二級減速器課程設計

1、機械設計基礎課程設計二級齒輪減速器指導教師 學院名稱 專業(yè)名稱論文提交日期2015年12月28日 論文答辯日期2015年12月30日1 II 目 錄第一章：課程設計任務書 3 第二章：電動機的選擇 4第三章：計算總傳動比及分配傳動比 5第四章：運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 5第五章：齒輪傳動設計 7第六章：標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù) 13第七章：軸的設計及校核 14第八章：軸承選擇與校核 26第九章：鍵的選擇與校核 28第十章：聯(lián)軸器的選擇 29第十一章：減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸 30第十二章：減速器的各部位附屬零件的設計 31第十三章：潤滑方式的選擇 32參考文獻 331 III1 1 1 一、畢業(yè)設計

2、任務書1、設計內(nèi)容 自動送料帶式輸送機傳動裝置的減速器。2、運動簡圖。3、原始數(shù)據(jù)已 知 條 件數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F(N)3000運輸帶工作速度V(m/s)0.8轉(zhuǎn)筒直徑D（mm）2504、工作條件 輸送機連續(xù)工作，有輕微振動，一班制工作，室內(nèi)工作有粉塵（運輸帶與滾筒及支承間包括滾筒軸承的摩擦阻力的影響已考慮在F當中）。5、使用期限：十年，大修期三年6、生產(chǎn)批量：10臺7、生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工78級精度齒輪及渦輪8、動力來源店里，三相交流（220/380V）9、運輸帶速度允許誤差：10、設計工作量（1）、設計說明書1份；（2）、減速器裝配圖1張；（3）、減速器零件圖3張。二、電動機

3、的選擇1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 確定傳動方案：如圖3. 確定傳動方案：如圖3.特點：減速器寬度和高度尺寸較大，應盡量減少齒輪直徑。4.選擇電動機類型： 按工作要求和條件，選用Y型密封籠型三相異步電動機，電壓380V。5. 選擇電動機的功率 滾筒輸出功率： 工作機所需的電動機輸出功率Pd=kw由電動機到運輸帶的傳動總效率為 1軸承傳動效率：0.982圓柱齒輪的傳動效率：0.973電機聯(lián)軸器的傳動效率：0.994滾筒聯(lián)軸器的傳動效率：0.97則：所以：Pd=2.8kw 查表選電動機額定功率為3kw.6.確定電動機計算得滾筒轉(zhuǎn)速：n卷=61r/min按推薦的合理傳動比范圍

4、：總傳動比合理范圍為i總=832，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是： n電機=i總×n卷=(832)×61r/min=(4881952)r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1500和3000r/min兩種，再根據(jù)計算出的容量，由附錄附表8.1查出適用的電動機型號，因此傳動方案如下：方案電動機型號額定功率Ped/kw電動機轉(zhuǎn)速/(r/min)傳動比額定工作電壓（伏）1Y100L2-43143023.44402Y132S-6396015.74153Y132M-8371011.6388綜合考慮工作電壓，傳動比大小，認為方案3較為適合，因此選定電動機型號為Y132M-8,所選電動機的

5、額定功率為3kw,滿載轉(zhuǎn)速710r/min，為了方便計算總傳動比選12，則實際轉(zhuǎn)速為59.2r/min，經(jīng)計算誤差為-3%，符合誤差要求三、 計算總傳動比及分配傳動比 總傳動比：i=14.4 ，分配傳動比：取則i帶=2，i1=(1.31.5)i2，取i1=3.12，則i2=2.67（i1為高速級傳動比，i2為低速級傳動比）。四、 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸.01 ,12 ,23 依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3之間的傳動效率。1、各軸轉(zhuǎn)速： 1軸 n1=710r/min2軸 n2=236.7r/min3軸 n3=59.2r/min 2.各軸

6、輸入功率： 1軸 p1 = pd ×01 =3×0.99 =2.97kw 2軸 p2 = p1×12 =2.97×0.98 ×0.97= 2.91kw 3軸 p3 = p×23 =2.91×0.98×0.97= 2.77kw 卷筒軸 p卷 =2.69kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩： 依據(jù)公式得出：1軸 T1 =9550×=40 N m2軸 T2 =9550×=117.4 N m3軸 T3 =9550×=446.8 N m運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果列于下表： 軸名 參數(shù)1軸2軸3軸轉(zhuǎn)速n/(r/mi

7、n)輸入功率P/kw輸入轉(zhuǎn)矩T/(Nm)710236.759.22.972.912.7740117.4446.812軸23軸傳動比i34。五、齒輪傳動設計 四個齒輪從高速至低速分別編號：1,2,3,4。其中1,3號齒輪為小齒輪。1.高速級大小齒輪的設計（1）選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)表面淬火，心部硬度為217255，表面硬度為4050HRC；大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì) ，硬度為217255HBS。因為是普通減速器，選8級精度，要求齒面粗糙度Ra3.26.3m ，壓力角為=20°。（2）按齒面接觸疲勞強度設計1）轉(zhuǎn)矩T1 T1=40 ×103Nmm2） 載荷系數(shù):

8、3） 區(qū)域系數(shù): ZH=2.514） 重合度系數(shù): Z=0.87415） 彈性影響系數(shù): ZE=189.8Mpa1 6）齒數(shù)Z1和齒寬系數(shù)d 小齒輪Z1取為26，則大齒輪齒數(shù)Z2 =78。因大齒輪傳動為非對稱布置，而小齒輪齒面又為硬齒面，選取d1=。7）許用接觸應力H 由文獻1查得Hlim1 =1000Mpa , 由文獻1查得S =1.10 N1=60njLh =1.0224×109 N2= =3.408×108 查圖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 =

9、 =2.38mm 取標準模數(shù)m = 2.5mm （3）按齒根彎曲疲勞強度設計 由式 試算模數(shù)。 1）試選KFt=1.5 2）經(jīng)計算Y=0.689 3）計算 由文獻1查得：YFa1=2.63 YSa1=1.6 由式F=得： F1=431.82Mpa F2=323.27Mpa 則得出=0.0098 =0.0119 4）試算模數(shù)mt11.5 選mt1=1.5 由式得m1=1.5 調(diào)整齒輪模數(shù) ：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算得模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的負載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，所以取m1=1.5

10、，d1=62mm，z1=d1/m1=41，則z2=123，為讓其互質(zhì)z2取122（4） 計算幾何尺寸 a12=124mm b1=d1d1=24.8 增寬，取b1=30 為方便箱體的制造讓a12=a34=220mm，改m1=2.5，z1=44，z2=131（5）根據(jù)式子進行齒面接觸疲勞強度校核 通過查表和計算得： H1=511.77Mpa<H 2 =530Mpa 合格（6）根據(jù)式子進行齒根強度校核 通過查表和計算得： F1=133.39Mpa<F1=431.82Mpa 及格 F2=378Mpa>F4=323.27Mpa 不及格 改d1=0.5，F(xiàn)2=302.72Mpa<F

11、2=323.27Mpa 及格 2.低速級級大小齒輪的設計（1）選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)表面淬火，心部硬度為217255，表面硬度為4050HRC；大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì) ，硬度為217255HBS。因為是普通減速器，選8級精度，要求齒面粗糙度Ra3.26.3m ，壓力角為=20°。（2）按齒面接觸疲勞強度設計1）轉(zhuǎn)矩T2 T2=117.4×103 Nmm6） 載荷系數(shù):7） 區(qū)域系數(shù): ZH=2.518） 重合度系數(shù): Z=0.86819） 彈性影響系數(shù): ZE=189.8Mpa1 6）齒數(shù)Z3和齒寬系數(shù)d 小齒輪Z3取為26，則大齒輪齒數(shù)Z2 =104。

12、因小齒輪傳動為非對稱布置，選取d3=。7）許用接觸應力H 由文獻1查得Hlim3=1000Mpa , 由文獻1查得S =1.10 N3=60njLh =3.41×108 N4=8.52×107 由文獻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 =3.35 取標準模數(shù)m = 3.5mm（3）按齒根彎曲疲勞強度設計 由式 試算模數(shù)。 1）試選KFt=1.5 2）經(jīng)計算Y=0.681 3）計算 由文獻1查得：YFa3=2.63 YSa3=1.6 由式F=得： F3=431.82M

13、pa F4=323.27Mpa 則得出=0.0097 =0.0121 4）試算模數(shù)mt32.39 選mt3=2.5 由式得m3=2.28 由標準取m3=2.5對比計算結(jié)果，與高速級齒輪模數(shù)的選取方法一樣，取m3=2.5，d3=90mm z3=d3/m3=35則z4=140，為讓其互質(zhì)z4取139（5） 計算幾何尺寸 a34=220mm b3=d3d3=26.1 增寬，取b3=32（5）根據(jù)式子進行齒面接觸疲勞強度校核 通過查表和計算得： H3=569.50Mpa<H 4 =580Mpa 合格（6）根據(jù)式子進行齒根強度校核 通過查表和計算得： F3=145Mpa<F3=431.82M

14、pa 及格 F4=535Mpa>F4=323.27Mpa 不及格 改d3=0.6，F(xiàn)4=267.87Mpa<F4=323.27Mpa 及格六、標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù) （1）高速級大小齒輪小齒輪大齒輪齒數(shù)44131模量m2.5壓力角20°齒頂高ha2.5mm齒根高hf3.125 mm全齒高 h5.625mm頂隙 c0.625mm分度圓直徑d110mm327.5mm齒頂圓直徑da115mm332.5mm齒根圓直徑df103.75mm321.25mm基圓直徑 db103.37mm307.7mm齒距p7.85mm齒厚s3.925mm齒槽寬e3.925 mm中心距a220傳動比

15、3 （2）低速級大小齒輪小齒輪大齒輪齒數(shù)35139模量m2.5壓力角20°齒頂高ha2.5mm齒根高hf3.125 mm全齒高 h5.625mm頂隙 c0.625mm分度圓直徑d88mm347.5mm齒頂圓直徑da92.5mm352.5mm齒根圓直徑df81.25mm341.25mm基圓直徑 db82.69mm326.54mm齒距p7.85mm齒厚s3.925mm齒槽寬e3.925 mm中心距a220傳動比4七 軸的設計及校核1、高速軸的設計：（1）選擇軸的材料，確定許用應力 選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，強度極限B =650Mpa,許用彎曲應力-1b =60Mpa。（2） 初選軸最小直徑

16、由前文可知P1=2.97kw，n1=710r/min,且選A0=110。按式子算得：考慮選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，取30mm（3） 軸的結(jié)構(gòu)設計裝配方案如圖7.1.1：圖7.1.1 軸的尺寸如圖： 圖7.1.2（4） 校核軸強度) 繪制圖的受力簡圖模型，如圖7.1.3.a所示。 圓周力： Ft=2T1 /d1=727.3N) 繪制豎直受力圖及彎矩圖，如圖7.1.3.b和7.1.3.c所示。徑向力： Fr=Ft tan=264.7N軸承反作用力：FNV1=FNV2= Fr/2=132.4N由力學分析算得：MVmax=7808.7N·mm) 繪制水平受力圖及彎矩圖，如圖7.1.3.d和

17、7.1.3.e所示。 軸承反作用力：FNH1=FNH2= Ft/2=363.6N 由力學分析算得：MHmax=21454.5N·mm) 繪制總彎矩圖，如圖7.1.3.f所示最大總彎矩：) 繪制扭矩圖，如圖7.1.3.g所示扭矩：T=T1=40000.0N·mm) 由式子：進行強度校核其中，由于該軸受脈動循環(huán)變應力，所以=0.6；由文獻1查得，以及W=0.1d3。由圖7.1.3可知，危險界面可能在裝有聯(lián)軸器的軸段界面，或者是裝有齒輪的軸段界面，所以分別對這兩軸段界面進行校核。對齒輪軸段： 合格對聯(lián)軸器軸段： 合格圖7.1.32、低速軸的設計：（1）選擇軸的材料，確定許用應力

18、選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，強度極限B =650Mpa,許用彎曲應力-1b =60Mpa。（2）初選軸最小直徑 由前文可知P3=2.77kw，n3=59.2r/min,且選A0=108。按式子算得： 考慮選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，取40mm（3）軸的結(jié)構(gòu)設計裝配方案如圖7.2.1：圖7.2.1 軸的尺寸如圖： 圖7.2.2（4）校核軸強度1）繪制圖的受力簡圖模型，如圖7.2.3.a所示。圓周力： Ft=2T3/d4=2535.0N2）繪制豎直受力圖及彎矩圖，如圖7.2.3.b和7.2.3.c所示。徑向力： Fr=Ft tan=922.7N軸承反作用力：FNV1=FNV2= Fr/2=461.3N由

19、力學分析算得：MVmax=27680.0N·mm3）繪制水平受力圖及彎矩圖，如圖7.2.3.d和7.2.3.e所示。 軸承反作用力：FNH1=FNH2= Ft/2=1267.5N 由力學分析算得：MHmax=76050.0N·mm4）繪制總彎矩圖，如圖7.2.3.f所示最大總彎矩：5）繪制扭矩圖，如圖7.2.3.g所示扭矩：T=T3=446800.0N·mm6）由式子：進行強度校核其中，由于該軸受脈動循環(huán)變應力，所以=0.6；由文獻1查得，以及W=0.1d3。由圖7.2.3可知，危險界面可能在裝有聯(lián)軸器的軸段界面，或者是裝有齒輪的軸段界面，所以分別對這兩軸段界面進

20、行校核。 對齒輪軸段： 合格對聯(lián)軸器軸段： 合格圖7.2.3 3、中間軸的設計：（1）選擇軸的材料，確定許用應力選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，強度極限B =650Mpa,許用彎曲應力-1b =60Mpa。（2）初選軸最小直徑 由前文可知P2=2.91kw，n2=236.7r/min,且選A0=110。按式子算得：考慮機箱加工方便取30mm。（3）軸的結(jié)構(gòu)設計裝配方案如圖7.3.1：圖7.3.1 軸的尺寸如圖：圖7.2.2（4）校核軸強度1）繪制圖的受力簡圖模型，如圖7.2.3.a所示。圓周力： Ft1=2T2/d3=2688.0N Ft2=2T2/d2=713.0N2）繪制豎直受力圖及彎矩圖，如圖7.

21、3.3.b和7.3.3.c所示。徑向力： Fr1=Ft1 tan=978.0N Fr2=Ft2 tan=259.1N由力學分析計算得：軸承反作用力：FNV1=811.0N FNV2=426.0N由力學分析算得：MVmax=47849.0N·mm 3）繪制水平受力圖及彎矩圖，如圖7.3.3.d和7.3.3.e所示。 軸承反作用力：FNH1=811.0N FNH2=426.0N 由力學分析算得：MHmax=111864.0N·mm 4）繪制總彎矩圖，如圖7.2.3.f所示最大總彎矩：5）繪制扭矩圖，如圖7.3.3.g所示扭矩：T=T2=117600.0N·mm6）由式

22、子：進行強度校核其中，由于該軸受脈動循環(huán)變應力，所以=0.6；由文獻1查得，以及W=0.1d3。由圖7.3.3可知，危險界面在裝有低速級小齒輪的軸段界面上，因此對其進行強度校核。對小齒輪軸段： 合格圖7.3.38、 軸承選擇與校核 1、高速軸軸承 （1）型號與參數(shù) 型號：6007 力學參數(shù)：Cr=16.2kN Cro=10.4kN 安裝尺寸參數(shù)： （2） 壽命校核：由式子進行壽命校核 n=n1=710r/min C=Cr=16.2kN 工作溫度不高所以取ft=1 工作所受沖擊微弱，且忽略軸向力，所以P=Fr=387N 則 壽命遠大于10年 2、中間軸軸承 （1）型號與參數(shù) 型號：6007 力學

23、參數(shù)：Cr=16.2kN Cro=10.4kN安裝尺寸參數(shù)： （2）壽命校核：由式子進行壽命校核 n=n2=236.7r/min C=Cr=16.2kN 工作溫度不高所以取ft=1 工作所受沖擊微弱，且忽略軸向力，所以P=Fr=2062N 則 壽命約為5年3、低速軸軸承 （1）型號與參數(shù) 型號：6209 力學參數(shù)：Cr=31.5kN Cro=20.5kN安裝尺寸參數(shù)： （2）壽命校核：由式子進行壽命校核 n=n3=59.2r/min C=Cr=31.5kN 工作溫度不高所以取ft=1 工作所受沖擊微弱，且忽略軸向力，所以P=Fr=1349N 則 壽命遠大于10年九、鍵的選擇與校核 1、高速軸

24、鋼制圓頭平鍵鍵：10×8，l=40mm 合格2、中間軸鋼制圓頭平鍵鍵：10×8，l=45mm 合格3、低速軸 （1）聯(lián)軸器鋼制圓頭平鍵鍵：12×8，l=50mm 合格 （2）齒輪 鋼制圓頭平鍵鍵：12×8，l=45mm 合格 十、聯(lián)軸器 1、低速軸和高速軸 型號：Y型孔LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器 具體參數(shù)： 單位：mmd30L82D0200D160D175B85b36S2.5C40公稱轉(zhuǎn)矩（Nmm）560許用轉(zhuǎn)速（r/min)6300 整個減速器最大轉(zhuǎn)矩為446.8Nmm，最大轉(zhuǎn)速為710r/min，二者均小于聯(lián)軸器允許值，所以該 聯(lián)軸器可用。十一、箱體參數(shù)

25、2 單位：mm組成部分符號尺寸箱蓋壁厚8.5箱座壁厚17.4箱體凸緣厚b,b1,b212.75, 11.1, 21.25加強肋厚m,m17.225, 6.29地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d115箱蓋、箱座連接螺栓直徑d220軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目d3,n大端蓋10， 4小端蓋8， 4軸承端蓋外徑D2大端蓋135小端蓋102視孔蓋螺釘直徑d46螺栓中心至箱外壁距離C1,C218，20軸承旁凸臺高度和半徑h,R127, 18箱體外壁至軸承端面距離l17十二、減速器的各部位附屬零件的設計(1)窺視孔蓋與窺視孔： 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接