二级减速器毕业设计计算说明书

目录一、传动方案的总体设计1二、传动装置的总体设计2三、高速级大小齿轮的设计6四、低速级大小齿轮的设计10五、中间轴的设计及校核14六、高速轴的设计及校核21七、低速轴的设计及校核29八、箱体的尺寸设计36九、润滑油的选择38结论39参考文献40一、传动方案的总体设计设计热处理车间零件清洗用设备。该传动设备的动力由电动机经减速装置后传至输送带。每日两班制工作，工作年限为年。已知8条件输送带直径,输送带速度每秒米，输送带轴所需MD30630转矩。NT7011组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。12特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。13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1）外传动为V带传动。2）减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器3）方案简图如下1、电动机2、V带3、减速器4、联轴器5、输送带带轮6、输送带二、传动装置的总体设计21、选择电动机类型按已知的工作要求和条件选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。22、选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为WDP由于，950WTNP601D所以DWWT由电动机至工作机之间的总效率为321456W式中、分别为带传动、齿轮传动的轴承、123456齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率,取，1096，。2093740958609则32678W所以1139509500DWTPKWD23、确定电动机转速卷筒轴的工作转速，按61613401MINTNR推荐的合理传动比范围，取V带的传动比，单级齿轮传动比12I，则合理总传动比范围为，故电动机转速可选范围235I80I为18041372MINDNIR符合这一范围的同步转速有，50IR150MINR再根据计算出的容量由附录8附表2查出有三种适用的30MINR电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况下表2表两级展开式圆柱齿轮减速器电动机型号2电动机转速MINR传动装置的传动比方案电动机型号额定功率EDPKW同步转速满载转速总传动比带传动比齿轮传动比一1608YM475072017943314二32410009602392845三14150014403588355385四2Y430002890720289003由表可知选取方案三中的电动机型号。24、分配传动比传动装置的总传动比为9602341MNI因总传动比，初取12II1I则齿轮减速器的传动比为12390I按展开式布置，取可算出，则212II231I2109365I25、计算运动和动力参数（1）、各轴的功率轴的输入功率I10113680935DDPKW轴的输入功率I212123579K轴的输入功率I3232390326PKW轴的输入功率IV434324671K（2）、各轴的转速轴的转速I1960MIN436IN2NRRI轴的转速I12436IN12IN5NRRI轴的转速I231MIN40INRRI轴的转速IV430MINNR（3）、各轴的转矩电动机的输出转矩3689506190DDMPTNMN轴的输入转矩I10113626732DDTITIN轴的输入转矩I2121237096IIM轴的输入转矩I323236707TITIN轴的输入转矩IV434324709395M各轴主要参数如表所示表两级展开式圆柱齿轮减速器各轴的主要参数2轴参数输入功率KW转速INR输入转矩NMI353436367732339121212673I32640477007V3134047395三、高速级大小齿轮的设计31、选择齿轮材料及精度等级考虑两对齿轮传递的功率不大，故两对齿轮都选用软齿面，小齿轮都选用，调质，齿面硬度为，大齿轮选用4540CR2406HBS钢，调质，齿面硬度为，由表1选用7级精度，要求齿20HBS1面粗糙度。163RAM32、按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以由课本公式1得6451312764DHKTUD确定有关参数如下（1）、齿数和齿宽系数ZD取小齿轮齿数，则大齿轮齿数，12521365291ZI取29则实际传动比2193645ZI传动比误差，可用2136540325I齿数比364UI由表1取（因非对称布置及软齿面）。6109D（2）、转矩T6641135950907104PTNMN（3）、载荷系数K由表1取67135（4）、许用接触应力HLIMHNTZS由图1查得，63CLIM170HMPALI250PA由式1计算应力循环次数52L9106438361LHNNRT120LNI由图1查得接触疲劳的寿命系数，634189NTZ2093NTZ通用齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求选取安全系数。所以计算两轮的许用接触应力10HSLIM117089653HNTZMPASLI22541THH故得41331225703617647647395DHKTUM则模数1673295DMZ由表1取标准模数61（5）、校核齿根弯曲疲劳强度由式1得64812FASFKTYBMZ确定有关参数和系数分度圆直径13257DMZM2913齿度10756DBM取，70BM齿形系数和应力修正系数FAYSAY根据齿数，由表1查得125Z29169，FA15SA，20Y278许用弯曲应力F由式1得653LIMFSTNY由图1查得，653CLI1290FMPALI210FPA由图1查得，8NTY2NT试验齿轮的应力修正系数S按一般可靠度选取安全系数15F计算两轮的许用弯曲应力LIM111290840325FSTNYMPAALI222FSTN将求得的各参数代入式164911124135702659FFASFKTYBMZMPAMP221423570789FASFKTYBMZPAP故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。（6）、计算齿轮传动的中心距A12359174MAZM（7）、计算齿轮的圆周速度14766001DNSS由表1可知选用7级精度的齿轮。2四、低速级大小齿轮的设计41、选择齿轮材料及精度等级考虑对齿轮传递的功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮选用，调质，齿面硬度为，大齿轮选用45钢，40RC2406HBS调质，齿面硬度为表1，因是机床用齿轮，由表120HBS612选7级精度，要求齿面粗糙度。13ARM42、按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以由1式得64513127DHKTUD确定有关参数如下（1）、齿数和齿宽系数Z取小齿轮齿数，则大齿轮齿数。132213296ZI齿数比3UI由表1取（因非对称布置及软齿面）。610D（2）、转矩T6651139950950267101PNMN（3）、载荷系数K由表1取6735（4）、许用接触应力HLIMHNTZS由图1查得，63CLIM175HMPALIM250HPA由式1计算应力循环系数52LN8106216341LHNNRT881240LI由图1查得接触疲劳的寿命系数，6341NTZ215NT通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数。所以计算两轮的许用接触应力10HSLIM1175186025HNTZSLI229THH故得513312216703176476484079DHKTUD计算模数18407263MMZ由表1取标准模数61（5）、校核齿根弯曲疲劳强度由式1得4812FFASFKTYBMZ确定有关参数和系数分度圆直径13296DMZ28M齿宽196DB取，396BM40齿形系数和应力修正系数FAYSAY根据齿数，由表1查得，12Z969123FAY，1679SAY8FA2178SA许用弯曲应力由式1得53LIMFSTNY由图1查得，635CLI1290FMPALI210FPA由图1查得，8NTY2NT试验齿轮的应力修正系数，按一般可靠度选取安全系数S125FS计算两轮的许用弯曲应力LIM1112908412965HSTNFYMPALI222307STFN将求得的各参数代入式164911124135702367996FFASFKTYBMZMPAMP22421357087696FASFKTYBMZPAP故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。（6）、计算齿轮传动中心距A1239612MAZM（7）、计算齿轮的圆周速度。14060601DNSS五、中间轴的设计及校核51、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故因此由表1选用的钢材为45钢，正火处理，由表1查得强度极限1010，由表1查得其许用弯曲应力。6BMPA1035BMPA52、确定轴的输出端直径按扭转强度估算轴输出直径，由表1取，则10210C339138PDCMN考虑有键槽，将直径增大，则。55D53、轴承部件的结构设计（1）、轴承部件结构设计因该轴不长，故轴承采用两段固定方式。然后按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。MIND（2）、轴承的选择与轴段及轴段的设计该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为2，经过验算，轴承的寿命不满足减6208C6208C速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取进行设计计算，由表2得轴承内径，外径，宽度，故194DMDM1BM，通常一根轴上的两个轴承取相同的两个型号，则40DM。5（3）、轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定，齿轮2轮毂2D41D54DM宽度，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮70BM3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。为使套1筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂宽度略短，故取，。29LM468（4）、轴段该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为，20719452DM取其高度为，故5HM32H齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁均取为10M齿轮2与齿轮3的距离初定为，则箱体内壁之间的距3离为1213750201235BM取，则箱体内壁距离为，齿轮2的右端面305M24与箱体内壁的距离为1227501BM则轴段的长度为3105LM（5）、轴段及轴段的长度该减速器齿轮的圆周速度小于，故轴承采用脂润滑，需要2S用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成。12M则轴段的长度为，1183821034LM轴段的长度为525554、绘制中间轴草图中间轴草图如图所示1图中间轴草图1555、校核该中间轴和轴承已知，1835LM294L3695LM作用在齿轮2，齿轮3上的圆周力52671098TTFND532T径向力2TAN1958TAN207165RFN36RT求垂直面的支反力31211302583715948317246RRVFLLN21225RVRF计算垂直弯矩137469518MAVMLNM1322726945176NAVRFL求水平面的支承力31211356831583275946TTHLLN2127TTHFF计算并绘制水平面弯矩图132875698415MAHMLNM2220948NNANV求合成弯矩图（图）522219848157MAAVHNM222951769051498NNANAVHMNMFR2FT2FR3FT3L1L2L3F1VFR2FR3F2VF1HFT2FT3F2HMAHMMAHNMAMMANT2ABCDEMN图中间轴合成弯矩图5求危险截面当量弯矩从图看见，处截面最危险，其当量变矩为（取折MN合系数）062225194806719402EANMTNM275876M计算危险截面处轴的直径截面N33194502380EBMDM截面M331287953400EBD由于，故该轴是安全的。2456、轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向610HCLNP载荷的作用，所以，RF322211748539RVHN2294R则3366210102510498HCLHNP符合轴承使用使用寿命，因此该轴承符合要求。57、键的设计与校核已知，24DM2673TNM查附表2由于5184D所以取键BH因为齿轮材料为45钢，查附表1得，则105102PMPA,取键长；,根据表1047063LM1LLBM9LM1系列值中取得，取键长90278LB根据挤压强度条件，键的校核力32146710285PPTMPADHL3248PPL所以所选键位，。185BH127BHL六、高速轴的设计及校核61、选择轴的材料选择轴的材料并确定许用应力，选用45钢正火处理，由表1查得强度极限为，由表1查得许用弯曲应1060BMPA103力。5BMPA62、确定轴的输出端直径按扭转强度估算轴输出直径，由表1取，则10210C3351846PDCMN考虑有键槽，将直径增大，则。25D63、轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用部分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序从轴的最细处开始设计。（1）、轴段轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行，已算得轴段的轴径。125DM且带轮轮毂的宽度范围为152003750M取带轮轮毂宽度，轴段的长度略小于毂孔宽度，则LM取。148LM（2）、密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定和密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度10707251725HDMM轴段的轴径，21830H最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于，可选用毡圈油封，3S查附表2选毡圈30，则。6146097JBZQ20DM（3）、轴承与轴段及轴段初选62082型深沟球轴承，轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。已知轴承内径，外径，宽度，故取轴40DM80DM18BM段的直径，轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内3润滑油溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距离箱体内壁的距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁。12M可取挡油环轴孔宽度初定为，则15M383L通常一根轴上的两个轴承应取相同型号则，740DM71853M（4）、齿轮与轴段该段轴上安装齿轮，为了便于齿轮安装，应略大于，可初5D3D定，则由机械设计手册查得5DM该处键的截面尺寸为，则根据表1轮毂键149BHM104槽深度为。138TM则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离13167543874253822FDETMM故该轴设计成齿轮轴，则有，567FD517LB（5）、轴段和轴段的设计该轴段的直径可取略大于轴承安装尺寸，齿轮468DM右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度1620157L轴段的长度4114106BM（6）、轴承的长度该段轴的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关，轴承座宽度为，由表1258LCM可知下箱座壁厚，则取4120530743A，取轴承旁连接螺栓为8M127496AM，6M则取，1C20箱体轴承座宽度，取，8458760LM58LM可取箱体凸缘连接螺栓，地脚螺栓，则有轴承端盖连接12M20DM为，查得轴承端盖凸缘厚度取为，取端04208DM1DM盖与轴承座间的调整垫片厚度为，则端盖连接螺钉查附表TM2得采用螺钉，为方便不拆卸带轮的条件下，可51571GBT82以装拆轴承端盖连接螺钉。取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。28KM则022655810187DTLLKM为带轮宽度，为带轮长度。00L64、绘制高速轴草图高速轴草图如图所示16图高速轴草图1665、校核该高速轴和轴承已知，175L28L325L作用在齿轮上的圆周力为31710265TTFND径向力TAN206TAN750FN作用在轴带轮上的外力143Q求垂直面的支承力216857013LFN2126计算垂直弯矩并绘制垂直弯矩图23685391AVMFLNM177求水平面的支承力由得12HTFLL2168502147THFLN2169T计算并绘制水平面弯矩图14275104AHMFLNM269896求在支点产生的反力F3125143670278FLN216095求并绘制产生的弯矩图3124516489AFMLNM6700在处产生的弯矩F125194AFLNM求合成弯矩图（图）6L1L2L3FRFTFF1HF2HF1FF2FFABCDEMAFMAFT1F2VF1VFR图高速轴合成弯矩图26考虑最不利的情况；把与相加得AFM2AVH225194038165094616AVNM225194038175094766AFAVHMNM求危险截面当量弯矩由图可见处截面最危险，其当量变矩为（取折合系数）0622231684071079EAMTNM计算危险截面处轴的直径由材料为45钢，正火处理，则60MPA15BPA3317491705EBDM因为3746M所以该高速轴是安全的。66、轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向610HCLNP载荷的作用，所以，取，按最不利考虑，则有RF321125746703RVHFN则336610102951065447HCLHNP所以该轴上轴承是适合要求的。67、键的设计与校核根据，确定带轮选铸铁，125DM1732TNMV20HT由附表2取，取键4087BH采用型普通键键校核为A140L根据表1中系列的取值得，综合考虑取10M32LM则得3472055065PTMPAPADLH所选键为。8B七、低速轴的设计及校核71、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表1得选用常用材料的45钢，正火处理，强度极限，1060MPA许用弯曲应力。15BMPA72、初算轴径查表1得，考虑轴端只承受转矩，故取最02807C则1C33MIN26145PDM轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大，则轴端最35细处直径475214986DM73、结构设计轴承部件的结构设计该减速器发热小，轴不长，故轴承用两端固定方式，按轴上零件安装顺序，从最小轴径处开始设计。（1）、联轴器及轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器，查表1取，67135K则计算转矩70104CTNM由附表2查得型弹性柱销联轴器符合要求公称转矩94HL，许用转速，考虑，取联轴器毂孔直1250NM28INR986D径为，轴孔长度为，则相应的轴段的直径为，4M150DM其长度略小于毂孔长度取。1L（2）、密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度10735HDM则轴段的轴径，215760DHM最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于，则可选用毡3S圈油封，由附表2得。6260（3）、轴承与轴段及轴段的设计轴段及轴段上安装轴承，其直径应便于轴承安装，又符合轴承内径系列，选用轴承62132，轴承内径，外径，65DM120宽度，故，轴承采用脂润滑需要挡油环，挡油环23M365DM宽度初定为，故。112358L通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故。65DM（4）、齿轮与轴段该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，应略大于，可初5D6D定为，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位，为使套568DM筒端面能够顶到齿轮面，轴段的长度应比轮毂略短，故取。594L（5）、轴段轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为50714768HDM取，则，5HM48DM齿轮左端面距箱体内壁距离,34411096252BM取轴段的长度445LB（6）、轴段与轴段的长度箱体外壳应与联轴器有一定空隙，故取20LM轴段的长度64231547L74、绘制低速轴草图低速轴草图如图所示17图低速轴草图1775、校核该低速轴和轴承已知183LM26L345LM作用在圆周上的圆周力534710347228TTFND径向力TAN537TAN019462R5028FN求垂直面的支承力21619427583VL2168VRVFN计算垂直弯矩264871042AVMLM1953695FN求水平面的支承力21472356881THL21534TFN计算、绘制水平面弯矩图164829578AHMLM2714FN求F在支点产生的反力312491358608FLN21602求F力产生的弯矩2349351407FMLNM18608MF求合成弯矩图（图）7L1L2L3FRFTFF1HF2HF1FF2FFABCDEMNFMMFT3F2VF1V图低速轴合成弯矩图27考虑最不利的情况；把与相加MFM2AVH22713807649587429AMFAVHMMN2271380765987424AMFAVH求危险截面当量弯矩由图可见处截面最危险，其当量变矩为（取折合系数M）0622325386490671017EAMMTN计算危险截面处轴的直径33160287405EBDM考虑到键槽的影响，取19因为，所以该轴是安全的。568DMD76、轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向610HCLNP载荷的作用，所以，取，按最不利考虑，则有RF321129756480463RVHFN则336610105721067844HCLHNP所以轴上轴承是适合要求的。77、键的设计与校核根据，150DM568D53710TNM查附表2，41056D则取键，BH2BH因为齿轮的材料为45钢，查附表1051得，102PMPA，取键长，取键170654LM164LM2967LBM长2根据挤压强度条件，键的校核力53147104PPTMPADHL53223968PPL所以所选键位，。104BH2017BHL八、箱体的尺寸设计两级展开式圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸列于下表71名称代号尺寸/MM高速级中心距1A174低速级中心距2192下箱座壁厚8上箱座壁厚18下箱座部分面处凸圆厚度B12上箱座部分面处凸圆厚度112地脚螺栓底脚厚度P20箱座上的肋厚M8箱盖上的肋厚1M8地脚螺