二级减速器课程设计

1、目录第一章 任务书31.1课程设计31.2课程设计任务书3运动简图3原始数据3已知条件4设计工作量4第二章 传动装置总体设计方案:52.1组成52.2特点52.3确定传动方案5第三章 电动机的选择63.1选择电动机的类型63.2选择电动机的容量63.3确定电动机转速7第四章 确定传动装置的总传动比和分配传动比94.1分配减速器的各级传动比94.2计算各轴的动力和动力参数9第五章 传动零件的设计计算115.1 V带设计11已知条件和设计内容11设计步骤：115.2齿轮设计13高速级齿轮传动计算13低速机齿轮传动计算15圆柱齿轮传动参数表185.3减速器结构设计195.4轴的设计及效核20初步估算

2、轴的直径20联轴器的选取20初选轴承21轴的结构设计（直径，长度来历）21低速轴的校核23精确校核轴的疲劳强度26轴承的寿命计算29键连接的选择和计算305.5减数器的润滑方式和密封类型的选择31齿轮传动的润滑31润滑油牌号选择31密封形式31第六章 设计总结32致谢32参考资料32第一章 任务书1.1课程设计本次设计为课程设计，通过设计二级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，以机械设计、机械原理、机械制图、机械设计课程设计手册、制造技术基础、机械设计课程设计指导书以及各种国标为依据，独立自主的完成二级减速器的设

3、计、计算、验证的全过程。亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，思考、分析最优方案，这是第一次独立自主的完成设计过程，为毕业设计以及以后的就业工作做下铺垫。1.2课程设计任务书课程设计题目1：带式运输机1.2.1运动简图 原始数据题 号参 数12345678910运输带工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56运输带工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滚筒直径D（mm）400450400400400450450450450450每日工作时数T（h）16161616161616161616使用折旧期（y）888888888

4、81.2.3已知条件1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%；2、滚筒效率：j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35°C；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。1.2.4设计工作量1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图13张；3、设计说明书1份。第二章 传动装置总体设计方案:2.1组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.2特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布

5、不均匀，要求轴有较大的刚度。2.3确定传动方案考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：第三章 电动机的选择3.1选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。3.2选择电动机的容量 （2-1） （其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。） 由电动机到传输带的传动总效率为 图3-1 运动简图为V带的效率,为滚动轴承效率，（由图可知减速器只有3对轴承。卷筒滚动轴承效率包括在卷筒效率中)为闭式齿轮传动效率，为联轴器的效率,卷筒效率=0.96(包括其支承轴承效率的损失)所以因载荷平稳，电动机额定功率只需要稍大于即可，按下表中Y系列

6、的电动机数据，选电动机的额定功率11kw。型号功率电流 (A)电压(V)转速(r/min)效率(%)功率因数堵转转矩/额定转矩堵转电流/额定电流最大转矩/额定转矩HPKWY160M1-2151121.8380293087.20.88272.2Y160M2-2201529.4380293088.20.88272.2Y160L-22518.535.53802930890.89272.2Y160M-4151122.63801460880.842.272.2Y160L-4201530.3380146088.50.852.272.2Y160M-6107.517380970860.7826.52Y160L

7、-6151124.6380970870.7826.52Y180M-2302242.23802940890.89272.23.3确定电动机转速卷筒转速为=90按推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比二级圆柱齿减速器的传动比为 则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为 可见，电动机同步转速可选、和两种。根据相同容量的两种转速，从上表中查出两个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带和减速器，就得到两种传动比方案，如下表所示。方案电动机型号额定功率 kw电动机转速电动机重量Kg传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带减速器1Y160M1-2113000293011733.

8、332.08162Y160M-4111500146012316.672.088综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选择第1种方案，即电动机型号为Y160M-4。电动机中心高H =160mm,外伸轴段D×E=42×110mm。第四章 确定传动装置的总传动比和分配传动比4.1分配减速器的各级传动比按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比，取，得所以 =3.834.2计算各轴的动力和动力参数（1）计算各轴转速轴 =701.92 轴 =148.39 轴 =38.74 卷通轴 =38.74 （2）计算各轴输入功率、输出功率 轴 =9.38×0.96

9、=9 kw 轴 =9×0.98×0.97=8.56 kw 轴 =8.56×0.98×0.97=8.14 kw 卷筒轴=8.14×0.98×0.99=7.9 kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98，分别为轴 =9×0.98=8.82 kw轴 =8.56×0.98=8.39 kw轴 =8.14×0.98=7.98 kw卷筒轴 =7.9×0.98=7.74 kw（3）计算各轴的输入、输出转矩。电动机轴输出转矩 轴输入转矩 轴输入转矩 轴输入转矩卷筒机输入转矩各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘

10、轴承效率0.98 轴名功率 P/KW转距T/N*M转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机9.3861.3514602.080.96轴98.8261.02122.44701.92轴8.568.39274.50550.89148.394.730.95轴8.147.98999.72006.6338.743.830.95卷筒轴7.97.74970.231947.4738.7410.97 表4-1 运动和动力参数计算结果 第五章 传动零件的设计计算5.1 V带设计已知条件和设计内容设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮设

11、计步骤：1）、确定计算功率 根据工作条件载荷平稳，每天工作16小时由表5.51查KA=1.2，计算功率为 Pca=KAPd=1.2×9.38=11.26Kw2）、选择V带的带型根据计算功率 ,小带轮的转速，由图5.141 选用A型带。3）、确定带轮的基准直径，并验算带速v初选小带轮基准直径 根据v带的带型，由表5.41和表5.61，取小带轮的基准直径=125mm。 验算带速 v 由于5 m/s< v < 25 m/s ，故带速合适。4）、计算大带轮的基准直径由,传动比,有 =2.08×125=260mm，根据表5.61，取=265 mm5）确定V带的中心距 ,并

12、选V带的基准长度确定小带轮中心距，根据式5.181 0.55(+)+h=222.52(+)=780初定中心距=500mm。计算相应的带长由表5.21选带的基准长度=1600 mm计算实际中心距a及其变动范围 中心距的变化范围为6）、验算小带轮上的包角 包角合适。7）、计算带的根数计算单根V带的额定计算功率，由 和，查表5.31得P0=1.93kw查表5.41得查表5.71得，查表5.21得，取6根。8）确定带的最小初拉力由表5.11得A型带的单位长度质量 q=0.10 kg/m,9)计算带传动的压轴力Fp 压轴力的最小值为8）、 把带传动的设计计算结果记入表下中 带传动的设计参数带型aA中心距

13、496.8小带轮直径125包角152.320大带轮直径265带长1600带的跟数66初拉力177.6带速99.56压轴力2069.325.2齿轮设计高速级齿轮传动计算已知条件：输入功率=9kw,小齿轮转速传动比 =4.73,工作寿命为8年（年工作日250天），两班制。(1)选定齿轮类型、材料和齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）材料选择。由表6.11选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3）选择小齿轮齿数=21，大齿轮齿数=4.73×21=99.33,取=100。4）由1142页，初选螺旋角=14

14、°(2)按齿面接触强度设计由1公式（6.14）知齿面接触强度设计公式为1)确定上公式内的各计算数值计算载荷系数K由1表6.2查得使用系数=1，由1134页得=1.2，.1，。由1公式（6.2）得载荷系数 K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452计算小齿轮传递的转矩=9.55×=×9.55×=12.2×Nmm由表6.81选取齿宽系数=1。由1图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限=700 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa。计算应力循环次数 =60j=60×701.92×

15、1×(16×250×8)=1.348×109 =2.85×108由1图6.16取接触疲劳寿命系数=1；=1.2计算接触疲劳许用应力 由1表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 =1×700=700 MPa =1.1×550=605 MPa查1中：图6.12,得节点区域系数=2.433。参考1中143页,取Z=0.86；Z=0.985；由表6.3查得材料的弹性影响系数=189.8 MPa。许用接触应力= 605 MPa2）计算试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得 65 mm计算齿轮模数mn=3.12；查手册取标准模数

16、mn=3（第1系列）计算齿轮几何参数 mmd2=i·d1=4.73×64.9=307 mm中心距： mm圆整中心距为5、0结尾的数，取a=185mm按圆整a后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=11.16°修正螺旋角后计算出修正后的齿轮几何参数 mmd2=i·d1=4.73×64.21=303.7 mm中心距： mm圆整中心距为5、0结尾的数，取a=185mm齿轮宽度：因为b=d=1×64.21=64.21mm，故取b1=70mm；b2=65mm计算圆周速度，确定齿轮精度V=2.39m/s参考1中图6.18（a），取齿轮

17、精度8级。(3)按齿根弯曲强度校核由1公式（6.15）知弯曲强度校核公式为 1)确定校核公式中的计算参数载荷系数（前面已经得到） K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452参考1中143页取螺旋角影响系数=0.88；参考1中137页取重合度系数Y=0.85计算当量齿数 =22.23 =105.89查1中表6.4得取齿形系数 =2.71, =2.18查1中表6.4得取应力校正系数 =1.571, =1.79计算弯曲疲劳许用应力查1中图6.15(b)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=280MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim2=220MP查1中图6.17取

18、弯曲疲劳寿命系数YN1= YN2=1，查1中表6.5取弯曲疲劳安全系数S=1.4则1=200 MPa2=175.14 MPa2）校核计算=MPa MPa因， 故弯曲强度足够。低速机齿轮传动计算已知条件：输入功率=8.56kw,小齿轮转速传动比 =3.83,工作寿命为8年（年工作日250天），两班制。(1)选定齿轮类型、材料和齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）材料选择。由表6.11选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3）选择小齿轮齿数=25，大齿轮齿数=3.83×25=95.75,取=96。4）

19、由1142页，初选螺旋角=14°(2)按齿面接触强度设计由1公式（6.14）知齿面接触强度设计公式为1)确定上公式内的各计算数值计算载荷系数K由1表6.2查得使用系数=1，由1134页得=1.1，.2，。由1公式（6.2）得载荷系数 K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452计算小齿轮传递的转矩=9.55×=×9.55×=5.5×Nmm由表6.81选取齿宽系数=1。由1图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限=700 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa。计算应力循环次数 =60j=60

20、5;148.39×1×(16×250×8)=2.85×108 =7.44×107由1图6.16取接触疲劳寿命系数=1；=1.1计算接触疲劳许用应力 由1表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 =1×700=700 MPa =1.1×550=605MPa查1中：图6.12,得节点区域系数=2.433。参考1中143页,取Z=0.86；Z=0.985；由表6.3查得材料的弹性影响系数=189.8 MPa。许用接触应力= 605 MPa2）计算试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得 109 mm计算齿轮模数mn=

21、4.36mm；查手册取标准模数mn=4mm（第1系列）计算齿轮几何参数 mmd2=i·d1=3.83×103.06=394.7 mm中心距： mm圆整中心距为5、0结尾的数，取a=250mm按圆整a后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=14.5°修正螺旋角后计算出修正后的齿轮几何参数 mmd2=i·d1=3.83×103.06=395.60 mm中心距： mm圆整中心距为5、0结尾的数，取a=250mm齿轮宽度：因为b=d=1×103.06=103.06 mm，故取b1=110mm；b2=105mm计算圆周速度，确定齿轮

22、精度V=0.8m/s参考1中图6.18（a），取齿轮精度8级。(3)按齿根弯曲强度校核由1公式（6.15）知弯曲强度校核公式为 1)确定校核公式中的计算参数载荷系数（前面已经得到） K= =1×1.2×1.1×1.1=1.452 参考1中143页取螺旋角影响系数=0.88；参考1中137页取重合度系数Y=0.85计算当量齿数 =27.36 =105.08查1中表6.4得取齿形系数 =2.57, =2.18查1中表6.4得取应力校正系数 =1.60, =1.79计算弯曲疲劳许用应力查1中图6.15(b)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=280MPa;大齿轮的弯曲

23、疲劳强度极限Flim2=220MP查1中图6.17取弯曲疲劳寿命系数YN1= YN2=1，查1中表6.5取弯曲疲劳安全系数S=1.4则1=200 MPa2=175.14 MPa2）校核计算=MPa MPa因， 故弯曲强度足够。圆柱齿轮传动参数表各级大齿轮、小齿轮几何尺寸和参数的计算结果如下表 表5-1 圆柱齿轮传动参数表名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm185250传动比i4.733.83模数mnmm34螺旋角°11°93614°30端面压力角°2020啮合角°2020齿数z211002596分度圆直径dmm65307

24、109395节圆直径dmm65307109395齿顶圆直径damm71313117403齿根圆直径dfmm5830099385齿宽bmm7065110105螺旋角方向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS2802402802405.3减速器结构设计 表5-2 减速箱机体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系/mm箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径16机盖与座联接螺栓直径12联接螺栓的间距180轴承端盖螺栓直径10视孔盖螺钉直径8定位销直径16、到外箱壁距离26、22

25、、18、至凸缘边缘距离24、16轴承旁凸台半径24凸台高度由结构确定外箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离10箱盖、箱座肋厚、7、7轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度10轴承旁联接螺栓距离805.4轴的设计及效核5.4.1初步估算轴的直径在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为，式中：P轴所传递的功率，kw； n轴的转速，r/min;A由轴的需用切应力所确定的系数。由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理，查得A=103126，则 I 轴 =25.75 mm 轴=

26、42.50 mm 轴=61.23 mm将各轴圆整为=25mm , =45 , =65 mm。5.4.2联轴器的选取 轴I段需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性注销联轴器,由表10.11查得：工作情况系数=1.5,由表8.53查得：选用LT9型弹性注销联轴器 LT9型弹性注销联轴器主要参数为：公称转矩Tn=2000N·m轴孔长度142mm(Y型)孔径=65mm表5-3联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N

27、3;m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2许用补偿量轴向径向角向LT1020002300651423150.66±1.50.4105.4.3初选轴承I 轴选轴承为：7005AC； 轴选轴承为：7009AC； 轴选轴承为：7014AC。所选轴承的主要参数如表2-8 表5-4 轴承的型号及尺寸轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNammdDBdnDa动载荷Cr静载荷Cor7005AC2547123o4211.27.0814.47009AC457516516925.819.521.97014AC6011020771033845.830.9

28、5.4.4轴的结构设计（直径，长度来历）1. 低速轴的结构图 图5-1 低速轴结构简图根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度（1）I段与联轴器配合 取=65,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=132。（2）为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，由表7-123毡圈油封的轴颈取=68mm,由轴从轴承孔端面伸出15-20mm,由结构定取=50mm。（3）轴肩为非定位轴肩初选角接触球轴承，取=70mm考虑轴承定位稳定，略小于轴承宽度加挡油环长度，取=31mm。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸，取=80mm, =69mm。(5)轴肩V为定位轴肩，直径

29、应大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,且保证10mm ,取= 88mm，=8mm。（6）VI 段安装齿轮，取=82 mm,考虑齿轮轴向定位，略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取=87mm(7)VII 齿轮右端用套筒定位，=80mm , =15mm(8)轴肩V间安装角接触球轴承为7014AC 取=70mm，根据箱体结构 取=24（9）轴上齿轮、半联轴器零件的轴向定位均采用平键连接。由表4-13查得平键b×h=20×12（GB1095-2003）,键槽用键槽铣刀加工，长为80mm。同样半联轴器与轴的联接，选用平键b×h=20×12，键长选择120。轴端倒角1.

30、5×45°，各轴肩处圆角半径R=1.6mm。2.中速轴尺寸图5-2 中速轴结构简图3.高速轴尺寸图5-3 高速轴结构简图5.4.5低速轴的校核由于低速轴上所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。（1） 轴强度的校核计算1）轴的计算简图图5-4 低速轴结构简图2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。将轴简化为如下简图 图5-5轴的计算简图（2）弯矩图 根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩图（图2-7）。已知=2006.69 Nm, =979.7 Nm，齿轮分度圆直径d=300.94,对于7012AC型轴承，由手册中查得a

31、=28.2,得到做为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=48+120=168mm10164.6N3821.3N2628.7N载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定 水平面总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C处的弯矩值列下表 表5-3 截面C弯矩值数据表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩总弯矩扭矩TTm=2.0063N·mm（3）扭矩图 图5-6 轴的载荷分析图（4）校核轴的强度 取=0.6，由表15.12查得=60MPa，由表4-13查得t=7mm45.571 MPa=60MPa5.4.6精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，

32、虽然键槽、轴肩过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A 、B无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载的情况来看,截面C上应力最大.截面V的应力集中的影响和截面IV的相近,但是截面V不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的轴的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面VI和II显然更加不必要做强度校核。由第1章的附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而,该轴只须校核截面IV左右两侧即可. 截面IV左侧抗弯截面模量按

33、表111.5中公式计算 W=0.1=0.1=27463抗扭截面模量 =0.2=0.2=54925截面IV的左侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力，因为弯矩为对称循环，所以此处弯曲应力的应力幅a=MAX=b=7.6MPa；平均弯曲应力m=0 MPa。截面上的扭转切应力 =，因为扭转切应力为脉动循环，所以此处扭转切应力的应力幅a=0.5×MAX=0.5×36.53=18.26MPa;平均扭转切应力为m=a=18.26MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和由第1章（23页图1.15）可知，因r/d=2.0/65=0.031,D/d=70/65=1.08,得，又由

34、第1章（23页图1.16）可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由第1章（24页图1.17）得尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由第1章（24页图1.19）得表现质量系数为轴未经表面强化处理，由第1章22页公式（1.22）和（1.23）得综合影响系数为： =2.8=1.62等效系数为: 取0.1 取0.05于是，计算安全系数值，得S=远大于S=1.5 所以它是安全的。（3）. 截面IV右侧抗弯截面模量按表11.5中公式计算 W=0.1=0.1=34300抗扭截面模量 =0.2=0.2=68600截面IV的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =1108.69截面上的弯曲应力，因为弯矩为对称

35、循环，所以此处弯曲应力的应力幅a=MAX=b=6.16MPa；平均弯曲应力m=0 MPa截面上的扭转切应力 =，因为扭转切应力为脉动循环，所以此处扭转切应力的应力幅a=0.5×MAX=0.5×29.25=14.62MPa;平均扭转切应力为m=a=14.62MPa过盈配合处的轴按磨削加工，由第三章得表现质量系数为轴未经表面强化处理，由第1章得综合系数为： =3.25=2.62于是，计算截面右侧的安全系数为S=远大于S=1.5 所以它是安全的。又因本传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。5.4.7轴承的寿命计算（1）低速轴轴承寿命计算1）预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。预期寿命=8×250×16=32000h=3.2×h2）寿命验算图5-7 轴承的受力简图轴承