二级减速器设计说明书

机械设计课程设计计算说明书二级圆柱齿轮减速器的设计一、设计目的：1、综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际问题的能力。2、学习简单机械传动装置的设计原理和过程。3、进行机械设计基本技能训练。（计算、绘图、使用技术资料）二、课程设计任务：名称：带式输送机传动装置（二级圆柱齿轮减速器）。要求：有轻微冲击,工作经常满载,原动机为电动机,齿轮单向传动,单班制工作（每班8小时）,运输带速度误差为±5%,减速器使用寿命5年,每年按300天计,小批量生产,启动载荷为名义载荷的1.5倍。原始数据：1）带工作拉力F（N）=19002）带速度V（m/s）=1.23）卷筒直径D（mm）=3004）使用折旧期：5年5）工作情况：三班制连续单向运转，载荷较平稳；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。三、设计任务量:1、 画Al号装配图一张，A3号零件图二张。2、 设计计算说明书一份，6000〜8000字，不少于20页。带式输送机传动系统简图：

三•设计计算过程：设计步骤：1、 选择电动机2、 传动比分配3、 计算各轴的转速4、 齿轮传动设计5、 验算系统误差6、 计算轴类零件7、 绘制装配图和零件图1、选择电动机1.1电动机功率计算P1.1.1卷筒轴输出功率：工作机功率：Pw=FV/1000=1900x1.2/1000=2.28（kW）其中已知： F——输送带拉力（N）V 输送带速度（m/s）1.1.2确定总效率：查机械设计指导书9.1得：卷筒轴承效率： 耳1=0.99；卷筒效率： n=0.96；2低速级联轴器效率：n二0.99；3III轴轴轴承效率： n=0.99；4低速级齿轮啮合效率：n二0.97；5II轴轴轴承效率： n二0.99；6高速级齿轮啮合效率：n二0.97；7I轴轴承效率： n二0.99；8高速级联轴器效率：n—0.99；9总传动效率： n=ni.n2.n3 n n=0.851.1.3电动机需要功率：Pd=Pw/n=2.28/0.85二2.68(kW)1.2确定电动机规格1.2.1电动机转速nw:因：V(nDn)/60*1000(m/s)故：n=(V*60*1000)/nD=(1.2X60X1000)/(nX300)=76.39(r/min)w其中：V 输送机带速(m/s)D 卷筒直径 (mm)电动机转速：nd二nwi总=(8~40)nw(r/min)=(611~3056)(r/min)其中：i总二(8~40)i总 减速器传动比(总传动比)1.2.2选定电动机：根据求出的P、n查手册。转速n：选用同步转速为1500(r/min)功率P：为使传动可靠，额定功率应大于计算功率，即P额＞Pd=PW/总=2.68。综合考虑电动机的型号(Y系列)、同步转速n、满载转速nm、额定功率P额、轴的中心高、电动机轴径、起动转矩/额定转矩的比值。选定Y系列三相异步电动机的型号及相关数据如下：电动机型号额定功率(KW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)额定转矩(N-m)最大转矩(N-m)Y100L2—43150014202.22.22、分配传动比2.1分配传动比原则：分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑。（浸油深度）2.2传动比分配2.2.1总传动比i总耳减耳高*i低二nm/nw=1420/76.39=18.59i减 减速器传动比i高——减速器内高速级传动比i低——减速器内低速级传动比n——电动机满载转速mn——工作机转速w2・2・2确定高低传动比i高、i低：根据1高=（1.2~1.3）i低i减二（1.2~1.3）i低2，可得i低=3.94, i高=4.733、计算各轴的n，P，T3.1.各轴转速I轴n=n=1420r/min；1mII轴叮n/i高二300.21r/min；III轴n=n/i减=76.20r/min323.2.各轴输入功率电动机轴P二2.68dkw；I轴p二pn二2.65kw1 d9II轴p二pnn2 178二2.54kw；III轴p二pnn3 256二2.44kw；卷筒轴p二pnn二2.39kw4 3343.3各轴输入转矩p电动机轴T=9.55x106—=18024N*mm；dnI轴T=T耳=17844 N*mm；II轴 T二Tnni二81051N*mm；2 1781III轴T二Tnni二306663 N*mm；卷筒轴T=Tnn=300560 N*mm计算出参数列表备用：表2-1各轴基本参数轴名功率P/Kw转矩T(Nmm)电机轴2.6818024I轴2.6517844II轴2.5481051III轴2.44306663卷筒轴2.39300560转速n(r/min)传动比i效率142010.9914203.980.95300.213.310.9576.2010.9976.204、齿轮组的设计11.高速级齿轮的设计设计计算内容结果

1•选择齿轮材料、热处理和精度等级齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，参考表6-2,选小齿轮调质，齿面硬度230〜240HBS；大齿轮正火，齿面硬度190〜200HBS。精度8级。2•选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，z—25，z-iz-118.25，取z=118，传1 211 2动比i=104/22=4.72。初选螺旋角0-15°。3•按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。d工」2K1u土1（Ze?&）23屮d u Q]h确定式中各项数值：可初选载荷系数K-1.5；tT1=9.55X10飞P/nl=9.55X10飞・2.65/1420=17822N・mm由表6-6，选取屮—1.2；d由表6-5，查得Z—189.8乜MPa；E由图6-14，查得Z—2.41；H由式6-7,£«—[1-88-3.2[t+tjcos卩—1.648r— —0-318^dz1tg卩-2.560 兀mn由图6-13，查得Z—0.76£Z—Jcos0—0.980*由式（6-12），N—60njL—60x1420x8x300x5—1.0224x1091 1 hNN——1—2.162x1082i由图6-15查得，Z—1；Z—1.1n1 n2齿轮材料45钢小齿轮调质，齿面硬度230〜240HBS大齿轮正火，齿面硬度190〜200HBS8级精度z—251z=1182i—4.72T—17822N*mm1£—1.64a£—2.560

由图6-16d,按小齿轮齿面硬度230〜240HBS均值235HBS,在MQ线和ML中间，查得b =540MPa；同理，由图6-16c查得Hlimlb =390MPa；取S =1；Hlim2 Hmin「] b Zb」=——ni=540MPaH1 SHminb] =◎Hlim2”N2=429MPaH2 SHmin取L] =429MPa设计齿轮参数。H2将确定后的各项数值带入设计公式，求得, i'2KT.u土1/Z^ZZ^Zr、 __..d1t>i 1 (E& )2=32.41mm1勺屮du [b]h修正d1t:兀dn _..v二 1^—二2.41m/s60X1000由表6-3查得K=1.25A由图6-7查得Kv=1.1；由图6-10查得K 1.13；由表6-4查得K二1.2；a则K二KKKK=1.86AV卩ad=d3I—=34.82mm1叫K1 tdcosr1”m= =1.35mmn z1由表6-1选取标准模数m—1-5mmon齿轮主要几何尺寸：_m(z+z) 03a—n1 2——111.03^m_m2cosR圆整中心距，取a—111mm，贝yL] —540MPaH1L]—429MPaH2m—1.5mmna—111mm

n m(z+z) 1,c’w卩二arccos_1二14.9456°2ad二-mnZ^二38.81mmcosBd二 二183.20mm2cosBb=屮d=46.57mmd1取B=48mm,B=52mm14•校核齿根弯曲疲劳强度2KTYY 「1g二 1B£YYWla」F bdm FaSa Fn8计算当量齿轮端面重合度8 a—aNcos2Bb由机械原理可知：(tana) “_a二arctan -n二20.64°IcosB丿cosB=cosB-cosa/cosa=0.970b n t88 = =1.74aNCoS2Bb075由式(6-13),查得Y=0.25+—=0.688£an由图6-28，查得Yp=0.89；zz=—^-27.72v1cos3Bzz=^^-130.83v2cos3B由图6-19、6-20按zv查得Y=2.54，Y=1.61Fa1 Sa1d=38.81mm1d=183.20mm2B=14.9456°B=48mm2B=52mm1

Y二2.15,Y二1.82Fa2 Sal由图6-21，查得Y二0.88,Y二0.91；nl n2由图6-22c,按小齿轮硬度举止235HBS,在ML线上查得-340Flim1MPa；同理，在图6-22b上，查得=310MPa；S =1.25；Flim2 Fmin「]cYIn」=—fiim1n1=239MPaF1 SFminC]=◎Flim2'N2=225MPaF2 SFmin将确定出的各项数值带入弯曲强度校核公式，得2KTYY 「1c二 1D$YY=49MPa<C」F1 bdm Fa1Sa1 F11n2KTYY 「」c二 1P$YY二47MPa<「c」F2 bdm Fa2Sa2 F11n齿根弯曲疲劳强度足够5•齿轮精度设计(高速齿轮设计)按选择的8级精度，查机械设计课程设计第16章齿轮各种偏差允许值表可得：fa=±27ym,fpt=±17ym,Fp=69ym,Fa=20ym,FB=29ym齿厚偏差计算：分度圆弦齿高公称值：h'=mn{1+z/2[1-Cos(90/z)]=1.5{1+118/2[1-Cos(90/118)]=1.508mm分度圆弦齿厚公称值：s'=mnzsin(90/z)=1.5X118Xsin(90/118)=2.356mm确定最小侧隙：jbnmin=2/3X(0.06+0.0005a+0.03mn)=2/3X(0.06+0.0005X111+0.03X1.5)=0.032mm齿厚上偏差：L」=239MPaF1L」=225MPaF2C=49MPaF1C=47MPaF2

IEsnsl=jbnmin/(2cosan)=0.032/(2cos20)=17ym取负值，Esns=-17ym齿轮径向跳动公差Fr=55ym查标准公差数值表，IT9=115ym查表6-9，径向进刀公差br=1.26IT9=1.26X115=144.9ym齿厚公差：Tsn=2tanan(FrA2+brA2)A(1/2)=2Xtan20(55人2+144.9人2)A(1/2)=113gm齿厚下偏差：Esni=Esns—Tsn=-55-113=-168pm

2.低速级齿轮设计设计计算内容结果2•选择齿轮材料、热处理和精度等级齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，参考表6-2,选小齿轮调质，齿面硬度230〜240HBS；大齿轮正火，齿面硬度190〜200HBS。精度7级。3•选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，z一30，z一iz一95.4，取z4=95,传动3 4 23 4比i=95/30=3.17。初选螺旋角0一15°。4•按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。d、松K2u土1(Z/Z/b]2mu([叫丿确定式中各项数值：因有轻微冲击，可初选载荷系数K-1.8；t由本篇中表2-1,查得T一31553N*mm2由表6-6,选取屮一1.2；d由表6-5,查得Z-189.8J’MPa；E由图6-14，查得Z一2.42；H齿轮材料45钢小齿轮调质，齿面硬度230〜240HBS大齿轮正火，齿面硬度190〜200HBS7级精度z一303z一954一3.172T一315532N*mm「 (11Y由式6-7, 1.88-3.2一+—cosP=1.68L Vz1z2丿」bsin£=0.318^dz1tg卩=3.070 兀m d1n由图6-13，查得Z=0.78£Z0=Jcos0=0.98由式(6-12),N=60njL=2.6x1083 2 hNN=—3=8.3x1074 i由图6-15查得，Z=1.1；Z=1.16n3 n4由图6-16d，按小齿轮齿面硬度230〜240HBS均值235HBS,在MQ线和ML中间，查得b =540MPa；同理，由图6-16c查得Hlim3b =390MPa；去S =1；Hlim4 Hmin「] b Zlb」一一Hlim3一N3=594MPaH3 SHminlb] =bHlim4ZN4=452.4MPaH4 SHmin取「b] =452.4MPa设计齿轮参数。H4将确定后的各项数值带入设计公式，求得月、i'2KT2u土1(Z/Z/bY 4562d3t>J 2 E£旷0 =45.62mm\屮d UV[b]H丿修正d1t:兀dn __.v= 3^^—=0.94m/s60x1000由表6-3查得K=1.25A由表6-7查得K=1.06；V由表6-10查得K0=1.24；£=1.68a£=2.560「b]=594MPaH3L] =452.4mH4Pa

由表6-4查得K二1.2；a则K=KKKK=1.97AVPa1kd—d21 —47mm1 1t2K' tdcosp[m— —1.52mmn z3由表6-1选取标准模数m—2mm。n齿轮主要几何尺寸：m(z+z) 12837a—―n_3 ——128.37mm2cosP圆整中心距，取a—128mm,则m(z+z)P—arccos— ——14.3615°=14°21'41"2amzd——n―3—61.94mmcosPmzd——n一4—194.06mmcosPb—屮d—74.33mmd3取B—75mm,B—80mm。4 34•校核齿根弯曲疲劳强度2KTYY 「1g— 2pfYYWla」F bdm FaSa Fnf计算当量齿轮端面重合度F—一a—aNCOS2Pb由机械原理可知：(tana) ““a—arctan -n—20.59°=20°35’30"IcosP丿cosP—cosP-cosa/cosa—0.972b n tm—2mmna—123.88mmd—61.94mm3d—194.06mm4P=14°21’41"B—80mm3B—75mm4

8e= &—=1.78aN C0S2Pb0.75由式（6-13）,查得Y—0.25+ —0.6788an由图6-28，查得丫^—0.87；zz -33v3 cos3Bzz -103v4 cos3B由图6-19、6-20按z查得v—2.48,Y—1.64Fa3 Sa3—2.17,Y—1.78Fa4 Sa4由图6-21，查得Y—0.92,Y—0.95；n1 n2由图6-22c,按小齿轮硬度举止235HBS,在ML线上查得—340Flim3MPa；同理，在图6-22b上，查得—310MPa；S —1.25；Flim4 Fmin「］ a Yla」一―fiim3n3—250MPaF3 SFmin「］ a Yla」 —一flim4一N4—236MPaF4 SFmin将确定出的各项数值带入弯曲强度校核公式，得2KTYY 「1a— 2B8YY—31.74MPa<「a」F3 bdm Fa3sa3 Fin2KTYY 「」a— 2B8YY—30.15MPa<la」F4 bdm Fa4Sa4 F1n齿根弯曲疲劳强度满足要求la」—250MPaF3「a」—236MPaF4a—31.74F3MPaa—30.15F4MPa5、轴类零件的计算

5.1初步设计I轴各尺寸1.计算I轴最小直径d1min>c3'pd1min3n1式中：P——轴传递的功率，单位kW；n 轴的转速，单位r/minC——由许用应力确定的系数由表8-3选取C=118由本篇表2-1查得P二1,2166kW,n二1400r/min11ipd »C3'—^=11.2mm1minn、1该段轴上有无键槽，计算值无需变化，d1min=11.2mm由于I轴连接电机，则最小直径位于联轴器连接处，轴承内径应略大于最小直径，于是选6204轴承，内径为20mm2•确定其余各部分尺寸如图5-1所示，各部分尺寸如下:I-si■—1I”；1I-si■—1I”；1一LE一■o寸■o一 14Ln-L5-go75图5-1I轴各部分的尺寸段名L1L2L3L4L5L6L7长度(mm)183213103441313直径(mm)1214203041.7830202、初步设计II轴尺寸1.计算II轴最小直径IPd>C3—2min3n、2由表8-3选取C=118由本篇表2-1查得P2-】・14kW，n2-346・53r/minip-dnC'—*1.05=18.43mm2min n丫2II轴上有一个键槽，计算值增大5%；III轴上有一个键槽，计算值增大5%。由于II轴是中间轴，最小直径位于轴承处，于是选择轴承6025,则定轴径d1为25mm，根据各阶梯厚度为2~3mm,且便于加工，轴设计成锥形，如图6-2所示，各部分尺寸设计如下：图5-2II轴各部分的尺寸段名L1L2L3L4L5L6L7长度(mm)14158010381514直径(mm)253062403530253、初步设计III轴尺寸1•计算III轴最小直径d3min由表8-3选取C=118由本篇表2-1查得P3=1.08kW,勺二111r/min[Pd >C3<—3*1.05=26.45mm3minn3由于III轴连接输送机，则最小直径位于联轴器连接处，轴承内径应略大于最小直径，于是选6206轴承，内径为30mm，如图所示，各部分尺寸如下：

图5-3III轴各部分的尺寸段名L1L2L3L4L5L6L7长度(mm)1516.57564.5153537直径(mm)30354035302018根据下图，得知I轴最小直径dlmin=11.2mm轴上小齿轮的分度圆直径dl=41。78mm十分相近，应制造成齿轮轴。II轴小齿轮部分同理可做成齿轮轴。5、II轴弯扭合成强度验算按所确定的结构图，可以确定出简支梁的支承距离l]=61.62mm,l2=69.47mm,l3=40.91mm.按所确定的结构图，可以确定出简支梁的支承距离l]=61.62mm,l2=69.47mm,l3=40.91mm.厂2T2x31553”八f作用在2、3齿轮上的圆周力：F= 2= =370.73Nt2d170.222厂2T2x31553F= 2= =1019.48nt3d61.93Ftana 370.73xtan20=一n= =139.2ncos14.2246齿轮2、3上的径向力：Fr2nCOSPFtana13 .Fr3 COSPn1019.48xtan20=383.03Ncos14.3615齿轮2、3上的轴向力：F=FtanP=370.73xtan14°13'=93.9Na2 12F=FtanP=1019.48xtan14o21'=261.03Na3 13

水平面内支反力：F(l+1+1)=F(l+1)-FlTOC\o"1-5"\h\zH1123 t323 t23=688.82N厂F(1+1)-F1 1019.48x(61.62+69.47)-370.73=688.82NF= t3 2 3 123= h1 1+1+1 61.62+69.47+40.911 2 3F二F-F-F二1019.48-688.82-370.73=-40.07NH2 t3 H1 t2垂直面内支反力：F(1+1+1)+M=F(1+1)+F1+MV11 2 3 a3 r32 3 r23 a2a3Fd―a3Fd―a3—2261.03x41.782=5453N•mmM= =93.9x170.22=7992N•mm=7.9N•ma222=293.68NF(1+1)+F1+M=293.68Nr3 2 3 r2 3 a2 a3V11+1+V1123F=F+F-F=228.55NV2 r2r3 V1水平面弯矩计算：L1段：0<x<61.62mmM=-FH1xH1即M»=-42445N・mm=-42.4N・mH3L2段：61.62<x<131.09mmM=Ft3(x-61.62)-FH1x即M口c=-28378N・mm=-28.3N・mH2L3段：131.09<x<172mmM=Ft3(x-63.25)-FH1x-Ft2(x-108.75)垂直面弯矩计算：L1段：0<x<61.62mmM=FV1x即MV3=18096N・mm=18N・mL2段：61.62<x<131.09mmM=FV1x-Fr3(x-61.62)+Ma3即MV2=11889N・mm=12N・mL3段：131.09<x<172mmM=FV1x-Fr3(x-61.62)+Ma3-Ma2-Fr2(x-131.09)求合成弯矩图,确定危险截面在齿轮3，齿轮2的中心截面上：M=.-M2+M2=28.32+122=30.74N•m2 H2 V2M=-^M2+M2=\：42.42+182=46.06N•m3 H3 V3求危险截面当量弯矩：从图可见，齿轮2、3处截面最危险，转矩按脉动循环变化计算，取a=0.6，得:aT[=0.6X31553N・mm=18.9N・mM=.；M2+(aT)2^30.742+18.92=36.09N•mel 2M=\；M2+(aT)2=峯46.062+18.92=49.79N•me2 3校核轴上承受最大弯矩及转矩的截面(危险截面)的强度，由公式①<t]-1MJM2+(<t]-1G=―e=eW 0.13d3

通过计算和作图，可得，危险截面出现在齿轮3处，对该截面进行校核:M4979 「1◎=一= 沁2.1MPa<b」=236MPaeW 0.1x0.06193 -1所以轴的强度足够。MH3MH313.II轴承寿命该段轴选用滚动轴承6205，基本额定负载为Cr=14.0kN，根据《机械设计》滚动轴承「 106(C¥寿命可由式^60nIP丿进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P=fpFr,由表9-5取温度系数ft=1，由表9-8取载荷系数fp=l，球轴承取。F=.：F2+F2=i68&822十293.682=748.8Nr1 H1 V1F=、：：F2+F2=$40.472+228.552=49.53NV2L=10h

则L=10h

则10660x346.53<1x748.8丿3=314336.2812，轴承使用寿命在5〜8年范围内，符合减速器的寿命要求，因此所该轴承符合要求。1.II轴上的键进行强度校核2Tx1032Tx103b=—pkld=16.027<1120]pP=耐磨条件为2Tx103kld=0.16.027<l40]单位：mm轴名T(mm・N)dklLbII轴31553354283810假设载荷在工作面上均匀分布，挤压强度条件为所以II轴选用的键符合强度要求。2.两级传动大齿轮浸油深度验算当高速大齿轮浸油高度达到一个齿轮的时候，阳h=d一d=d+2h—d+2h=(6h*+2c*)m=6.75mm即2a2f22a2fan则低速大齿轮浸油高度为Ad=d-d=194.06-170.22=2.384mm42h4_7.94由于r4 97.07h4=6.75+2.384/2=7.94h4_7.94由于r4 97.07_0.08<0.16，满足课程要求中对浸油深度的要求。3.润滑方式的选择3.润滑方式的选择该装置为开式齿轮传动，高速级齿轮的圆周速度兀dn60兀dn60x10003.14x41.78x140060x1000_3.061m/s<12m/s故采用大齿轮浸油润滑。1.10减速器的附件设计1.10.1窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加式出与孔盖的接触面。本设计中取凸台高3mm,窥视孔盖140mmX100mm,d=4mm,由4个M6的螺钉紧固。1.10.2排油孔、放油油塞、油标为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放，平时排油孔用油塞及封油垫封住。本设计中取排油孔直径为14mm,选取螺塞M14X1.5JB/ZQ4450-86。为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。本次设计采用杆式油标M12。吊耳和吊钩为拆卸及搬运减速器,应在箱盖上铸出吊耳环,并在箱座上铸出吊钩,吊钩和吊耳的尺寸可以根据具体情况加以修改。定位销定位