二级减速器课程设计说明书

1、1设计任务书1.1设计数据及要求1.2动 置 图序号F(N)D(mm)V(m/s)年产量工作环境载荷特性最短工作年限传动万案719202650.82大批车间平稳冲击十年二班如图1-1表1-1设计数据图1-1传动方案简图1.3设计需完成的工作量（1）减速器装配图1张（A1）（2）零件工作图1张（减速器箱盖、减速器箱座-A2）； 2张（输出轴-A3；输出轴齿轮-A3）（3）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、成本低廉以及使用维护方便。要完全满足这些要求是困难的。在拟定传动方 案和对多种方案进行比

2、较时，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 传动方案。现以课程设计P3的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进行分析。方案 a制造成 本低，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，且制造成本高。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，但制造成本较高。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。若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，则方案 a、c均为可选方案。对于方案c若将电动机 布置在减速器另一

3、侧，其宽度尺寸得以缩小。故选 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3.1电动机类型和结构型式工业上一般用三相交流电动机，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 是丫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。此处根据用途选用丫系列三相异步电动机3.2选择电动机容量3.2.1工作机所需功率Pw卷筒3轴所需功率:Fv Pw=1000卷筒轴转速:1920 0.82=1.574 kw10003.2.2电动机的输出功率Pd考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为传动装置的总效率:2231

4、2341 -联轴器效率2 -齿轮传动效率3 -孫动轴承效率4-滚筒效率10.990.970.990.96所以 所以3.2.3确定电动机额定功率Ped根据计算出的功率Pd可选定电动机的额定功率Ped。应使Ped等于或稍大于Pd查机械设计课程设计表 20-1得Ped 2.2kw3.3选择电动机的转速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9 36，所以电动机转速可选范围为3.4电动机技术数据符合上述要求的同步转速有750 r/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行比较

5、。由机械设计课程设计第二十章相关资料 查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表3-1 :表3-1电动机技术数据万案电动机型号额定功 率kW电动机转速r/min电动机质量kg总传动比同转满转总传动比高速级低速级1Y100L1-42.2150014203424642Y112M-62.2100094045164.53.5表3-1中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比,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4.1传动装置总传动比的计算4.2传动装置各级传动比分配减速器的传动比i为16,

6、对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的 h (1.1 1.5)i2，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比h 4.5，低速级的传动比i23.5。4.3传动装置运动和动力参数计算4.3.1电动机轴运动和动力参数计算4.3.2高速轴运动和动力参数计算4.3.3中间轴运动和动力参数计算4.3.4低速轴运动和动力参数计算5传动件的设计计算5.1高速级齿轮传动设计计算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，故选用 8级精度(GB 10095-88)。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小

7、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 HBS仁217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS二者材料硬度差为 46HBS4) 选小齿轮的齿数z1 23，大齿轮的齿数为z2 4.5 23 103.5，取z2 1045.1.2按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即(5-1).l2KtT1 U 1/ZhzE2 dit :.一（7 ） dU h （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt 1.42）由以上计算得小齿轮的转矩T1 22.13N m3）查表及其图选取齿宽系数1d 1，材料的弹性影响系数ZE

8、 189.8MPa，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 580MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限h lim 2 390MPa。4）计算应力循环次数5）按接触疲劳寿命系数6）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1(5-2)由N limSHN 1lim 10.9580522MPaH 1得SHN 2lim0.95390370.5MPaH 2S故: hH】1H 2522370.5 MPa 446 25MPa2 27）查图选取区域系数ZH 2.46 o8） 查图得 10.765，20.87，贝U12 1.635（2）计算:1）求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为2）圆周速度:

9、d1t n60 10003.14 37 94060 10001.82m/s3）计算齿宽及模数:齿宽： bd d1t 1 37 37mmd1t cos37cos14 ,小模数：mnt1.56mm123齿高：h2.25mnt 2.251.563.51mmb3710.5h3.515） 计算载荷系数:根据KA1.82m/ s,8级精度，查得动载系数1.1， Kh 1.4491，Kf 1.35, KhKf1.44）计算纵向重合度：故载荷系数1. 1.1 1.4 1.44912.236）按实际载荷系数校正分度圆直径:7）计算模数:d1 cos滋2 COS14 1.82mm235.1.3按齿根弯曲强度计算

10、弯曲强度设计公式为22KT1Y cosYFaYsamn32dZ1F（1）确定公式内的各计算数值1.82，从图中查得螺旋角影响系数 Y 0.881）根据纵向重合度(5-3)Z12325.183cos3cos 14Z2104113.83 coscos314Zv12）计算当量齿数：Zv2弯曲疲劳强度极限3）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 480MPa；大齿轮的fE2 250MPa ;4）查图取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 0.9, Kfn2 0.95;5）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得6）计算载荷系数K.7）查取齿形系数.查表得YFa12.6164;YFa22.169.8

11、) 查取应力校正系数.查表得 Ysai 1.5909；Ysa2 1-8019) 计算大、小齿轮的Yf 并加以比较-F大齿轮的数值大-(2) 设计计算对比计算结果，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di 43.2mm,算出小齿轮齿数Zid1 cosmn43.2 cos221，大齿轮齿数Z221 4.5 94.5，取 Z2 95.这样设计出

12、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,避免浪费.5.1.4.几何尺寸计算(1)计算中心距：a (Z1 Z2)mn(21 95) 2 119.55mm2 cos2 cos14将中心距圆整为120mm.(2)修正螺旋角：arccosarccos(2195)214.842a2 120值改变不多，故参数 、K、Zh等不必修正。(3) 分度圆直径：(4) 齿轮宽度：取 B2 43mmB1 50mm5.2低速级齿轮传动设计计算5.2.1选择材料、热处理方式和公差等级1) 运输机为一般工作，速度不高，故选用 8级精度(GB 10095-88)。2) 材料选择。考虑到

13、制造的方便及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 HBS仁217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS二者材料硬度差为 46HBS3) 选小齿轮的齿数乙25，大齿轮的齿数为z23.5 25 87.5，取z288522按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt1.62）由以上计算得小齿轮的转矩T1 321.5N m3）查表及其图选取齿宽系数1d 1，材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa轮的接触疲劳强度极限H

14、iim3 580MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 4，按齿面硬度的小齿390MPa o4）计算应力循环次数5）按接触疲劳寿命系数故：h7）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1HN 3 lim 30.95580551MPaN limH 3得SSHN4 lim40.99390386.1MPaH 4SH 4 H 32551严MPa 468.55MPa7）查图选取区域系数ZH 2.433 o8）查图得 30.78,40.8，贝U341.58（2）计算：齿高：h2.25mnt.b93.3411.45h8.154）计算纵向重合度：1）求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为2)圆

15、周速度：d3tn3.14 93.34 59.7 门“,0.29m/s60 100060 10003)计算齿宽及模数：齿宽：bd d3t 1 93.3493.34mmd3t cos93.34cos14 小“模数：mnt3.62mm3252.25 3.628.15mm5）计算载荷系数：根据Ka 1 , v 0.29m/s ,8 级精度，查得 动载系数 v 1.03 ,心 1.467 ,Kf 1.27, Kh Kf 1.4故载荷系数1. 1.03 1.4 1.4672.16）按实际载荷系数校正分度圆直径：7）计算模数：5.2.3按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1）根

16、据纵向重合度1.98，从图中查得螺旋角影响系数 Y 0.883）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe3 480MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限Z32527.373 coscos314Z410496.333cos3cos 14Zv32）计算当量齿数：Zv4fe4 250MPa ;4）查图取弯曲疲劳寿命系数 Kfn3 0.95,Kfn4 0.91;5）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得6）计算载荷系数K.7）查取齿形系数.查表得 YFa3 2.56;Yf34 2.19.8）查取应力校正系数.查表得 Ysa3 1.6037;Ysa41.78639）计算大、小齿轮的YFaYSa并加以

17、比较.F大齿轮的数值大.（1）设计计算对比计算结果，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d3 102.2mm ,算出小齿轮齿数d3 cos68.19cos14 22，mn3大齿轮齿数z4 22 3.5 77.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,避免浪费5.2.4几何尺寸计算（1） 计算中心

18、距：a 0 Z2）mn （2377） 3 153.05mm2 cos2cos14将中心距圆整为153mm.（2） 修正螺旋角：arccos（Z1 Z2）mnarccos22 77_2 13.932a2 153值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。（3）分度圆直径：（4）齿轮宽度：取 B4 68mmB3 76mm6轴的设计计算6.1高速轴的轴系结构设计6.1.1轴的结构尺寸设计1.高速轴的功率R 2.178kw，转速n1940r/mm ,转矩22.13N m根据结构及使用要求，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高速轴由于结构及工作需要将该轴定为

19、齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同，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：dmin 阳R 120 3 2.17815.88mmv n1 940此处最小直径显然是安装联轴器处的直径d1，选择半联轴器的孔径 d 20mm，半联轴器长度L 52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度38mm。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dn由半联轴器孔径确定l11略小于联轴器毂孔长度，毂孔长度 L1 44mm取 l11 36mm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

20、直径为d12 26mm，取端盖 右端到联轴器左端距离为 35mm , 端盖总宽度为30mm，故112 65mm第3段根据d12 26mm，预选轴承7206Cd D B 30mm 62mm 16mm，d13 I12由轴承尺寸确定、第4段查得7206C型轴承的定位轴肩高度 为h 3mm，因此，取d14 d16 36mm第5段d15 齿顶圆直径 47.4mmI15 齿宽 50mm第6段第7段1177 16 23mm（ 7mn为套筒宽度）6.1.2高速轴上轴承的选定计算 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Fr1 258.87N、Fr2 125.1N2 计算

21、轴承的轴向载荷得Fd1 0.68Fr1 176N、Fd2 0.68Fr2 85N ，因此，Fae Fd2 270 85 355NFd1故 Fa1 355N、Fa2 85N3求比值FaiFr11.37、a2r20.68，因为角接触球轴承e的最大值为0.56，故 空Fr1Fa2Fr2均大于e4初步计算当量动载荷P取 fp 为 1.2，X 0.41, Y 0.87 5求轴承应有的基本额定动载荷值初选的轴承为7206C,它的额定动载荷分别为17.8KN和16.8KN ,故符合条件6.2中间轴的轴系结构设计轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴，共分六段，如图6-2所示：图6-2中间轴由于结

22、构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同，均为45钢，热处理为调制处理,取材料系数 A0120。有该轴的最小轴径为：d21 人3P2120 3 2.0931.86mm0n2X 208.9因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取d21 35mm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段由轴承尺寸确定（轴承预选7207Cd D B 35 72 17mm）第2段d22由齿轮孔径决疋，取d22 40mml22略小于齿轮宽度，取l22 48mm第3段取 d23 48mm第4段第5段第6段6.3低速轴的轴系结构设计6.3.1

23、轴的结构尺寸设计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 Ao 120所以,有该轴的最小轴径为：d3minA03 P3 120 3 2.01 38.7mm n3 59.7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d 40mm，故此段轴径为d3i 40mm，半联轴器长度L 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为Li 84mm,第一段的长 度应比联轴器的毂孔长度略短，故取l1 82mm 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

24、据和过程计算结果第1段(由联轴器宽度尺寸确定)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d32 46mm， l32由端盖等因素确定，取I32 55mm第3段根据d32 46mm，预选轴承7210Cd D B 50mm 90mm 20mm， d33、33 由轴承尺、寸确定第4段134 L2 (l 35 136 l 373 133)3(L2162 (10 66 49 4 20)4 65mm为箱体内壁轴向距离，3为轴承端面至箱体内壁距离)第5段第6段取安装齿轮处的轴直径d36 55mm，此段的长度略小于齿轮宽度，取G 66mm第7段6.3.2低速轴的受力分析及计算

25、 轴的受力分析及载荷分析如图6-4所示图6-4低速轴的受力分析及扭矩图从轴的结构图以及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C处的M HMv、M的值列于下表:载荷水平面H崔直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T633减速轴的校核由手册查材料45钢的强度参数C截面弯扭合成应力：（0.6）由计算结果可见C截面安全。6.3.4减速轴上轴承选择计算 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Fr1 793N、Fr2 219N2）计 算轴承 的轴向 载荷得 Fd1 0.68Fr1 539N、 Fd2 0.68Fr2 148.92N ，FaeFd2148

26、.92670818.92Nd1故 Fa1 818.92N、Fa2 148.92N3）求比值Fa1Fr11.03、a20.68，因为角接触球轴承e的最大值为0.56，故r2Fa1Fr1Fa2Fr2均大于e4）初步计算当量动载荷P取 fp 为 1.2，X 0.41, Y 0.87 5）求轴承应有的基本额定动载荷值初选的轴承为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、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结，因此只需进行挤压应力的校核.7.1高速级键的选择及校核带轮处键：按照带轮处的轴径及轴长选键B6X6，键长28,GB/T1096联结处的材料分别为：4

27、5钢（键）、45钢（轴）7.2中间级处键选择及校核按照轮毂处的轴径及轴长选 键B12X8 GB/T1096联结处的材料分别均为45钢此时，键联结合格.7.3低速级处键的选择及校核联结处的材料均为 : 45 钢其中键的强度最低 , 因此按其许用应力进行校核 , 查手册其 p3 110MPa 该键联结合格7.4 联轴器处键的选择及校核按照联轴器处的轴径及轴长选 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行校核 , 查手册其 p4 110MPa 该键联结合格 .8 联轴器的选择计算8.

28、1 输入轴端的联轴器选择计算8.1.1 类型选择 选用弹性套柱销联轴器8.1.2 载荷计算转矩T 22.13N m，查得KA 1.3，故计算转矩为8.1.3 型号选择TL3 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 31.5N m ，许用最大转速为 6300r/min ，轴径为16 22mm，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 63N m，许 用最大转速为5700r/ min，轴径为20 28mm，故合用。8.2 输出轴的联轴器选择计算8.2.1 类型选择选用弹性套柱销联轴器8.2.2 载荷计算转矩T 321.5N m，查得Ka 1.3，故计算转矩为8.2.3 型号选择T

29、L7型弹性套柱销联轴器的许用转矩为500 N m，许用最大转速为 3600r/min，轴径为40 48mm，故合用。9 减速器箱体及其附件的设计9.1 减速器附件的选择通气器为使防尘性能好，选通气器（两次过滤），采用 M18X 1.5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 选用外六角油塞及垫片 M161.5 9.2 选择适当型号起盖螺钉型号：GB70-85 M10 X 40,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉： GB70-85 M6X12材料Q235中间轴轴承盖上的螺钉： GB70-85 M8X20材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉： GB70-85 M8X 20,

30、材料Q235 箱盖、箱座连接螺栓直径：GB5782-86 M10X 100,材料Q235箱体的主要尺寸：(1) 箱座壁厚0.025a 1 0.025 153.05 1 4.8258取 =8(2) 箱盖壁厚 1=0.02a+1=0.02 X 153.05+1= 4.061取 1=8(3) 箱盖凸缘厚度 b1=1.5 1=1.5 X 8=12(4) 箱座凸缘厚度 b=1.5 =1.5X 8=12(5) 箱座底凸缘厚度 b2=2.5 =2.5X8=20(6) 地脚螺钉直径 df=0.036a+12=0.036X153.05+12=17.5098( 取 16)(7) 地脚螺钉数目 n=4 ( 因为 a 88箱座凸缘厚度b1.5 S12箱盖凸缘厚度b11.5 S 112箱座底凸缘厚度b22.5 S20地