(完整word版)二级减速器课程设计完整版

1、目录1.设计任务22.传动系统方案的拟定23.电动机的选择33.1 选择电动机的结构和类型33.2 传动比的分配 .53.3 传动系统的运动和动力参数计算54.减速器齿轮传动的设计计算74.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算74.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算115.减速器轴及轴承装置的设计165.1 轴的设计165.2 键的选择与校核235.3 轴承的的选择与寿命校核256.箱体的设计286.1 箱体附件286.2 铸件减速器机体结构尺寸计算表297.润滑和密封307.1 润滑方式选择 .307.2 密封方式选择 .30参考资料目录30计算及说明结果1. 设计任务1.1 设计任务设计

2、带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差± 4%，二班制，使用期限 12 年（每年工作日 300 天），连续单向运转，大修期三年，小批量生产。1.2 原始数据滚筒圆周力： F900N输送带带速： v2.4( 4%)m / s滚筒直径： 450mm1.3 工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为 380/220V。2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动。 电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级齿轮减速2计算及说明结果器 3，再经联轴器 4 将动力传至输送机滚筒 5 带动输送带 6

3、 工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器， 高速级为斜齿圆柱齿轮传动， 低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端， 以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。展开式减速器结构简单， 但齿轮相对于轴承位置不对称， 因此要求轴有较大的刚度。3. 电动机的选择3.1 选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压 380V。选择电动机的容量根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率PwFv900 2.410002.16kW1000设： 4w输送机滚筒轴至输送带间的传动效率； c联轴器效率， c=0.99（见机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表

4、31）； g闭式圆柱齿轮传动效率， g=0.98（同上）； b滚动轴承（一对球轴承） ， b=0.99（同上）； cy输送机滚筒效率， cy =0.96（同上）。估算传动装置的总效率011223344式中 01c0.9912bg0.990.980.970223bg0.990.980.970234bc0.990.990.98014 wbcy0.990.960.9504传动系统效率01 12 23 34 4工作机所需要电动机功率Pr Pw 2.16 2.4884kW 0.8680Pw=2.16kW传动总效率 =0.8680Pr=2.4884kW3计算及说明结果选择电动机容量时应保证电动机的额定功率

5、Pm 等于或大于工作机所需的电动机动率 Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm 要大于 Pr。由机mP =3kW械设计课程设计（西安交通大学出版社） 表 32 所列 Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选 Pm r 条件的电动机额定功率m 应取为3kW。PP确定电动机转速由已知条件计算滚筒工作转速nwv2.4 60101.91r / mind3.14 450 10 3nm传动系统总传动比 inw由机械设计（高等教育出版社） 表 181 查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为 i=860，故电动机转速的可选范围为nmin w(8 60)101.91815.28 6114

6、.6r / min由机械设计课程设计 （西安交通大学出版社） 表 32 可以查得电动机数据如下表：方案电动机型号额定功率（ kw ）满载转速 (r/min)总传动比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42通过对以上方案比较可以看出：方案 1 选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为 28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。方案2 选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为 14.13。传动系统（减速器）尺寸适中。方案 3 选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为

7、9.42。对于展开式两级减速器（ i=860）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，选用方案2 比较合理。 Y100L2-4型三相异步电动机的额定功率 Pm=3kw，满载转速m。由机械设计n =1440r/min课程设计（西安交通大学出版社） 表 33 电动机的安装及外型尺寸 （单位 mm）如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.0096082410012205205180245170380-0.004电动机Y100L2-4型电动机转速nm=1440r/min总传动比 i=14.134计算及说明结果查得电动机电动机基本参数如下：

8、中心高 H100mm，轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径D 28( 00.004009) mm，轴伸出部分长度 E60mm。3.2 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=14.13由传动系统方案可知i01 i341因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比ii14.13i01i34为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑， 当两级齿轮的配对材料相同、 齿面硬度 HBS350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比i121.3i1.328.264.286低速级传动比i23i14.13 3.297i124.286传动系统各传动比分别为i124.286i01 1 i12 4.286

9、 i233.297i341i233.2973.3 传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为 0轴，减速器高速轴为 1 轴、中速轴为 2 轴、低速轴 3 轴，带式输送机滚筒轴为 4轴。各轴的转速如下n0 nm1440r / minn01440n11440r / mini011n11440n2336r / mini124.2865计算及说明结果n3n2336102r / mini233.297n4n3102 102r / mini341计算出各轴的输入功率P0Pr2.4884kWP1P0012.48840.99 2.4635kWP2P122.46350.97022.3901kW1P3P2232.3

10、9010.97022.3189kWP4P3342.31890.98012.2728kW计算出各轴的输入转矩T09550 P09550 2.4884 16.50N mn01440T1T0 i01 0116.50 1 0.9916.34NmT2Ti1216.344.2860.970267.95N m1 12T3T2 i232367.953.2970.9702217.36N mT4T3i3434217.36 1 0.9801 213.03N m运动和动力参数的计算结果如下表格所示:轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴转速 n(r/min)14401440336102102

11、功率 P（Kw ）2.48842.4635 2.39012.31892.2728转矩 T（N?m）16.5016.3467.95217.36213.03两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 i14.2863.2971传动效率0.990.97020.97020.9801（注：除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。）6计算及说明结果4. 减速器齿轮传动的设计计算4.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数(1) 材料及热处理：选择小齿轮材料 40Cr（调质），齿面硬度 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度 240HBS。(2) 齿

12、轮精度： 7 级(3) 初选小齿轮齿数 z1=24, 大齿轮齿数 z2=103(4) 初选螺旋角 =14°(5) 压力角 =20°20o2、按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计 .(高等教育出版社第九版 ) 式（ 10-24）试算小齿轮分度圆直径，即22K HtT1u 1ZH ZEZ Z3?d1tduH确定公式中的各参数值。试选载荷系数 K Ht=1.0。由式（ 10-23）可得螺旋角系数Z 。Zcoscos140.985计算小齿轮传递的转矩：9.55106 P19.55 1062.46354T1n114401.634 10 N mm由图 10-20 查取区域系数 ZH

13、2.433。由表 10-7 选取齿宽系数 d1。189.8MPa 1/2 。由表 10-5 查得材料的弹性影响系数ZE由式（ 10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Zarctan(tann /cos )oootarctan(tan20 /cos14）20.562arccosz1 cos t /(z12han cos )o1ooat1arccos24 cos20.562/(24 2cos14) 29.974arccosz2 cos t /(z22han cos)o2ooat2arccos103cos20.562/(1031 cos14)23.223a z1 (tan at1-tan t'

14、; ) z2 (tan a2 -tan t' )/2oooo1.65524 (tan29.974-tan20.562)103 (tan23.223-tan20.562)/2d z1 tan /1 24o1.905tan14/7计算及说明结果z4-(1-)4-1.6551.9050.666z0.6663(1-1.905)31.655计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为H lim1600MPa 和H lim2550MPa由式（ 10-15）计算应力循环次数：N160n1 jL h6014401(28 30012)4.977109N2N1 / u4

15、.977109 / (103/ 24)1.160109由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数 K HN 10.89KHN 20.92 。取失效概率为1%、安全系数 S=1H1KHN1H lim10.89600 =534MPaS1 2KHN 2H lim20.92550HS1=506MPa取 H1和H 2 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H 506MPaH H2506MPa计算小齿轮分度圆直径。3ZHZEZ Z2d1t2K H tT1u 1··duH3104221.01.634(103/ 24)12.433189.80.6660.9851(103/ 24)5062

16、4.353mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度 vvd1t n124.353836m / s601000齿宽 bbd d1t 1 24.35328.353mm2）计算实际载荷系数 K H 。查得使用系数 K A1 。根据 v=2.183m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数Kv=1.08。齿轮的圆周力 Ft 1 2Tt / d1t 2 1.634 104 / 28.353 1.131 10 3 N ， K AFt 1 / b 1 1.131 103 / 28.353 41.4 N / mm 100N / mm ，8计算及

17、说明查表 10-3 得齿间载荷分配系数 K H1.4 。由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，K H 1.414 。其载荷系数为K HKAKVKH KH 1 1.081.4 1.414 2.1383）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1d1t3 K H32.13828.3531.334.107mmK Htmnd1 cos/ z1 34.107cos14o / 241.382mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计（ 1）由式（ 10-20）试算齿轮模数，即3 2KTY Y cos2(YFaYsa )mntFt 1d z12F1）确定公式中的各参数值试选载荷系数 K Ft1.3由

18、式（ 10-19），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ybarctan(tancost )arctan(tan14 o cos20.562 o)13.140 ov/ cos2b1.655 / cos2 13.140 o1.728Y0.250.75 /v0.250.75 /1.7280.684由式（ 10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY11 1.90514o0.778120o120o计算 YFaYsa F 由当量齿数zv1z1 / cos324/ cos3 14o26.27，查图10-17 得齿形系数z2 cos3103/ cos3 14ozv2112.75YFa 1 2.62 、 Y

19、Fa 2 2.18 。由图 10-18 查得应力修正系数Ysa11.6、 Ysa21.81 。由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim1500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限F lim 2380 MPa 。由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN 10.85 、 KFN20.88 。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-14） F1K FN 1F lim10.85500304MPaS1.4KFN 220.88380 F 2F lim239MPaS1.4结果d134.107 mmF 1304MPa 2239MPaF9设计及说明结果YFa1Ysa12.621.60.

20、0138F3041YFa2Ysa22.181.81F23920.0165因为大齿轮的 YFaYsa 大于小齿轮，所以取FYFaYsaYFa2Ysa2 0.0165FF 22）试算模数242o32KFt TYY cosYFaYSa32 1.3 1.634 100.684 0.778 cos14 0.0165 0.858mm1mntd z12F1 242(2) 调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 vd1mnt z10.85824mm 20.592mmvd1n120.592 1440100060m / s 1.553m / s601000齿宽 bbd d1120.592mm 20.

21、592mm宽高比 b / h 。h (2 hac ) mt(21 0.25) 0.858mm 1.931mmb / h 20.592/1.93110.662）计算实际载荷系数 K F根据 v1.553m / s ，7 级精度，由图10-8 查得动载系数 K v 1.03 。由 Ft12T1 / d1 21.634104 / 20.592 N 1.587103 NK AFT 1 / b11.587103 / 20.592 N / mm77.1N / mm 100N / mm查表 10-3 得齿间载荷分配系数 K F1.4 。由表 10-4用插值法查得 KH1.413, 结 合 b / h10.6

22、6查 图 10-13可 得K F1.32 。则载荷系数为 K FKAKVKFK F11.03 1.41.321.9883）由式 (10-13), 可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mnK F0.8581.9881.037mmmnt 331.3mmK Ft由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm 并从标准中就近取mn1.5mm；而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 34.107 mm 来计算小齿轮的齿数，即 z1 d1 cos / mn 34.107 cos14o /1.522.

23、0610计算及说明取 z122 则大齿轮的齿数 zuz103 22 94.42 ，取 z295 ,两齿轮齿数互为质2124数。4.几何尺寸计算(1)计算中心距a= (z1 +z2 )m n = (2295)1.5=90.44mm2cos2cos14o考虑模数从1.037mm 增大圆整至 2mm ，为此将中心距圆整为90。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(z1 z2 ) m n(2295) 1.5oarc cosarc cos212.8392a90(3)计算分度圆直径d = zm1n=221.5=33.85mm1 coscos12.839od2 = z2 mn=951.5 o =146.15mm

24、coscos12.839(4)计算齿轮宽度bd d11 33.8533.85mm取 b234 mm 、 b140mm 。5.圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1) 齿面接触疲劳强度校核2K H t T1u 1·ZH ZEZ ZH3·d d1u22.1381.634104(2295)12.45189.80.6610.984139.853(2295)319MP aH 满足齿面接触疲劳强度条件(2) 齿根弯曲疲劳强度校核2 K Ft T1YF a YSa Y Ycos 221.31. 63410 42.181.810.68

25、40.778cos 2 12.839 oF 1d z12 mn31 2221.5 310 4 MPaF 12 K Ft T1YF a YSa Y Ycos 221.31.63410 42.181.810.6910.78cos 2 12.839 oF 2d z12 mn3122 21.5 3112 MPaF 26.主要设计结论齿数 z122 、 z2 95 ，模数 mn 1.5 ，压力角20ooo，螺旋角12.8391250'20''变位系数 x1x2 0，中心距 a 90mm，齿宽 b140mm,b234mm。小齿轮选用 40Cr（调质），大齿轮选用 45 钢（调质）。

26、齿轮按照 7 级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径 da 160mm，做成实心式齿轮。4.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1 初选精度等级、材料及齿数结果z122z295a90mm12.839 od1 =33.85mm d2 =146.15mmb140mmb234mma90mmo12.839o1250'20''11计算及说明结果材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度 240HBS 。1)齿轮精度： 7 级2)初选小齿轮齿数 z1=24, 大齿轮齿数 z2=79=20 °3) 压力角 =20

27、°2 按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计.高等教育出版社第九版式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即22K Ht T1u 1 Z H Z E Zd1t?3udH1) 确定公式中的各参数值。试选载荷系数 K Ht 1.0 。计算小齿轮传递的转矩：T19.55 106 P / n1 9.55 1062.3901/ 336 6.79329104 N ? mm由图 10-20 查取区域系数 ZH2.433 =2.433。由表 10-7选取齿宽系数d1.0由表 10-5查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa1/2由式（ 10-21 ）计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。a1arcc

28、osz1 cost /( z12ha )arccos24cos20 /(2421)29.841a 2arccosz2 cost /(z22ha )arccos79cos20 /(79 21)23.582a z1 ( tan a1- tan ' ) z2 ( tan a2 - tan ' )/224(tan29.841 - tan20 )79( tan23.582 - tan20 )/2 1.7144-4-1.714Z0.87333计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1600MPa和 Hlim2550MPa由式（ 10-15 ）

29、计算应力循环次数：N160n1 jLh60 336 1(2 8300 12)1.161216109N2N1 / u1.161216109/ (79 / 24)3.822336109由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数K HN10.92, K HN 20.90取失效概率为1%、安全系数 S=1H 1KHN1H lim10.92600=522MPaS1H 2KHN2H lim20.9550 =495 MP aS1取 H1 和H 2 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H H 2495MPa H 495MPa2) 计算小齿轮分度圆直径。2323 2KHtT2u 1 ZHZEZ4(79/24

30、) 12 1.0 6.7933102.5189.80.873d1t· ·1(79/24)495duH498.73mm12计算及说明调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度v。vd1t n249.873336601000600.877m / s齿宽 b。1000bd d1t149.83749.837 mm2）计算实际载荷系数。查得使用系数=1。根据 v=0.877m/s 、7 级精度，查得动载荷系数=1.0。齿轮的圆周力Ft 1 =2T1 /d1t =26.79329104 /49.873N =2.724 103 NK A Ft1 /b=12.724 1

31、03 /49.873N /mm=54.625<100N/mm查得齿间载荷分配系数=1.2。用表 10-4 插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，得齿向载荷分布系数K H1.420 。其载荷系数为K HKAKVK HK H1 1.01.2 1.4201.7043）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1d1t3 K H49.8733 1.704K Ht59.569mm1.0及相应的齿轮模数m=d1 /z1=49.873/24 mm=2.078mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即结果d159.569mmmnt32K Ft TY ( Y Y )1Fa sad z12F1

32、）确定公式中的各参数值。试选 K Ft 1.3 。由式（ 10-5）计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y 。Y =0.25+ 0.75 =0.25+0.75 =0.688a1.714YFa Ysa计算F由图 10-17 查得齿形系数 YFa12.62 YFa 22.18由图 10-18 查得应力修正系数Ysa11.55、Ysa21.76由图10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim1500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限F lim 2380 MPa由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.85 、 KFN 2 0.88 。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得13计算及说明 F 1K FN

33、 1F lim10.85 500303.57MPaS1.4 2K FN 2F lim 20.88380238.86MPaFS1.4YFa1Ysa12.621.550.0134303.57F1YFa2Ysa22.251.760.0166238.86F2YFaYsa因为大齿轮的F大于小齿轮，所以取YFaYsaYFa2Ysa20.0166FF 22）试算模数32 K Ft TYY Y321.3 6.793 1040.688mt1F a Sa0.0166 1.519 mmd z12F1 242(2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度d1mt z11.51924mm36.456mmv

34、d1n236.4563360.641m / s601000601000m / s齿宽 bbd d11 36.456mm36.456mm宽高比 b / h 。h (2hac ) mt(21 0.25)1.519mm3.418mmb / h36.456/ 3.41810.672）计算实际载荷系数K F根据 v0.641m / s， 7 级精度，由图10-8 查得动载系数 K v1.07 。由 Ft 22T2 / d126.793104 / 36.456N3.727 103 NK A FT 1 / b13.727103 / 36.456 N / mm102.23N / mm100N / mm查表 1

35、0-3得齿间载荷分配系数 K F1.0 。由表 10-4 用插值法查得 K H1.417 ,结合 b / h10.67 查图 10-13 可得 K F 1.34 。则载荷系数为K FKAKV KFK F1 1.071.0 1.34 1.4343）由式 (10-13), 可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mmt 3K F1.5193 1.434mm1.569mmK Ft1.3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m 的大小主要取决与于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.569mm 并近结果303.57MPaF 1F2238.86MPa14计算及说明结果圆取整为标准值 m=2mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =49.873 mm ，算出小齿轮m=2mm齿数 z1= d1 /m=49.87