二级减速器设计

1、课 程 设 计课程名称 机械设计基础 题目名称 二级减速器传动装置 学生学院 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师 200 年 月 日目 录机械设计基础课程设计任务书.1一、传动方案的拟定及说明.3二、电动机的选择.3三、计算传动装置的运动和动力参数.4四、传动件的设计计算.6五、轴的设计计算.15六、滚动轴承的选择及计算.23七、键联接的选择及校核计算.26八、高速轴的疲劳强度校核.27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.31参考资料目录题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓 名学 号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见

2、图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带需要拉力： F= 3200N； 2运输带工作速度： v = 0.47m/s； 3滚筒直径：D=320mm 4工作情况：两班制，连续单向运转，载荷有较小冲击；工作年限10年，大修期3年；每年按300天计 ；室内工作，有粉尘；运输带允许误差为±5%； 5制造条件及生产批量：在中小型机械厂批量生产。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3设计

3、说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教1-201第18周一二传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教1-201第18周一至第18周二三减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计教1-201第18周二至第19周一四完成减速器装配图: 教1-201第19周二至第20周一五零件工作图设计教1-201第20周周二六整理和编写设计计算说明书教1-201第20周周三至周四

4、七课程设计答辩工字2-617第20周五五、应收集的资料及主要参考文献1 孙桓, 陈作模. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良贵, 纪名刚. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计M. 北京：高等教育出版社，1995.4 机械制图、机械设计手册等书籍。发出任务书日期：2008年 6 月23日 指导教师签名： 计划完成日期： 2008年 7 月11日 基层教学单位责任人签章：主管院长签章：设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含开式齿轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为

5、了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的三项异步电动机。它为卧式封闭结构2电动机容量1) 卷筒的输出力F=3200N卷筒轴的输出功率 2) 电动机输出功率d 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器；滚子轴承；圆柱齿轮传动；卷筒轴滑动轴承；V带传动=0.96则故 3电动机额定功率由1表20-1选取电动机额定功率4电动机的转速选定电动机的型号为Y112M-6。主要性能如下表：电机型号额定功率满载

6、转速HDXEY112M-62.2KW940r/min11228X605、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比=n0/nw=33.492)、分配传动比 假设V带传动分配的传动比，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比=二级减速器中：高速级齿轮传动比低速级齿轮传动比三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为：2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即3各轴输入转矩T(Nm)将计算结果汇总列表备用。项目电动机高速轴中间轴低速轴N转速（r/min）940252.6971.1828.02P 功率（kW）2.22.1122

7、.031.89转矩T(Nm)22351.0679819.54272358.81644164.88i传动比3.723.552.54效率0.960.990.97三、传动件的设计计算1设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：单班制（共8h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.112kw小带轮转速 大带轮转速，传动比。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率 =2)、选择V带型 根据、由图8-10机械设计p157选择A型带（d1=1121

8、40mm）3）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径，由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径（2）、验算带速v 因为5m/s<6.39m/s<30m/s,带轮符合推荐范围（3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 ，初定=480mm（4）、确定V带的中心距a和基准长度 a、 根据式8-20 机械设计p152 0.7 0.7 427a1220 初定中心距=500mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 =2+=2×500+×0.5×（130+480）+（480-130）（480-130）/4×

9、5001366.25mm由表8-2先带的基准长度=1350mmc.计算实际中心距a+( -)/2500+（1350-1366.25）/2492mm中心距满足变化范围:3501000mm（5）.验算小带轮包角 180°-（-）/a×57.3°180°-（480-130）/501.5×57.3° 166°>90° 包角满足条件（6）.计算带的根数单根V带所能传达的功率 根据=940r/min 和=130mm 表8-4a用插值法求得=2.04kw单根v带的传递功率的增量 已知A型v带，小带轮转速=940r/min

10、查表8-4b得=0.35kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数=0.96,表8-2得带长修正系数=0.99=(+)××=(2.04+0.35) ×0.96×0.99=2.27KWZ= =2.32/2.27=1.022 故取2根.（7）、计算单根V带的初拉力和最小值500*+qVV=190.0N对于新安装的V带,初拉力为:1.5=285N对于运转后的V带,初拉力为:1.3=247N（8）计算带传动的压轴力=2Zsin(/2)=726.79N（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式. C结构图 （略）四、齿轮传动设

11、计 选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮=25，则=，=253.55=88.75，取=90并初步选定11°确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.425c.由图10-26查得, ,则d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的

12、弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPah.由式10-13计算应力循环次数i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.96 =/S=540 Mpa= /S=528 Mpa=(+)/2=543 Mpa3）、计算（1)计算齿宽B及模数B=d=1X51.9mm=51.9mm=cos/=2.038mmH=2.25=5.19mmB/H=51.9/5.19=10（3）、计算纵向重合度=0.318dt

13、an=1.704（4）、计算载荷系数由表分别查得:故载荷系数（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010a 得 =44.89mm（6）、计算模数= Cos/Z1=1.99mm4）、按齿根弯曲强度设计由式10-17(1)、计算载荷系数:(2)、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数(3)、计算当量齿数齿形系数 ，（4）、由1图10-5查得由表10-5 查得由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.85,=0.88计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=303.57 MPa=/S=238.86

14、 MPa（5）、计算大小齿轮的，并比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。（6）、计算法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=46.89mm来计算应有的数,于是有:取2mm；（7）、则，故取=23.则=81.65，取（8）、计算中心距取a1=108mm（9）、确定螺旋角（10）、计算大小齿轮分度圆直径:=（11）、确定齿宽 取5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=2

15、40HBS2）、取小齿轮=35，则=88.9 取=90，初步选定11°3）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数c.由图10-26查得则d.计算小齿轮的转矩: 确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPah.由式10-13计算应力循环系数 i.由图10-19取

16、接触疲劳寿命系数=0.96 =0.97 =/S=576Mpa= /S=533.5 Mpa=(+)/2=554.8 Mpa4）、计算（1）、计算齿宽b及模数B=d=1X65.87=65.87mm=cos/ =1.75mmH=2.25=3.93mmb/h=16.76(3)、计算纵向重合度=0.318dZ1tan=1.704a 由表分别查得:故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 =75.58mm（5）计算模数= cos/=1.985mm5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17a上式中b根据纵向重合度=1.704,

17、从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.85c计算当量齿数齿形系数 ，由1图10-5查得由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.86,=0.89d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPae比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。f法向模数对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=75.58mm来计算应有的数,于是有:取= cos/=1.985mm=2mm 37.则g中心距 取a1=135mmh确定螺旋角 i计算大小齿轮分度圆直径:=J 齿宽取4)、齿轮结构设

18、计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径高速轴为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=21.38mm。故取=28mm高速轴工作简图如图(a)所示首先确定个段直径A段：=28mm 有最小直径算出）B段：=32mm，C段：=35mm与轴承配合，取轴承内径D段：=38mm，E段: =45mm，定位轴肩，轴肩高度为h=3.5mmF段: =38mm.与小

19、齿轮配合，G段， =35mm, 与轴承配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度A段：=1.6*26=43.6mm,圆整取=44mmB段：=40mm，考C段：=25mm, D段：， E段：=10mm,F段：=52mm，根据齿轮宽度确定G段：=40mm,轴总长L=290mm2、轴的设计计算1）轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=38mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选7208C，故取=40mm轴的设计图如下：首先，确定各段的直径A段:=40mm,与轴承配合E段：=40mm，与轴

20、承配合B段：=44mm，与小齿轮配合C段：=55mm, 定位轴肩，h=5.5mmD段：=44mm,与小齿轮配合确定各段距离：A段： =30mm, 考虑轴承宽度B段：=52mm,齿轮厚度C段：=10mmD段：=58mm, 齿轮厚度E段：=30mm,考虑轴承宽度3、轴的设计计算输入功率P=1.89KW,转速n =28.02r/min,T=644164.88Nmm轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得=105所以轴的直径: =38.65mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，=43.048mm。由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为GL6轴孔的直径=45mm长度L=8

21、4mm轴设计图 如下：首先，确定各轴段直径A段: =45mm, 外申端轴颈B段: =50mm,与轴承配合C段: =55mm,非定位轴肩，取h=2.5mmD段: =66mm, 定位轴肩，h=5.5mmE段: =55mm, 与齿轮配合F段: =50mm,与轴承配合然后、确定各段轴的长度A段: =84mm,根据联轴器确定B段: =45mm，根据轴承宽度确定C段: =50mm,D段：=10mmE段: =58mm, F段: =45mm,根据轴承宽度确定轴的校核计算,第一根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在C右

22、边W=0.1=9469=/W=14.49MPa<70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!第二根轴求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在B右边W=0.1=33774=/W=5.98MPa<70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!第三根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮齿向是右旋，受力如图：由材料力学知识可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,危险截面在B右边 算得W=19300=/W=19.77MPa<70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!六、滚动

23、轴承的选择及计算1.轴轴承 型号为7209C的角接触球轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125)轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：因为轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， 所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命18年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125)角接触球轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=

24、1.6两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， N所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 角接触球轴承7212C的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， 所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命26年.故所选轴承适用。七、键联

25、接的选择及校核计算钢铸铁1轴上与带轮相联处键的校核键A10×28，b×h×L=6×6×20 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa=125MPa满足设计要求2轴上大齿轮处键键 A12×25，b×h×L=10×8×36 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa满足设计要求3轴上）联轴器处采用键A，A12×25，b×h×L=10×8×36单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa2）联接齿轮处采用A型键A 单键125Mpa满足设计要求八、高速轴

26、的疲劳强度校核 第一根轴结构如下：（1）判断危险截面在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E段左右截面即可。（2）.截面右侧：抗弯截面系数抗扭截面系数左截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得：截面上理论应力系数按附表3-2查取。因经查之为：；又由附图

27、3-1可查取轴的材料敏性系数；故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：皱眉经过表面硬化处理，即，则按式（3-12）及（3-12a）得到综合系数为：；有附图3-2的尺寸系数由附图3-3的扭转尺寸系数为轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数则界面安全系数：故可知道其右端面安全；同理可知：E段左端面校核为：抗弯截面系数抗扭截面系数截面IV上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力由表15-1查得：又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；有附表3-8用插值法查得：轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数则界面安全系数：故E段左端截面的左端面都安全！九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm机盖壁厚10.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸