二级减速器的设计方法及步骤

1、（论文）（说弓）名口, 号对二级减速器的设计马厅瑞2015平顶山工业职业技术学院5月27>>>>>>>)>>>)>>>)>>>>>>)>>>>>>>)>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>>

2、;>)>>>>>>>>>>)>>>»»»»»»平顶山工业职业技术学院 业设计（论文）任务书姓名 马厅瑞专业机械设计与制造任务下达日期 2014月29设计（论文）开始日期 2014设计（论文）完成日期2015年 5月20设计（论文）题目对二级减速器的设计A 编制设计B 设计专题（毕业论文）指导教师徐从清系（部）主任平顶山工业职业技术学院毕业设计（论文）答辩委员会记录机械机械设计与制造专业，学生马厅瑞进行了毕业设计（论文）答辩。设计题目: 专题（论文）题目

3、: 指导老师:答辩委员会根据学生提交的毕业设计（论文）材料，根据学生答辩情况，经答辩委员会讨论评定，给予学生毕业设计（论文）成绩人，出席答辩委员会 答辩委员会主任（签字）： 答辩委员会副主任（签字）： 答辩委员会委员:平顶山工业职业技术学院毕业设计（论文）评语学生姓名：马厅瑞专业机械设计与制造年级07级毕业设计（论文）题目: 评阅人:（签字）指导教师: 成 绩:（签字）毕业设计（论文）及答辩评语:摘要本论文主要研究普通二级减速器的设计方法及步骤，减速器被喻为 机器的“调度师”。本文从减速器的分析入手，详细对其设计理念和实 效应用进行了全面的研究。在减速器的设计过程中详细分析了各零件的设计准则和

4、满足的使用极 限。并在检验过程中进行了工程力学的分析使其满足使用条件。合理的传动方案应满足工作机的工作要求，具有结构简单、尺寸紧 凑、便于加工、成本低廉、传动效率高和使用维护方便等特点，以保证 工作机的工作质量和可靠性。要同时满足这些要求是比较困难的，设计 时要统筹兼顾，保证重点要求使其尽可能的达到最佳设计方案。关键词：减速器、一级传动轴、二级传动轴、联轴器、齿轮润滑、箱 体、传动比。SummaryIn this t hesi s, the d esi g n of g en eral sec on dary m ethods and p roced uresreducer, speed re

5、ducer has been hail ed as the machi ne's "O perati onDi visi on." This an al ys i s from the reducer, a detai l ed appi i cat ion of itsdesi gn and eff ecti veness of a comprehensive study.Reducer desi g n pr ocess in a detai l ed an al ysi s of the vari ous p arts of thedesig n cr ite

6、ri a and the use t o m eet the limit. Test con ducted i n t he course o fthe an al ys i s of engin eer ing mecha nics to sati sfy the con di ti ons of use.Reas on able t ra nsmissi on schem e shou l d meet the op erat i onalrequireme nts of the work mach ine, has a simple structure, comp act, easypr

7、 ocess ing, low cost, high t ra nsmissi on eff i c i e ncy and easy maintenance,etc., to ensure work qual ity and reli abi li ty of the work machine. To meet these requi reme nts i s d iff icult, t he d esi g n shoul d b e b al an ced t o en sure t hatkey requi rements to achi eve the best possi ble

8、 design.Keywords : redu cer, a trans miss ion shaft, two shafts, couplings, gear lubricati on , box, trans missio n ratio摘要Su mmary 5第1章选择电动机第2章传动装置运动和动力参数的确定6章V带的设计8普通V带传动的设计计算8小带轮结构设计9大带轮结构设计TO章齿轮传动设计计算齿轮传动设计计算直齿圆柱齿轮几何尺寸 13大齿轮结构设计.14章轴的设计与校核1 5输入轴的设计15输出轴的设计.1 7章键的强度校核20输出轴齿轮用键联接校核20输出轴联轴器用键联接校核20

9、.21章减速器的润滑第8章减速器壳体尺寸设计22第9章减速器附件设计24致谢26参考书目27课程设计任务书班级姓名学号设计题目原始数据07级机械设计与制造七班 蔡宝90703426带式运输机传动装置的减速器型胶带驱动卷筒上的圆周力驱动卷筒的直 径运输带的速度使用期限3. 23802. 56工作情况：平稳，两班制（连续16小时），每月工作20天减速机传动装置简图电动机第1章选择电动机1.1电动机是常用的原动机电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维 护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量 (功率)和转速、确定具体型号选择电动机的类型：按工作要求和条件选取丫

10、系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异 步电动机。计算工作机所需PwPw=( FV) n / 1000= ( 3. 2X2. 5) / 1 000X0. 95 = 8. 42Kw(工作机效率n =0. 940. 96 取 n =0. 95) P手册9电机所需的输出功率P0P0=Pw/ ( n 带 Xn 齿)=8. 42/ ( 0. 950X0. 97) =9. 14Kw n 带 0. 940. 97 P 书 163202n 齿=0. 940. 99 P 书Pm确定电动机额定功率14=11Kw摘自 213k22007- 88)Pm= ( 11. 3) P0 =1. 2X9.选择电动机型号由P手册

11、140 表4-2 (根据电动机额定功率选择其型号为丫160L-6其额定功率 P m=11Kw转速n = 970r/ mn 电流I =24. 6A电动机外形尺寸 5853X80X405电动机伸出端直径42mm电动机伸出端安装长度110mm第2章传动装置运动和动力参数的确定电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算 传动装置的总传动比。各轴功率输入=Pmn 带=11X0. 95 = 1 0. 45Kw输出=p 入 n 齿=1 0. 4 5X0. 97=10. 14Kw各轴转速及传动比出=总=n 额 / n 出=970/ 125. 7 = 7. 72总=i带X i齿=7. 72分配

12、传动比：取i带=2. 41齿=3. 2P机7表7-1知单机传动中 V带传动比i =24n 输入=n 额定 / i =970/ 2. 41=402. 5r/(1) 各轴转矩圆柱齿轮传动比i =35T 输入=9550 XPN m= 9550 X 1045 = 1 02. 8N m n1970T 输出=9550 XP2N 9550 X 1014 = 240. 6 N mn2402.5(2) 各轴功率P 输入=Pmn 带=1 1X0. 95=10. 45KwP 输出=P 输入 n 带 n 齿=1 0. 04X0. 99X0. 98=9. 74Kw运动参数和动力参数列表如下：参数电动机输入轴输出轴滚筒轴

13、转速r / m n970402. 5125. 7功率P/ Kw1 110. 4510. 04转矩T/ n. mm247944770382传动比i2. 413. 2效率n0. 950. 97第3章V带的设计由P手册295表11-3普通V带传动的设计计算由下序号计算 项目符号单位计算公式和参数选定及说明1设计 功率P dKwPd = KAP 额=1. 4X11 = 15. 4KwKA-工作因数P书176表8-7由所给参数确定KA=1. 42选定 整型根据Pd和n1由P书176图8-8选取n1小带轮转速选定带为B型3传动比iI =n 1/ i 2 = Dd2/ Dd1 =970/ 402. 5=2.

14、 414小带 轮基 准直径D d1mm由 P书1 71表8- 4取 B型125200 取 Dd1=1805验算 带速Vm/sv= d1 n1/ 60000 = 3. 14*1 80*970/ 60000 = 9. 146大带 轮基 准直 径D d2mmDd 2=4257初定 中心 距A0mm42 3. 512108所需 的基 准长L d 0mmL=2569查表得L = 2800度9实际 中心 距Amm874100010小带 轮包角A1oA1>=12011V带根数Z512单根V带预紧力F0N28913作用 在带 轮上 的压力FQNFQ =2850FQmi n= 42763.1小带轮的结构设

15、计f5m15e20 ± 0. 4g12. 57. 5已知电动机为丫160L- 6其轴伸出直径d=42mm 故小带轮轴孔直径应取d0=42mm伸出轴 E=110mm 穀长应小于110由P旧25表3- 2计算三角带轮的结构设 计由表13- 3知带轮轮缘尺寸d1=( 1. 82) d=2X42=84L = ( 1. 82) d = 2X42=84 da=dd+2f=180+2X5=190B=(z-1) e+2f =( 5-1)X20+2X12. 5 = 105因小带轮直径Dd1 = 180根据P书23选择其结构形式 为实心轮其结构草图及尺寸如下图ZZ /Z FZZ-ZZ FZ /Zy

16、63;/ F/ Z3.2大带轮的结构设计已知大带轮直径Dd2=425mm由P书25表3-12计算V带轮结构尺寸输入轴直径d1=42d1 =( 1. 82) d=2X42=84L=( 1. 52) d = 2X42 = 84De = D+2f =425+2X5 = 435D0 = De- 2( m+ S ) =435- 2X( 1 5 + 7. 5) =390Dk=( D0 + d1) / 2=( 390 + 84) / 2=237 S=14(由型号B确定)S1 > 1. 5S=1. 5X14 = 21S2 > 0. 5S=0. 5X14 = 72、因大带轮直径Dd2=425据P书2

17、5选择其结构型式为孔板轮 其结构尺寸及草图如下：第4章齿轮传动部分设计已知小齿轮传递功率P 1 = 10. 45KW 转速n1 =402. 5r / mi n传动比i齿=3. 2选择材料及精度等级普通减速器无特殊要求故采用软齿面传动 由P书220表 小齿轮的材料为45号钢 小齿轮调质处理硬度为270HBS 火处理 硬度为210HBS 取齿轮传动精度等级为8级9- 4选大、大齿轮正按齿面接触疲劳强度设计ZeZhZ1KT1 U 1 Z E Z H Z 26=41.631 ?？(_)2V dUHT1=39190N. mm,由表6- 10，软齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数d=0. 6。由表6- 7得

18、使用系数kA=1. 25。由图6- 6a试取动载系数Kv = 1. 08。由图6- 8， 按齿轮在两轴承中间非对称布置，取K =1. 08。由表6- 8，按齿面未硬化， 直齿轮，8 级精度，kA Ft/ b<1 00N/ mm k=1.1。所以 K= kAkV k k =1. 2 5 X计算公式按式6-81. 08 X 1. 08 X 1.1 = 1. 6初步确定节点区域系数Zh=2.系数 Ze =1。5，重合系数Z =0. 9，由表6- 9确定弹性由式6- 14齿面接触许用应力H limZ NZWSH由图 6-22查取齿轮材料=560Mpa。小齿轮的应力循环次数N1 = 60接触疲劳极

19、限应力Hlim1 = 800Mpa，Hlim2 =5 60 Mpa。小齿轮 的应力 循 环次数 Ni = 60 “2 r th = 60 X 243. 65 X 5 X 250 X 8 = 1. 4619 X 108 ；大齿轮的应力循环次数 2=60 01 r th =60 X 77. 6 X 5 X 250 X 8=4. 656 X 107 ；由表6- 1 1求得接触疲劳强度计算的寿命系数zZN1 = 1.15， ZN 2= 1.19，齿轮疲劳接触强度安全。3、取Z1=25、29、33三种方案则 Z2=iZ1=80、93、106列表计算方案Z1Z2M=2a/ (Z1+Z2)取标准 模数实际

20、中心 距实际 传动比传动比误差125804. 065262. 53. 210. 7%229933. 4942443. 210. 7%3331063. 0642783. 210. 3%由表可见方案1、3实际中心距增加过多，所以取2为佳计算传动的主要尺寸分度圆直径 d1=mz1=4*29 = 1 16mmd2=mz2=4* 93 =3 72 mm中心距齿宽a=m( z 1 +z2) / 2 = 4* ( 29+93) / 2 = 244mmb1 =1 03mm b2=98mm取计算齿轮圆周速度Vb= W aA=0. 4*244=97. 6mmv= d1 ' n1/60000 = 3. 14

21、*402. 5* 1 16/ 60000 = 2。44 由书本差得选取齿轮传动精度等级，且V=5m/s4、校核齿根弯曲疲劳强度计算公式按式6-116-18得，2kT1bd1mYnYsr Y f小齿轮齿形系数YFa1=2. 18 ,大齿轮齿形系数YFa2=2.1，力修正系数Y.1 =1. 8，大齿轮应力修正系数Ysa2=1. 89。6- 20得重合度系数Y =0. 75。按式6- 14得弯曲疲劳许用应力FfFlimXASSTSF按图6-24i，g查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力 Fiim1 = 300Mpa,Flim 2=24°MPa。6-13计算弯曲强度计算的寿命系数YnYNi=0. 9

22、25 , Yn2=0- 9476- 25查取尺寸系数，乂 = 1，由式6- 14取 Yst=2疲劳强度安全系数由表6- 12得SF=1. 25f1 丄严 300M P"?25 1 2 444M paSf1.25同理的f2=363. 45Mpa比较瓷，和洽的大小的到所以应该按大齿轮校核F1F24L 齿轮弯曲疲劳强度心=如浪2冷2Y=226. 01Mpa< bdmF2 =f2=363.45Mpa,弯曲疲劳强度足够传动齿轮结构及草图如下：T厂第5章设计与校核()输入轴的设计1;y一32 >11F :IL_/R0选择轴的材料，确定许用应力【S - 1 】=55Mpan1 =402

23、. 5r / m n书P337查表12- 5取45号钢 正火处理 查书P330表12- 2得2、已知输入轴上的功率P1 =10. 45Kw 转速转矩T1=247944N. mm估算轴的最小直径d >A=107初定轴的直径及跨度旧书P225因带轮结构要求，按表3- 4取轴径d1=30mm轴承处轴径d3、d7 = 35由表6- 14取小齿轮端面至减速器内壁距离a = 1 3mm取轴承端面至减速器内壁距离L2=8mm小齿轮宽度103mm选择轴承 P1 57 单列向心推力球轴承：36311 型 d=55mm D=120mmB=29mmL=B/ 2+L2 + a + 103=6 + 15 + B/

24、 2=29+8 + 103 + 6+15=174mm带轮对称线至轴承指点的距离L1 =B/ 2+L3 + L4+L5/ 2由表6- 14取L4=15mm 带轮与轴配合长度L5=42* 2 = 84取L5=80mm轴承盖及联接螺栓头的高度L3 =+ c1+c2+（35）+b + H-L2- B=8+26+21+3 + 1 0 + 9- 15- 2 9=33 所以 L1 =2 9/2+3 3+15 + 80/ 2=102. 5 mm按弯扭合成进行轴的强度校核 (1 ) 绘制轴的计算简图(2)计算作用在轴上的作用力圆周力 Ft 1=( 2xTX ) / d1=( 2x247944)/ 1 16 =

25、4275N径向力 Fr 1=Ft t an a =4275xt an20o = 1 556N求支座反力：水平面 H: RAH=RBH=1/ 2xFt 1 =1/2x4275=2137. 5NQ=2850NRAV=(QL3- Fr 1L2) / L = ( 2850x102. 5- 1556x86) / 1 72=9 34NRBV=Q+Fr1+RAV=2850+1556+943=5344N(3) 计算弯矩并做弯矩图MCH=RAHxL1 =21 37. 5x86 = 1 83825 N. mmMCV=RAVxL1 =934x86 = 80324 N. mmMBV=QxL3=2850x1 02. 5

26、=2921 25 N. mm 合成弯矩MC=200MB=MBVT 入=247. 944(4) 计算当量弯矩轴的材料为45号钢HB =220P 书表 12- 2 S - 1 =60N/ mni由公式6- 1P 旧书 6- 1 查得 S b=650N/ mm1 2a =0. 6P339Mdc=277n. mMdb=327. 8n. mMde=386n. m(5) S B' = Mdb/w=327839/ 0. 1x503=19. 7< S B =60N/ mm23 2 2S E=Mde/ w=386000/ 0. 1x42 =52. 1 N/ mm < S - 1 =60N/

27、mm(二)输出轴的设计3、选择联轴器手册P205有弹性柱销元件的挠性联轴器型号 HL4Tn = 1 250N. m n = 4000r/mi n L1 =84mm4、 选择轴承 手册P205深沟球轴承6213型d = 65 D=120 B=235、确定轴直径及跨度（与输入轴大致相同）查表及计算过程略 结构尺寸草图如下图：按弯矩合成进行轴的强度校核 绘制轴的计算简图计算作用在轴上的作用力(2)圆周力 Ft 2=(2xT 出)/d2=( 2x770382) / 372=4142N径向力 Fr 2= Ft 2t a n a =4142xt a n20o=1 346NH 水平面 RAH=RBH=1/2

28、x Ft 2 = 4142/ 2 = 2071NV 垂直面 RAV=( Fr2xL1) / L=( 1346x89) / 180=666NRBV= Fr 2- RAV=680N(3)做弯矩图并计算MCV=RAHxL1=2071x89=184319N. mm 垂直面弯矩Mc = 193. 918n. m(4)计算当量弯矩轴心的材料为45表 12- 2 S - P 339号 钢 HB=220Mpa 查旧书 P6- 11 =60N/ mrT2a =0. 6得 b=650N/mm2Jm 2c (aT)2血506.72_0.6 39400 293543.1 Nmm>d2 (aT)2J104219.

29、82_0.6 39400 2106867.3 Nmm校核轴的强度= Mdc/ w=482900/ ( 0.= Mde/ w=402200/ ( 0.1x503) =36. 98N. mm2< S 1 b=60N/ mm23 2 21X50 ) =36. 98 N. mm< S - 1 b=60N/ mm第6章键强度校核(一)低速轴与齿轮的链接输出轴齿轮用键联接的校核选用选用普通圆并没有平键由P书155 表8-2查 得A型 b=20 h=12 取键长L = 95由表8-7计算得键的工作长度L = 95- 20 = 75 键用45号钢被接零件齿轮是铸钢P =100120N/ mm t

30、=90N/ mm 齿轮与轴键联接的比压P=( 2xT2) / ( dxkxL) =( 2x7 70382) / ( 73x6x75) =47< P 剪切强度条件2T = ( 2xT2) / (dxbxL) =(2x770382)/( 73x20x80) =13. 2N. mm < t （二）输出轴联轴器用键联接的校核 低速轴与齿轮的联接选用普通圆头平键由P旧表8-2查得A型b = 16 h = 1 0 取键长L = 70 键工作长度L = 70- 16 = 54 工作高度K=1 0/2=5 键的材料为45号钢被联接零件采用钢质联轴器，由表8-8查2 2P =100120N. mm

31、t =90N/ mm 低速轴与联轴器键联接的比压P= ( 2xT2) / ( dxkxL) =( 2x770382)/ (50x5x54) =1 14N/ mm2 剪切强度条件T = ( 2 x T2) / ( d x b x L) = ( 2 x770382) / ( 50x16x54) =35. 7 N/ mm2第7章减速器的润滑1、齿轮的圆周速度V为V= ( n xd1xn1) / ( 60x 1 000) =( 3. 14x1 16x402. 5) / ( 60x1000) =2. 44nY s因齿轮的圆周速度V<12mZs所以采用油浴润滑，由表9- 8选用HJ-30机 械油由于

32、是单级圆柱齿轮减速器，据表9-10浸油深度应使淹没过大齿轮顶圆1 0 mm换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度 对于轴承的润滑因为是d x n 1=55x402. 5=221 37. 5>2x105 宜采用润滑油润滑润滑油的粘度Eso.可根据Dn值和轴承工作温度进行选择 2、密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合 面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处。1) 轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂 水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密 毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但对轴颈接触的磨损

33、较严 因而工耗大，毡圈寿命短。2) 轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、 杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔 之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。3) 盖与箱座接合面密封 在接合面上涂上密封胶。3、公差的设计:对于联轴器的公差配合也，轴承轴的公差配合选用也，键的公差h6h7配合选用更f 7第8章减速器箱体尺寸计算箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种 零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的 形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作 性能

34、、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受 力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经 验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。=0. 025a + 1 >8箱体选用HT-200，根据工作条件的要求，箱座壁厚=0. 025 x 244+1=7取1 01 箱盖壁厚S 1=0. 8>8S =1 0x0. 8=8b箱座上部凸缘厚度b = 1. 5b = 1. 5x10 = 15b1箱盖凸缘厚度b1 = 1. 51b1 =1. 51x8=12P箱座下部凸缘厚度P=2. 35P =2. 35x10=23. 5m箱底加强筋厚度m=0. 85m=

35、0. 85x 1 0=8. 5d地脚螺栓直径由表9-3得 d=20d1轴承旁联接螺栓直径d1 = 0. 75d d1=0. 75x20 = 15d2箱座与箱盖联接螺栓d2=0. 6x20 = 12直径d2(0. 50. 6) d 巾d3轴承盖固定螺栓直径由表 9- 19d3=8mmc1箱体外壁至螺栓d由表9-4 d =20 c1 =30d1=15c1=26d2=12c1=22K箱座上部及下部凸缘宽度由表 9-4c2=26c1+c2=56级齿轮减速器底座壁厚c2=21c1+c2=47c2=18c1+c2=40R小齿轮中心至箱盖内壁由作图决定R1R2 凸缘圆角半径见表9- 59- 6R8RO凸起支

36、撑面圆弧半径R8=c2=21L1L2L3箱座与箱盖联接螺栓中心距螺栓孔的钻孔深度表9- 3( L1 =L2)内螺纹攻丝深度见表9-30 ( L3 = H)L4箱座与地基结合面宽度L4=c1+c2+ SL4=26+21+9=56轴承镗孔边至螺栓d1中心距 e e ( 1 1. 2) d1e = 1. 2x15=18dp轴承盖螺栓分布圆直径 D1=D+2. 5xd3吊环螺栓直径 dp = 0.8 ddp = O.D1 = 158x20=16齿顶圆与箱体内壁间的最小间隙AmiAmi n =1. 2x10=12地脚螺栓数目h = ( L+B) / ( 200- 30) =4第9章附件的设计(1 )窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等， 在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，箱 体上窥视孔处应凸出一块，以便加式出与孔盖的接触面。本设计