二级减速器课程设计

1、机械设计基础课程设计二级齿轮减速器指导教师 学院名称 专业名称论文提交日期2015年12月28日 论文答辩日期2015年12月30日目 录第一章：课程设计任务书 3 第二章：电动机的选择 4第三章：计算总传动比及分配传动比 5第四章：运动参数及动力参数计算 5第五章：齿轮传动设计 7第六章：标准直齿圆柱齿轮的基本参数 13第七章：轴的设计及校核 14第八章：轴承选择与校核 26第九章：键的选择与校核 28第十章：联轴器的选择 29第十一章：减速器机体结构尺寸 30第十二章：减速器的各部位附属零件的设计 31第十三章：润滑方式的选择 32参考文献 33一、毕业设计任务书1、设计内容 自动送料带式

2、输送机传动装置的减速器。2、运动简图。3、原始数据已 知 条 件数据运输带工作拉力F(N)3000运输带工作速度V(m/s)0.8转筒直径D（mm）2504、工作条件 输送机连续工作，有轻微振动，一班制工作，室内工作有粉尘（运输带与滚筒及支承间包括滚筒轴承的摩擦阻力的影响已考虑在F当中）。5、使用期限：十年，大修期三年6、生产批量：10台7、生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮及涡轮8、动力来源店里，三相交流（220/380V）9、运输带速度允许误差：10、设计工作量（1）、设计说明书1份；（2）、减速器装配图1张；（3）、减速器零件图3张。二、电动机的选择1. 组成：传动装置由电机

3、、减速器、工作机组成。2. 确定传动方案：如图3. 确定传动方案：如图3.特点：减速器宽度和高度尺寸较大，应尽量减少齿轮直径。4.选择电动机类型： 按工作要求和条件，选用Y型密封笼型三相异步电动机，电压380V。5. 选择电动机的功率 滚筒输出功率： 工作机所需的电动机输出功率Pd=kw由电动机到运输带的传动总效率为 1轴承传动效率：0.982圆柱齿轮的传动效率：0.973电机联轴器的传动效率：0.994滚筒联轴器的传动效率：0.97则：所以：Pd=2.8kw 查表选电动机额定功率为3kw.6.确定电动机计算得滚筒转速：n卷=61r/min按推荐的合理传动比范围：总传动比合理范围为i总=832

4、，故电动机转速的可选范围是： n电机=i总n卷=(832)61r/min=(4881952)r/min符合这一范围的同步转速有750、1500和3000r/min两种，再根据计算出的容量，由附录附表8.1查出适用的电动机型号，因此传动方案如下：方案电动机型号额定功率Ped/kw电动机转速/(r/min)传动比额定工作电压（伏）1Y100L2-43143023.44402Y132S-6396015.74153Y132M-8371011.6388综合考虑工作电压，传动比大小，认为方案3较为适合，因此选定电动机型号为Y132M-8,所选电动机的额定功率为3kw,满载转速710r/min，为了方便计算

5、总传动比选12，则实际转速为59.2r/min，经计算误差为-3%，符合误差要求三、 计算总传动比及分配传动比 总传动比：i=14.4 ，分配传动比：取则i带=2，i1=(1.31.5)i2，取i1=3.12，则i2=2.67（i1为高速级传动比，i2为低速级传动比）。四、 运动参数及动力参数计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴.01 ,12 ,23 依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3之间的传动效率。1、各轴转速： 1轴 n1=710r/min2轴 n2=236.7r/min3轴 n3=59.2r/min 2.各轴输入功率： 1轴 p1 = pd 01 =30.99 =

6、2.97kw 2轴 p2 = p112 =2.970.98 0.97= 2.91kw 3轴 p3 = p23 =2.910.980.97= 2.77kw 卷筒轴 p卷 =2.69kw3.各轴输入转矩： 依据公式得出：1轴 T1 =9550=40 N m2轴 T2 =9550=117.4 N m3轴 T3 =9550=446.8 N m运动和动力参数的计算结果列于下表： 轴名 参数1轴2轴3轴转速n/(r/min)输入功率P/kw输入转矩T/(Nm)710236.759.22.972.912.7740117.4446.812轴23轴传动比i34。五、齿轮传动设计 四个齿轮从高速至低速分别编号：1

7、,2,3,4。其中1,3号齿轮为小齿轮。1.高速级大小齿轮的设计（1）选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用45钢调质表面淬火，心部硬度为217255，表面硬度为4050HRC；大齿轮选用45钢调质 ，硬度为217255HBS。因为是普通减速器，选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3m ，压力角为=20。（2）按齿面接触疲劳强度设计1）转矩T1 T1=40 103Nmm2） 载荷系数:3） 区域系数: ZH=2.514） 重合度系数: Z=0.87415） 弹性影响系数: ZE=189.8Mpa1 6）齿数Z1和齿宽系数d 小齿轮Z1取为26，则大齿轮齿数Z2 =78。因大齿轮传动为非对称布置

8、，而小齿轮齿面又为硬齿面，选取d1=。7）许用接触应力H 由文献1查得Hlim1 =1000Mpa , 由文献1查得S =1.10 N1=60njLh =1.0224109 N2= =3.408108 查图10.27得：=0.93 ,=1.06 由式（10.13）可得：H 1 =845.45Mpa H 2 = =530Mpa 故由d 得d161.42mm m = =2.38mm 取标准模数m = 2.5mm （3）按齿根弯曲疲劳强度设计 由式 试算模数。 1）试选KFt=1.5 2）经计算Y=0.689 3）计算 由文献1查得：YFa1=2.63 YSa1=1.6 由式F=得： F1=431.

9、82Mpa F2=323.27Mpa 则得出=0.0098 =0.0119 4）试算模数mt11.5 选mt1=1.5 由式得m1=1.5 调整齿轮模数 ：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的负载能力，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，所以取m1=1.5，d1=62mm，z1=d1/m1=41，则z2=123，为让其互质z2取122（4） 计算几何尺寸 a12=124mm b1=d1d1=24.8 增宽，取b1=30 为方便箱体的制造让a12=a34=220mm，改m1=2.5，z1=

10、44，z2=131（5）根据式子进行齿面接触疲劳强度校核 通过查表和计算得： H1=511.77MpaH 2 =530Mpa 合格（6）根据式子进行齿根强度校核 通过查表和计算得： F1=133.39MpaF4=323.27Mpa 不及格 改d1=0.5，F2=302.72MpaF2=323.27Mpa 及格 2.低速级级大小齿轮的设计（1）选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用45钢调质表面淬火，心部硬度为217255，表面硬度为4050HRC；大齿轮选用45钢调质 ，硬度为217255HBS。因为是普通减速器，选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3m ，压力角为=20。（2）按齿面接触疲劳

11、强度设计1）转矩T2 T2=117.4103 Nmm6） 载荷系数:7） 区域系数: ZH=2.518） 重合度系数: Z=0.86819） 弹性影响系数: ZE=189.8Mpa1 6）齿数Z3和齿宽系数d 小齿轮Z3取为26，则大齿轮齿数Z2 =104。因小齿轮传动为非对称布置，选取d3=。7）许用接触应力H 由文献1查得Hlim3=1000Mpa , 由文献1查得S =1.10 N3=60njLh =3.41108 N4=8.52107 由文献1查得：=0.94 ,=1.16 由式H 3 =可得： H 3 =845.45Mpa H 4 =580Mpa 故由d 得d388.18mm m3

12、=3.35 取标准模数m = 3.5mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计 由式 试算模数。 1）试选KFt=1.5 2）经计算Y=0.681 3）计算 由文献1查得：YFa3=2.63 YSa3=1.6 由式F=得： F3=431.82Mpa F4=323.27Mpa 则得出=0.0097 =0.0121 4）试算模数mt32.39 选mt3=2.5 由式得m3=2.28 由标准取m3=2.5对比计算结果，与高速级齿轮模数的选取方法一样，取m3=2.5，d3=90mm z3=d3/m3=35则z4=140，为让其互质z4取139（5） 计算几何尺寸 a34=220mm b3=d3d3=26.1 增

13、宽，取b3=32（5）根据式子进行齿面接触疲劳强度校核 通过查表和计算得： H3=569.50MpaH 4 =580Mpa 合格（6）根据式子进行齿根强度校核 通过查表和计算得： F3=145MpaF4=323.27Mpa 不及格 改d3=0.6，F4=267.87MpaF4=323.27Mpa 及格六、标准直齿圆柱齿轮的基本参数 （1）高速级大小齿轮小齿轮大齿轮齿数44131模量m2.5压力角20齿顶高ha2.5mm齿根高hf3.125 mm全齿高 h5.625mm顶隙 c0.625mm分度圆直径d110mm327.5mm齿顶圆直径da115mm332.5mm齿根圆直径df103.75mm3

14、21.25mm基圆直径 db103.37mm307.7mm齿距p7.85mm齿厚s3.925mm齿槽宽e3.925 mm中心距a220传动比3 （2）低速级大小齿轮小齿轮大齿轮齿数35139模量m2.5压力角20齿顶高ha2.5mm齿根高hf3.125 mm全齿高 h5.625mm顶隙 c0.625mm分度圆直径d88mm347.5mm齿顶圆直径da92.5mm352.5mm齿根圆直径df81.25mm341.25mm基圆直径 db82.69mm326.54mm齿距p7.85mm齿厚s3.925mm齿槽宽e3.925 mm中心距a220传动比4七 轴的设计及校核1、高速轴的设计：（1）选择轴的

15、材料，确定许用应力 选用45号钢调质处理，强度极限B =650Mpa,许用弯曲应力-1b =60Mpa。（2） 初选轴最小直径 由前文可知P1=2.97kw，n1=710r/min,且选A0=110。按式子算得：考虑选用LX2型弹性柱销联轴器，取30mm（3） 轴的结构设计装配方案如图7.1.1：图7.1.1 轴的尺寸如图： 图7.1.2（4） 校核轴强度) 绘制图的受力简图模型，如图7.1.3.a所示。 圆周力： Ft=2T1 /d1=727.3N) 绘制竖直受力图及弯矩图，如图7.1.3.b和7.1.3.c所示。径向力： Fr=Ft tan=264.7N轴承反作用力：FNV1=FNV2=

16、Fr/2=132.4N由力学分析算得：MVmax=7808.7Nmm) 绘制水平受力图及弯矩图，如图7.1.3.d和7.1.3.e所示。 轴承反作用力：FNH1=FNH2= Ft/2=363.6N 由力学分析算得：MHmax=21454.5Nmm) 绘制总弯矩图，如图7.1.3.f所示最大总弯矩：) 绘制扭矩图，如图7.1.3.g所示扭矩：T=T1=40000.0Nmm) 由式子：进行强度校核其中，由于该轴受脉动循环变应力，所以=0.6；由文献1查得，以及W=0.1d3。由图7.1.3可知，危险界面可能在装有联轴器的轴段界面，或者是装有齿轮的轴段界面，所以分别对这两轴段界面进行校核。对齿轮轴段

17、： 合格对联轴器轴段： 合格图7.1.32、低速轴的设计：（1）选择轴的材料，确定许用应力 选用45号钢调质处理，强度极限B =650Mpa,许用弯曲应力-1b =60Mpa。（2）初选轴最小直径 由前文可知P3=2.77kw，n3=59.2r/min,且选A0=108。按式子算得： 考虑选用LX2型弹性柱销联轴器，取40mm（3）轴的结构设计装配方案如图7.2.1：图7.2.1 轴的尺寸如图： 图7.2.2（4）校核轴强度1）绘制图的受力简图模型，如图7.2.3.a所示。圆周力： Ft=2T3/d4=2535.0N2）绘制竖直受力图及弯矩图，如图7.2.3.b和7.2.3.c所示。径向力：

18、Fr=Ft tan=922.7N轴承反作用力：FNV1=FNV2= Fr/2=461.3N由力学分析算得：MVmax=27680.0Nmm3）绘制水平受力图及弯矩图，如图7.2.3.d和7.2.3.e所示。 轴承反作用力：FNH1=FNH2= Ft/2=1267.5N 由力学分析算得：MHmax=76050.0Nmm4）绘制总弯矩图，如图7.2.3.f所示最大总弯矩：5）绘制扭矩图，如图7.2.3.g所示扭矩：T=T3=.0Nmm6）由式子：进行强度校核其中，由于该轴受脉动循环变应力，所以=0.6；由文献1查得，以及W=0.1d3。由图7.2.3可知，危险界面可能在装有联轴器的轴段界面，或者是

19、装有齿轮的轴段界面，所以分别对这两轴段界面进行校核。 对齿轮轴段： 合格对联轴器轴段： 合格图7.2.3 3、中间轴的设计：（1）选择轴的材料，确定许用应力选用45号钢调质处理，强度极限B =650Mpa,许用弯曲应力-1b =60Mpa。（2）初选轴最小直径 由前文可知P2=2.91kw，n2=236.7r/min,且选A0=110。按式子算得：考虑机箱加工方便取30mm。（3）轴的结构设计装配方案如图7.3.1：图7.3.1 轴的尺寸如图：图7.2.2（4）校核轴强度1）绘制图的受力简图模型，如图7.2.3.a所示。圆周力： Ft1=2T2/d3=2688.0N Ft2=2T2/d2=71

20、3.0N2）绘制竖直受力图及弯矩图，如图7.3.3.b和7.3.3.c所示。径向力： Fr1=Ft1 tan=978.0N Fr2=Ft2 tan=259.1N由力学分析计算得：轴承反作用力：FNV1=811.0N FNV2=426.0N由力学分析算得：MVmax=47849.0Nmm 3）绘制水平受力图及弯矩图，如图7.3.3.d和7.3.3.e所示。 轴承反作用力：FNH1=811.0N FNH2=426.0N 由力学分析算得：MHmax=.0Nmm 4）绘制总弯矩图，如图7.2.3.f所示最大总弯矩：5）绘制扭矩图，如图7.3.3.g所示扭矩：T=T2=.0Nmm6）由式子：进行强度校核

21、其中，由于该轴受脉动循环变应力，所以=0.6；由文献1查得，以及W=0.1d3。由图7.3.3可知，危险界面在装有低速级小齿轮的轴段界面上，因此对其进行强度校核。对小齿轮轴段： 合格图7.3.38、 轴承选择与校核 1、高速轴轴承 （1）型号与参数 型号：6007 力学参数：Cr=16.2kN Cro=10.4kN 安装尺寸参数： （2） 寿命校核：由式子进行寿命校核 n=n1=710r/min C=Cr=16.2kN 工作温度不高所以取ft=1 工作所受冲击微弱，且忽略轴向力，所以P=Fr=387N 则 寿命远大于10年 2、中间轴轴承 （1）型号与参数 型号：6007 力学参数：Cr=16

22、.2kN Cro=10.4kN安装尺寸参数： （2）寿命校核：由式子进行寿命校核 n=n2=236.7r/min C=Cr=16.2kN 工作温度不高所以取ft=1 工作所受冲击微弱，且忽略轴向力，所以P=Fr=2062N 则 寿命约为5年3、低速轴轴承 （1）型号与参数 型号：6209 力学参数：Cr=31.5kN Cro=20.5kN安装尺寸参数： （2）寿命校核：由式子进行寿命校核 n=n3=59.2r/min C=Cr=31.5kN 工作温度不高所以取ft=1 工作所受冲击微弱，且忽略轴向力，所以P=Fr=1349N 则 寿命远大于10年九、键的选择与校核 1、高速轴 钢制圆头平键键：

23、108，l=40mm 合格2、中间轴钢制圆头平键键：108，l=45mm 合格3、低速轴 （1）联轴器钢制圆头平键键：128，l=50mm 合格 （2）齿轮 钢制圆头平键键：128，l=45mm 合格 十、联轴器 1、低速轴和高速轴 型号：Y型孔LX2型弹性柱销联轴器 具体参数： 单位：mmd30L82D0200D160D175B85b36S2.5C40公称转矩（Nmm）560许用转速（r/min)6300 整个减速器最大转矩为446.8Nmm，最大转速为710r/min，二者均小于联轴器允许值，所以该 联轴器可用。十一、箱体参数2 单位：mm组成部分符号尺寸箱盖壁厚8.5箱座壁厚17.4箱体

24、凸缘厚b,b1,b212.75, 11.1, 21.25加强肋厚m,m17.225, 6.29地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d115箱盖、箱座连接螺栓直径d220轴承盖螺钉直径和数目d3,n大端盖10， 4小端盖8， 4轴承端盖外径D2大端盖135小端盖102视孔盖螺钉直径d46螺栓中心至箱外壁距离C1,C218，20轴承旁凸台高度和半径h,R127, 18箱体外壁至轴承端面距离l17十二、减速器的各部位附属零件的设计(1)窥视孔盖与窥视孔： 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。(2