N 2 计算轴承的轴向载荷得Fd1 =0.68Fr1 =176N 、 Fd2 = 0.68Fr2 = 85N ，因此，Fae Fd2 =27085 = 355N Fd1故 Fa1 =355N、Fa2 =85N3求比值FaiFr1= 1.37、Fr2因为角接触球轴承e的最大值为0.56，故 空Fr1Fa2Fr2均大于e4初步计算当量动载荷P取 fp为 1.2，X =0.41, Y =0.87 5求轴承应有的基本额定动载荷值初选的轴承为7206C,它的额定动载荷分别为17.8KN和16.8KN ,故符合条件。6.2中间轴的轴系结构设计轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该

23、轴设计成阶梯轴，共分六段，如图6-2所示：图6-2中间轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同，均为45钢，热处理为调制处理,取材料系数 A0=120。有该轴的最小轴径为：djx A03旦=120綬2 =31.86mm0 压X 208.9因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取d21 =35mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表6-2中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段由轴承尺寸确定（轴承预选7207Cd x D xB = 3572x 17mm）第2段d22由齿轮孔径决疋，取d?2 =40mm丨22略小于齿轮宽度，取122 = 48mm

24、第3段取 d23 = 48mm第4段第5段第6段6.3低速轴的轴系结构设计6.3.1轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴，共分七段，如图6-3所示: 图6-3低速轴考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45钢，热处理调质处理,取材料系数 A。=120所以,有该轴的最小轴径为：d3min =代3 P3 =120 3 2.01 = 38.7mm n3 59.7显然此段轴是安装联轴器的，选择TL7型联轴器，取半联轴器孔径为d=40mm，故此段轴径为d3i =40mm,半联轴器长度L = 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L84mm,第一段的长度应比联轴器的毂孔长度略短，故取 h =82

25、mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表表6-3低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段（由联轴器宽度尺寸确定）第2段为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制 出一轴肩，故取2段的直径为d32 = 46mm，©由端盖等因素确定，取I32 -55mm第3段根据d32 =46亦，预选轴承7210Cd x D 汉 B = 50mm汉 90mm汉 20mm， d33、33 由轴承尺、寸确定第4段l 34 = L2 -(1 35 + l 36 * l 37 也 3 l 33 ) * 凸 3(L2= 162 (10 + 66 + 49 420) + 4 = 65mm

26、为箱体内壁轴向距离，亠为轴承端面至箱体内壁距离)第5段第6段取安装齿轮处的轴直径d36 =55mm，此段的长度略小于齿轮宽度，取© =66mm第7段6.3.2低速轴的受力分析及计算 轴的受力分析及载荷分析如图6-4所示图6-4低速轴的受力分析及扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，计算出的截面C处的MhMv、M的值列于下表:载荷水平面H崔直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6.3.3减速轴的校核由手册查材料45钢的强度参数C截面弯扭合成应力：（-=0.6）由计算结果可见C截面安全。6.3.4减速轴上轴承选择计算 该轴承设计为面对面形式，预计寿命为3年，即124

27、80小时。Fr2 =219N2）计算轴承的轴向载荷得Fd1= 0.68Fr 539N、 Fd 0.68Fr2 =148.92N ，因此，1）计算轴承的径向载荷得卩门= 793N、Fae Fd2 -148.92 670 =818.92NFd1故卩酹=818.92N、 Fa2 -148.92N 3）求比值=1.03、匕2 =0.68，因为角接触球轴承e的最大值为0.56，故、也 均大于e。Fr1Fr2Fr1Fr 24）初步计算当量动载荷P取 fp 为 1.2，X =0.41, Y =0.87 5）求轴承应有的基本额定动载荷值初选的轴承为7210C,它的额定动载荷分别为32.8KN和31.5KN ,

28、故符合条件。7各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结，因此只需进行挤压应力的校核.7.1高速级键的选择及校核带轮处键：按照带轮处的轴径及轴长选 键B6X6,键长28,GB/T1096 联结处的材料分别为：45钢（键）、45钢（轴）7.2中间级处键选择及校核按照轮毂处的轴径及轴长选 键B12X8 GB/T1096联结处的材料分别均为45钢此时，键联结合格7.3低速级处键的选择及校核联结处的材料均为：45钢其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其k p3 "10MPa该键联结合格7.4联轴器处键的选择及校核按照联轴器处的轴径及轴长选 键12X8，键长70,GB

29、/T1096联结处的材料分别为：45钢（联轴器）、45钢（键）、45钢（轴）其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其kp4110MPa该键联结合格8联轴器的选择计算8.1输入轴端的联轴器选择计算8.1.1类型选择选用弹性套柱销联轴器8.1.2载荷计算转矩T =22.13N m，查得KA -1.3，故计算转矩为8.1.3型号选择TL3型弹性套柱销联轴器的许用转矩为31.5N m，许用最大转速为 6300 r/min，轴径为16 22mm，电动机轴为28mm，故不合用。TL4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 63N m，许 用最大转速为5700r/min，轴径为20 28mm，故合用。8

30、.2输出轴的联轴器选择计算8.2.1类型选择选用弹性套柱销联轴器8.2.2载荷计算转矩T -321.5N m，查得KA -1.3，故计算转矩为8.2.3型号选择TL7型弹性套柱销联轴器的许用转矩为500 N m，许用最大转速为3600r/min，轴径为40 48mm，故合用。9减速器箱体及其附件的设计9.1减速器附件的选择通气器为使防尘性能好，选通气器（两次过滤），采用M18X 1.5油面指示器选用游标尺M16吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M161.59.2选择适当型号起盖螺钉型号：GB70-85 M10 X 40,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85

31、 M6X12材料Q235中间轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8X20材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8X 20,材料Q235箱盖、箱座连接螺栓直径：GB5782-86 M10X 100,材料Q235箱体的主要尺寸：(I) 箱座壁厚=0.025a1 二 0.025 153.05 1 = 4.8258取=8 箱盖壁厚 1=0.02a+1=0.02 X 153.05+1= 4.061取1=8 箱盖凸缘厚度b1=1.5 1=1.5 X 8=12箱座凸缘厚度b=1.5 =1.5 X 8=12箱座底凸缘厚度b2=2.5 =2.5 X 8=20 地脚螺钉直径 df=0.036a+12

32、=0.036 X 153.05+12=17.5098(取 16)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)(8) 轴承旁连接螺栓直径 d1= 0.75d f =0.75 X 16=13.15 (取14)(9) 盖与座连接螺栓直径 d 2=(0.5-0.6)d f =0.55 X 16=8.8(取 10)(10) 连接螺栓d2的间距L=150-200(II) 轴承端盖螺钉直径 d3=(0.4-0.5)d f=0.45 X 16= 7.2(取 8)(12) 定位销直径 d=(0.7-0.8)d 2 =0.8 X 10=8(13) 凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(14)

33、外箱壁至轴承座端面的距离 C1+ C2+( 510 )(15) 齿轮顶圆与内箱壁间的距离：12mm(16) 齿轮端面与内箱壁间的距离：=15 mm(17) 箱盖，箱座肋厚：m=8 mm,m=8 mm(18) 轴承端盖外径：D+( 55.5)d3整理成表9-1和表9-2表9-1箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结 果箱座壁厚0.025a+3=8.98考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚:S10.02a+3 > 88 ：箱座凸缘厚度b1.5 S12箱盖凸缘厚度b11.5 S 112箱座底凸缘厚度:b22.5 S20 ：地脚螺栓直径P df0.036a+1217.54地脚螺栓数目na< 250 时，n=44轴承旁联结螺栓直径d10.75df12箱盖与箱座联接螺栓直径d 2（0.5 0.6）df10轴承端盖螺钉直径和数目d3,