二级减速器课程设计说明书

1、word1设计任务书表1-1设计数据序号F(N)D(mm)V(m/s)工作环境载荷特性取短工作年限传动力杀71920265大批车间平稳冲击十年二班如图1-133 / 26图1-1传动方案简图1减速器装配图1(A1)2零件工作图1减速器箱盖、减速器箱座-A2； 2输出轴-A3;输出轴齿轮-A33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、本钱低廉以与使用维护方便。要完全满足这些要困难的。在拟定传动方案和对多种方案进展比拟时，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Zu0现以课程设计P3

2、的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进展分析。方案a制造本钱低，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，且制造本钱高。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，但制造本钱较高。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。假如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，如此方案a、c均为可选方案。对于方案c假如将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。应当选c方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。3电动机的选择工业上一般

3、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Y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Y系列三相异步电动机Pw卷筒3轴所需功率:PwFv10001920 0.821000= 1.574 kw卷筒轴转速:60 1000VD60 1000 0.82265 3.1459.13r / minPd考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为PdPw传动装置的总效率:-联轴器效率-齿轮传动效率-滚动轴承效率-滚筒效率0.990.970.990.96所以0.9920.97 230

4、.990.96 0.86所以PdPw1.5740.861.83 kwRd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 o查机械设计课程设计表20-1得Ped2.2kw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936,所以电动机转速可选围为ndinw(936)59.13r/min532.172128.7r/min符合上述要求的同步转速有750r/min,1500r/min和3000r/min,其中减速器以1500和1000r/min的优先，所以现以这两种方案进展比拟。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与

5、计算出的总传动比列于表3-1:表3-1电动机技术数据力杀电动机型额定功电动机转速电动机质量总传动比号率kWr/minkg同转满转总传动比高速级低速级1Y100L1-4150014203424642Y112M-610009404516表3-1中，方案1与方案2相比拟，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量与总传动比，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nmi 一nw94059.1316减速器的传动比i为16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i1(1.11.5)i2,计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比k4.5

6、,低速级的传动比i23.5。P0Pd2.2kWn0nm940r/minPoT0955022.35NmnoPP012.2kW0.992.178kWn1n0940r/minRT1955022.13Nmn1P2P1232.178kW0.970.992.09kWni940n2208.9r/min11 4.5ccP2c-T2955095.5Nmn2P3P2232.09kW0.970.992.09kWn2n359.7r/min12P3T39550321.5Nmn35传动件的设计计算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，应当选用8级精

7、度GB10095-88。3）材料选择。考虑到制造的方便与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HBS1=217-255,HBS2=162-217个均硬度硬度分另为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Z24.523103.5,取Z2104。5选取螺旋角。初选螺旋角145.1.2按齿面接触强度设计由设计公式进展试算，即d1t12"u1(ZhZe)2d.uh5-1（1）确定公式的各计算数值1）试选载荷系数Kt1.42）由以上计算得小齿轮的转矩T1

8、22.13Nm3）查表与其图选取齿宽系数1d1,材料的弹性影响系数Ze189.8MPa1按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限hi580MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2390MPa。4）计算应力循环次数Ni60njLh609401(5_983002)1.3510N2N11.3510931084.55）按接触疲劳寿命系数HN10.9HN20.956)由计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1故:NlimSh5-2HN1lim1SHN2limShi20.9580522MPa0.95390370.5MPaHl25223705MPa446.25MPa7查图选取区域系数Zh2.46

9、。8查图得10.765,0.87,如止匕121.6352计算:1)求得小齿轮分度圆直径dti的最小值为dt2K1u1产一一一一一4321.42.213105.51.6354.5189.82.46466.25)237mm2)圆周速度:dtn3.14376010006010009401.82m/s3)计算齿宽与模数:齿宽:d1t13737mm齿高:模数:mntdtcos37cos14231.56mm373.512.25mnt10.54计算纵向重合度2.251.563.51mm0.318dZitan0.318123tan141.825）计算载荷系数:根据KA1.82m/s,8级精度，查得动载系数v1

10、.1,Kh1.4491,Kf1.35,KhKf1.4故载荷系数1.1.11.41.44912.23H6）按实际载荷系数校正分度圆直径:d1%337,t临 432mm7计算模数:d1 cos43.2 cos14 1.82mm23弯曲强度设计公式为mn 3|2KY cos2YFaYSa2 dZ15-3（1）确定公式的各计算数值1）根据纵向重合度1.82,从图中查得螺旋角影响系数 Y 0.88Zv12）计算当量齿数：Zv2Zi3 cosZ23 cos23 cos31425.181043cos 14113.83）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fei480MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2250MP

11、a;4）查图取弯曲疲劳寿命系数Kfni0.9,Kfn20.95;5）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得KFN1 FE1SK FN 2 FN 2S0.9 4801.40.95 250308.6MPa169.6MPa1.46）计算载荷系数K.K KaKvKf Kf1 1.1 1.4 1.35 2.0797）查取齿形系数.查表得YFai2.6164；YFa22.169.8）查取应力校正系数.查表得YSa11.5909；YSa21.801sasa29）计算大、小齿轮的YaYSa并加以比拟.FYFa1YSa12.6164 1.5909308.60.01349YFa2YSa22.169

12、 1.801169.60.02302Zid1 cos mn43.2cos2大齿轮齿数z221 4.5 94.5 ,取 z2 95.大齿轮的数值大2设计计算mn0.02303mm 1.266mm322.079221300.88cos14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,防止浪费.5.1.4.几何尺寸计算1计算中心距：a(zz 232 1.635比照计算结果，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

13、的成积）有关,可取弯曲强度算得的模数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d1 43.2mm ,算出小齿轮齿数回(2195)2119.55mm2cos2cos14将中心距圆整为120mm.2修正螺旋角:(Zi Z2)mn arccos2a(21 95) 2 arccos2 12014.84值改变不多，故参数、K、Zh等不必修正。3分度圆直径:d1zmn21243.4mmcoscos14.84d2Z2mln952196.56mmcoscos14.844齿轮宽度：bdd143.4mm取B243mmB150mm5.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级1运输机为一般

14、工作，速度不高，应当选用8级精度GB10095-88。2）材料选择。考虑到制造的方便与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HBS1=217-255,HBS2=162-217个均硬度硬度分另为236HBS,190HBS二者材料硬度差为46HBS3选小齿轮的齿数z125,大齿轮的齿数为z23.52587.5,取z2884选取螺旋角。初选螺旋角145.2.2 按齿面接触强度设计由设计公式进展试算，即d1tU 1(ZhZe)2 u h1确定公式的各计算数值1试选载荷系数Kt1.62）由以上计算得小齿轮的转矩T

15、i321.5Nm13）查表与其图选取齿宽系数d1,材料的弹性影响系数Ze189.8MPa按齿面硬度的小齿Hlim4 390MPa 。轮的接触疲劳强度极限Hlim3580MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限4）计算应力循环次数N360n3jLh60 59.7 1 (5 8 300 2)8.6 107N2Ni8.6 1073.52.46 1075）按接触疲劳寿命系数HN10.9HN20.957)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1NlimSHN3lim33s0.95580551MPaHN4lim44s0.99390386.1MPa故:H3551386.1MPa468.55MPa7查图

16、选取区域系数Zh2.433。8查图得30.78,40.8,如止匕341.582计算:1)求得小齿轮分度圆直径dti的最小值为d3t2KtT1u1ZeZ(321.632.151044.51.583.5(2.433189.8)293.34mm468.552)圆周速度:60d%n10003.1493.3459.7，0.29m/s6010003)计算齿宽与模数:齿宽:d3t193.3493.34mm齿高:模数:mntd3tcos93.3425cos143.62mm93.348.152.25mnt11.454计算纵向重合度0.318dz3tan5）计算载荷系数:根据KA1,vKf1.27,Kh故载荷系数

17、2.253.628.15mm0.3180.29m/sKf1.4,825tan141.98级精度，1.6）按实际载荷系数校正分度圆直径:查得动载系数V1.03,KH1.031.41.4672.11.467,2.1d3d3t3：93.343；102.2mm7计算模数：d3 cosmn 3102.2 cos14253.97mm弯曲强度设计公式为一、22KT1YcosYFaYsamn32dZlF（1）确定公式的各计算数值1）根据纵向重合度1.98,从图中查得螺旋角影响系数Y0.88Zv32）计算当量齿数：Zv4Z33 cosZ43 cos25 cos314104cos31427.3796.333）查图

18、得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe3480MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4250MPa;4）查图取弯曲疲劳寿命系数Kfn30.95,Kfn40.91;5）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得KFN3 FE3SK FN 4 FN 4S0.95 480 325.71MPa1.40.91 250 162.5MPa1.46）计算载荷系数K.K KaKvKf Kf1.03 1.4 1.27 1.837）查取齿形系数.查表得YFa32.56»Fa42.19.8）查取应力校正系数.查表得YSa31.6037;YSa41.7863aa9）计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比拟.Y

19、Fa3YSa32.561.6037325.710.0126YFa4YSa42.191.7863162.50.02407大齿轮的数值大.(1)设计计算q21.833215000.88cos2143212521.580.02407mm2.87mm比照计算结果，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mn3mm,按接触强度算得的分度圆直径d3102.2mm,算出小齿轮齿数d3cos68.19cos1

20、4.Z322,mn3大齿轮齿数z4223.577.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,防止浪费.1计算中心距：a(Z1z2)mn(2377)3153.05mm2cos2cos14将中心距圆整为153mm.2修正螺旋角：arccos-(-1z2)mnarccos(-2-77)213.932a2153值改变不多，故参数、K、Zh等不必修正。3分度圆直径：,Z3mln223d3coscos13.93,Z4mln773d4coscos13.934齿轮宽度：68mm238mmbdd368mm取B468mmb376mm6轴的设计计算Pi2.178kw,转

21、速ni940r/mm,转矩Ti22.13Nm根据结构与使用要求，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高速轴由于结构与工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料一样，均为45钢,热处理为调制处理，材料系数A为120。所以，有该轴的最小轴径为：dm.Ao3：旦1203巨815.88mmn1,940此处最小直径显然是安装联轴器处的直径d选择半联轴器的孔径d20mm,半联轴器长度L52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L138mm。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d11由半

22、联轴器孔径确定111略小于联轴器毂孔长度，毂孔长度L144mm取11136mmdu20mm11136mm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d1226mm,取端盖右端到联轴器左端距离为35mm,端盖总宽度为30mm，故l1265mmd1226mml1265mm第3段根据d1226mm,预选轴承7206CdDB30mm62mm16mm,d13、I12由轴承尺寸确定d1330mml1316mm第4段查得7206c型轴承的定位轴肩高度为h3mm,因此，取d14d1636mmI14L2(74)5504108mmd1436mml14108mm第5段d15齿顶圆直径

23、47.4mml15齿竟50mmd1547.4mml1550mm第6段d16d14l165mmd1636mml165mm第7段d17d1330mml1771623mm7mnd套筒宽度d1730mml1723mm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Fr1258.87N、Fr2125.1N2计算轴承的轴向载荷得Fd10.68Fr1176N、Fd20.68Fr285N,因止匕，FaeFd227085355NFdi故Fai355N、Fa285NFa1 1.37、Fri3求比值Fa20.68,因为角接触球轴承e的最大值为0.56,故F1、1均大于e。Fr2FriF

24、r24初步计算当量动载荷P取fp为1.2,X0.41,Y0.87Rfp(XFr1YFa1)1.2(0.41258.870.87355)498NF21.2(0.41125.1850.87)150.3N5求轴承应有的根本额定动载荷值60nLh。C1P1. 10649860 940 124801064430NC2 150.3 3,60 940 124801061337N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。轴的结构尺寸设计由于结构与工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料一样，均为45钢，热处理为调制2 2 09120 3 31.86mmV 20

25、8.9处理，取材料系数A0120。有该轴的最小轴径为：d21A因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取d2135mm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d21A03/-nn2由轴承尺寸确定（轴承预选7207cdDB357217mm）l21B1Bh171330mmd2135mml2130mm第2段d22由齿轮孔径决止，取d2240mmI22略小丁齿轮范度，取12248mmd2240mml2248mm第3段取d2348mm23l2310mmd2348mml2310mm第4段d24分度圆直径68mml24'齿竟76mm

26、d2468mmM76mm第5段d25d2348mml2510mmd2548mml2510mm第6段d26d2135mml26B1Bh30mmd2635mml2630mm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：d3min43：艮120J20138.7mm3m,n359.7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d40mm,故此段轴径为d3i40mm,半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm,第一段的长度应比联轴器

27、的毂孔长度略短，故取1182mm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d3140mm13182mm（由联轴器宽度尺寸确定）d3140mm13182mm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d3246mm,原由端盖等因素确止，取13255mmd3246mm13255mm第3段根据九46mm，预选轴承7210cdDB50mm90mm20mm,d33、l33由轴承尺、寸确定d3350mmI3320mmd3350mm13320mm第4段d34d351060mm134L2(l35136l3731

28、33)3L2162(106649420)465mm为箱体壁轴向距离，3为轴承端面全箱体壁距离d3460mml3465mm第5段d35d34565mml3510mmd3565mml3510mm第6段取安装齿轮处的轴直径d3655mm，此段的长度略小丁齿轮范度，取l3666mmd3655mml3666mm第7段d37d3350mml37B3Bh202949mmd3750mml3749mm轴的受力分析与载荷分析如图6-4所示Ft2T32321.5103-2682Nd4239.79FrtanFtcos2682tan201009Ncos14.64FaFttan2682tan14.64701N图6-4低速

29、轴的受力分析与扭矩图C处的M h从轴的结构图以与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Mv、M的值列于下表：载荷水平向H直向V支反力FFnhi930N,Fnh21770NFnvi793NFnv2219N弯矩MMh109740NmmMV193574NmmMV213578Nmm总弯矩M1144221NmmM2110576Nmm扭矩TT3321500Nmm由手册查材料45钢的强度参数160MPaC截面弯扭合成应力：（0.6）14.5MPa 1M2(T3)21442212(0.6321500)2caW0.1-553由计算结果可见C截面安全。该轴承设计为面对面形式，预计寿命为3年，即1

30、2480小时。1计算轴承的径向载荷得Fr1793N、Fr2219N2计算轴承的轴向载荷得Fd10.68Fr1539N、Fd20.68Fr2148.92N,因此，Fae Fd2 148.92670 818.92N Fd1故 Fa1 818.92N、Fa2 148.92 N a 23求比值Fa1上1.03、Fr1Fa20.68,因为角接触球轴承e的最大值为0.56,故F!、工吧均大于e。Fr1Fr24初步计算当量动载荷P取fp为1.2,X0.41,Y0.87Rfp(XFr1YFa1)1.2(0.417930.87818.92)1245NF21.2(0.41219148.920.87)263.22N

31、5求轴承应有的根本额定动载荷值4454N初选的轴承为7210C,它的额定动载荷分别为32.8KN和31.5KN,故符合条件7各轴键、键槽的选择与其校核因减速器中的键联结均为静联结，因此只需进展挤压应力的校核.带轮处键：按照带轮处的轴径与轴长选键B6X6，键长28,GB/T1096联结处的材料分别为：45钢（键）、45钢（轴）中间级处键选择与校核按照轮毂处的轴径与轴长选键B12X8GB/T1096联结处的材料分别均为45钢此时，键联结合格.低速级大齿轮处键按照轮毂处的轴径与轴长选键B16X10，键长56GB/T1096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展校核，查手册其p

32、3110MPa2T3d 361k2 32150055 56 541.75MPa p3该键联结合格按照联轴器处的轴径与轴长选键12X8，键长70,GB/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展校核，查手册其p4110MPapP42T3d311k2 32150040 70 457.4 p4该键联结合格.8联轴器的选择计算选用弹性套柱销联轴器转矩T22.13Nm,查得KA1.3,故计算转矩为TcaKAT1.322.1328.769NmTL3型弹性套柱销联轴器的许用转矩为31.5Nm,许用最大转速为6300r/min,轴径为162

33、2mm,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63Nm,许用最大转速为5700r/min,轴径为2028mm,故合用。选用弹性套柱销联轴器转矩T321.5Nm,查得Ka1.3,故计算转矩为TcaKAT1.3321.5Nm417.95NmTL7型弹性套柱销联轴器的许用转矩为500Nm,许用最大转速为3600r/min,轴径为4048mm,故合用。9减速器箱体与其附件的设计通气器为使防尘性能好，选通气器两次过滤，采用M18X油面指示器选用游标尺M16吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞起盖螺钉型号：GB70-85M10X40，材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB70

34、-85M6X12材料Q235中间轴轴承盖上的螺钉：GB70-85M8X20材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85M8X20,材料Q235箱盖、箱座连接螺栓直径：GB5782-86M10X100,材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚0.025a10.025153.0514.8258取=8箱盖壁厚1x取1=8箱盖凸缘厚度b11X8=12X8=12(5)箱座底凸缘厚度b2X8=20(6)地脚螺钉直径dfX153.05+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d1fX16=13.15(取14)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)dfX(取10)(10)连接螺栓d2的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直径d3=(0.4-0.5)dfX16=7.2(取8)(12)定位销直径d=(0.7-0.8)d2X10=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)外箱壁至轴承座端面的距离C1+C2+(510)(15)齿轮顶圆与箱壁间的距离：12mm(16)齿轮端面与箱