二級減速器課程設(shè)計報告說明書

1、.1 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計數(shù)據(jù)及要求表1-1設(shè)計數(shù)據(jù)序號F(N)D(mm)V(m/s)年產(chǎn)量工作環(huán)境載荷特性最短工作年限傳動方案719202650.82大批車間平穩(wěn)沖擊十年二班如圖1-11.2傳動裝置簡圖圖1-1 傳動方案簡圖1.3設(shè)計需完成的工作量（1） 減速器裝配圖1張(A1)（2） 零件工作圖1張（減速器箱蓋、減速器箱座-A2）；2張（輸出軸-A3；輸出軸齒輪-A3）（3） 設(shè)計說明書1份（A4紙）2 傳動方案的分析一個好的傳動方案，除了首先應(yīng)滿足機器的功能要求外，還應(yīng)當工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及使用維護方便。要完全滿足這些要求是困難的。在擬定傳動方案和對多種

2、方案進行比較時，應(yīng)根據(jù)機器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案?，F(xiàn)以課程設(shè)計P3的圖2-1所示帶式輸送機的四種傳動方案為例進行分析。方案制造成本低，但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環(huán)境中工作。方案結(jié)構(gòu)緊湊，環(huán)境適應(yīng)性好，但傳動效率低，不適于連續(xù)長期工作，且制造成本高。方案工作可靠、傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應(yīng)性好，但寬度較大。方案具有方案的優(yōu)點，而且尺寸較小，但制造成本較高。上訴四種方案各有特點，應(yīng)當根據(jù)帶式輸送機具體工作條件和要求選定。若該設(shè)備是在一般環(huán)境中連續(xù)工作，對結(jié)構(gòu)尺寸也無特別要求，則方案均為可選方案。對于方案若將電動機布置在減速器另一側(cè)，其寬度尺寸得以

3、縮小。故選方案，并將其電動機布置在減速器另一側(cè)。3 電動機的選擇3.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式工業(yè)上一般用三相交流電動機，無特殊要求一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。此處根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機3.2選擇電動機容量3.2.1工作機所需功率卷筒3軸所需功率： = 卷筒軸轉(zhuǎn)速： 3.2.2電動機的輸出功率考慮傳動裝置的功率耗損，電動機輸出功率為傳動裝置的總效率： 取 所以所以 3.2.3確定電動機額定功率根據(jù)計算出的功率可選定電動機的額定功率。應(yīng)使等于或

4、稍大于。查機械設(shè)計課程設(shè)計表20-1得3.3選擇電動機的轉(zhuǎn)速由機械設(shè)計課程設(shè)計表2-1 圓柱齒輪傳動的單級傳動比為，故圓柱齒輪傳動的二級傳動比為，所以電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為3.4電動機技術(shù)數(shù)據(jù)符合上述要求的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min,1500r/min和3000r/min,其中減速器以1500和1000r/min的優(yōu)先，所以現(xiàn)以這兩種方案進行比較。由機械設(shè)計課程設(shè)計第二十章相關(guān)資料查得的電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表3-1：表3-1電動機技術(shù)數(shù)據(jù)方案電動機型號額定功率kW電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機質(zhì)量kg總傳動比同轉(zhuǎn)滿轉(zhuǎn)總傳動比高速級低速級1Y100L1-42.21500142034246

5、42Y112M-62.2100094045164.53.5表3-1中，方案1與方案2相比較，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量及總傳動比，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，兼顧考慮電動機的重量和價格，選擇方案2，即所選電動機型號為Y112M-6。4傳動裝置運動和動力參數(shù)計算4.1傳動裝置總傳動比的計算4.2傳動裝置各級傳動比分配減速器的傳動比 為16,對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的，計算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比，低速級的傳動比。4.3傳動裝置運動和動力參數(shù)計算4.3.1電動機軸運動和動力參數(shù)計算4.3.2高速軸運動和動力參數(shù)計算4.3.3中間軸運動和動力參數(shù)計算4.3.4低速軸運動和動力參

6、數(shù)計算5傳動件的設(shè)計計算5.1高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.1.1選擇材料、熱處理方式和公差等級1）按以上的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。3) 材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由機械設(shè)計書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分別為236HBS,190HBS，二者材料硬度差為46HBS。4）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為，取。5）選取螺旋角。初選螺旋角。5.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計由

7、設(shè)計公式進行試算，即 （5-1）(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2) 由以上計算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩3) 查表及其圖選取齒寬系數(shù)，材料的彈性影響系數(shù)，按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。4)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)5) 按接觸疲勞壽命系數(shù) 6) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1，安全系數(shù)S=1由 （5-2） 得故：7）查圖選取區(qū)域系數(shù)。8）查圖得，則（2） 計算：1) 求得小齒輪分度圓直徑的最小值為2) 圓周速度： 3) 計算齒寬及模數(shù)：齒寬： 模數(shù): 齒高: 4）計算縱向重合度：5) 計算載荷系數(shù)：根據(jù), ,8級精度，查得 動載系數(shù) ，,故載荷系數(shù) 6) 按

8、實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：7） 計算模數(shù)： 5.1.3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設(shè)計公式為 （5-3）(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)根據(jù)縱向重合度，從圖中查得螺旋角影響系數(shù)2)計算當量齒數(shù)：3)查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限;4)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)5)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得6)計算載荷系數(shù)K.7） 查取齒形系數(shù).查表得 8） 查取應(yīng)力校正系數(shù).查表得 9） 計算大、小齒輪的并加以比較.大齒輪的數(shù)值大.（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(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)的大小要取決于彎曲強度所決定的

9、承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的成積)有關(guān),可取彎曲強度算得的模數(shù)1.266mm，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) ，取.這樣設(shè)計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費.5.1.4. 幾何尺寸計算（1）計算中心距：將中心距圓整為120mm.（2）修正螺旋角：值改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3）分度圓直徑：（4）齒輪寬度：取 5.2低速級齒輪傳動設(shè)計計算5.2.1選擇材料、熱處理方式和公差等級1）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）

10、。2) 材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經(jīng)濟性，圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理。由機械設(shè)計書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分別為236HBS,190HBS，二者材料硬度差為46HBS。3）選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為，取。4）選取螺旋角。初選螺旋角。5.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式進行試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2) 由以上計算得小齒輪的轉(zhuǎn)矩3) 查表及其圖選取齒寬系數(shù)，材料的彈性影響系數(shù)，按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。

11、4)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)5) 按接觸疲勞壽命系數(shù) 7) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1，安全系數(shù)S=1由 得故：7）查圖選取區(qū)域系數(shù)。8）查圖得，則（2） 計算：1) 求得小齒輪分度圓直徑的最小值為2) 圓周速度： 3) 計算齒寬及模數(shù)：齒寬： 模數(shù): 齒高: 4）計算縱向重合度：5) 計算載荷系數(shù)：根據(jù), ,8級精度，查得 動載系數(shù) ，,故載荷系數(shù) 6) 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑：7） 計算模數(shù)： 5.2.3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設(shè)計公式為(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)根據(jù)縱向重合度，從圖中查得螺旋角影響系數(shù)2)計算當量齒數(shù)：3)查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度

12、極限;4)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)5)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得6)計算載荷系數(shù)K.7） 查取齒形系數(shù).查表得 8） 查取應(yīng)力校正系數(shù).查表得 9） 計算大、小齒輪的并加以比較.大齒輪的數(shù)值大.(1) 設(shè)計計算對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(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)的大小要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的成積)有關(guān),可取彎曲強度算得的模數(shù)2.87mm，并接近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) .這樣設(shè)計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度

13、,又滿足齒根彎曲疲勞強度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費.5.2.4幾何尺寸計算（1）計算中心距：將中心距圓整為153mm.（2）修正螺旋角：值改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3）分度圓直徑：（4）齒輪寬度：取 6軸的設(shè)計計算6.1高速軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計1.高速軸的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩根據(jù)結(jié)構(gòu)及使用要求,把該軸設(shè)計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,如圖6-1所示: 圖6-1高速軸由于結(jié)構(gòu)及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為45鋼,熱處理為調(diào)制處理, 材料系數(shù)為120。所以,有該軸的最小軸徑為: 此處最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，選擇半聯(lián)軸器

14、的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。其他各段軸徑、長度的設(shè)計計算依據(jù)和過程見下表:表6-1 高速軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計階梯軸段設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果第1段由半聯(lián)軸器孔徑確定略小于聯(lián)軸器轂孔長度，轂孔長度取第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應(yīng)制出一軸肩，故取2段的直徑為，取端蓋右端到聯(lián)軸器左端距離為,端蓋總寬度為，故第3段根據(jù)，預(yù)選軸承7206C ，、由軸承尺寸確定 第4段查得7206C型軸承的定位軸肩高度為，因此，取第5段齒頂圓直徑齒寬第6段第7段（7mm為套筒寬度）6.1.2高速軸上軸承的選定計算該軸承設(shè)計為面對面形式，預(yù)計壽命為3年，即12480小時。1計算軸承的徑向

15、載荷得、2計算軸承的軸向載荷得、，因此，故、3求比值、，因為角接觸球軸承的最大值為0.56，故、均大于e。4初步計算當量動載荷P取為1.2，,5求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值初選的軸承為7206C，它的額定動載荷分別為,故符合條件。6.2中間軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計根據(jù)結(jié)構(gòu)幾使用要求該軸設(shè)計成階梯軸,共分六段,如圖6-2所示:圖6-2中間軸由于結(jié)構(gòu)及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為45鋼,熱處理為調(diào)制處理,取材料系數(shù) 。有該軸的最小軸徑為: 因鍵槽開在中間，其影響不預(yù)考慮 標準化取其他各段軸徑、長度的設(shè)計計算依據(jù)和過程見下表:表6-2中間軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計階梯軸段設(shè)

16、計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果第1段由軸承尺寸確定(軸承預(yù)選7207C)第2段由齒輪孔徑?jīng)Q定，取略小于齒輪寬度，取第3段取第4段第5段 第6段6.3低速軸的軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計6.3.1軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計根據(jù)結(jié)構(gòu)幾使用要求該軸設(shè)計成階梯軸,共分七段,如圖6-3所示:圖6-3低速軸考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45鋼,熱處理調(diào)質(zhì)處理,取材料系數(shù) 所以,有該軸的最小軸徑為: 顯然此段軸是安裝聯(lián)軸器的，選擇TL7型聯(lián)軸器，取半聯(lián)軸器孔徑為，故此段軸徑為，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為,第一段的長度應(yīng)比聯(lián)軸器的轂孔長度略短，故取其他各段軸徑、長度的設(shè)計計算依據(jù)和過程見下表: 表6-3低速軸結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計階

17、梯軸段設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果第1段 (由聯(lián)軸器寬度尺寸確定)第2段為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，一段右端應(yīng)制出一軸肩，故取2段的直徑為， 由端蓋等因素確定，取第3段根據(jù)，預(yù)選軸承7210C，、由軸承尺寸確定 第4段 （為箱體內(nèi)壁軸向距離，為軸承端面至箱體內(nèi)壁距離）第5段第6段取安裝齒輪處的軸直徑，此段的長度略小于齒輪寬度，取第7段6.3.2低速軸的受力分析及計算軸的受力分析及載荷分析如圖6-4所示圖6-4低速軸的受力分析及扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，計算出的截面C處的、的值列于下表：載荷水平面H崔直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6.3.3減速軸的校核

18、由手冊查材料45鋼的強度參數(shù)C截面彎扭合成應(yīng)力：()由計算結(jié)果可見C截面安全。6.3.4減速軸上軸承選擇計算該軸承設(shè)計為面對面形式，預(yù)計壽命為3年，即12480小時。1）計算軸承的徑向載荷得、2）計算軸承的軸向載荷得、，因此，故、3）求比值、，因為角接觸球軸承的最大值為0.56，故、均大于e。4）初步計算當量動載荷P取為1.2，,5）求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值初選的軸承為7210C，它的額定動載荷分別為,故符合條件。7 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核因減速器中的鍵聯(lián)結(jié)均為靜聯(lián)結(jié),因此只需進行擠壓應(yīng)力的校核.7.1高速級鍵的選擇及校核帶輪處鍵:按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵B6X6,鍵長28,GB/

19、T1096聯(lián)結(jié)處的材料分別為: 45鋼(鍵) 、45鋼(軸)7.2中間級處鍵選擇及校核按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B12X8 GB/T1096聯(lián)結(jié)處的材料分別均為45鋼此時, 鍵聯(lián)結(jié)合格.7.3低速級處鍵的選擇及校核低速級大齒輪處鍵按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B16X10,鍵長56 GB/T1096聯(lián)結(jié)處的材料均為: 45鋼其中鍵的強度最低,因此按其許用應(yīng)力進行校核,查手冊其該鍵聯(lián)結(jié)合格7.4聯(lián)軸器處鍵的選擇及校核按照聯(lián)軸器處的軸徑及軸長選 鍵12X8,鍵長70,GB/T1096聯(lián)結(jié)處的材料分別為: 45鋼 (聯(lián)軸器) 、45鋼(鍵) 、45鋼(軸)其中鍵的強度最低,因此按其許用應(yīng)力進行校核,

20、查手冊其該鍵聯(lián)結(jié)合格.8聯(lián)軸器的選擇計算8.1輸入軸端的聯(lián)軸器選擇計算8.1.1類型選擇選用彈性套柱銷聯(lián)軸器8.1.2載荷計算轉(zhuǎn)矩，查得，故計算轉(zhuǎn)矩為8.1.3型號選擇TL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為，許用最大轉(zhuǎn)速為6300，軸徑為，電動機軸為，故不合用。TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為63，許用最大轉(zhuǎn)速為5700，軸徑為，故合用。8.2輸出軸的聯(lián)軸器選擇計算8.2.1類型選擇選用彈性套柱銷聯(lián)軸器8.2.2載荷計算轉(zhuǎn)矩，查得，故計算轉(zhuǎn)矩為8.2.3型號選擇TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為500，許用最大轉(zhuǎn)速為3600，軸徑為，故合用。9減速器箱體及其的設(shè)計9.1減速器的選擇通氣器為

21、使防塵性能好，選通氣器（兩次過濾），采用M18×1.5油面指示器選用游標尺M16吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.放油螺塞選用外六角油塞及墊片M161.59.2選擇適當型號起蓋螺釘型號：GB70-85 M10×40,材料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M6X12,材料Q235中間軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M8X20,材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85 M8×20,材料Q235箱蓋、箱座連接螺栓直徑：GB578286 M10×100，材料Q235箱體的主要尺寸：(1)箱座壁厚 取z=8(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.

22、02×153.05+1= 4.061取z1=8(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20(6)地腳螺釘直徑df=0.036a+12=0.036×153.05+12=17.5098(取16) (7)地腳螺釘數(shù)目n=4 (因為a<250) (8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×16=13.15 (取14) (9)蓋與座連接螺栓直徑 d=(0.5-0.6)df =0.55×16=8.8(取10)

23、(10)連接螺栓d的間距L=150-200(11)軸承端蓋螺釘直徑d3=(0.4-0.5)df=0.45×16= 7.2(取8) (12)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d=0.8×10=8 (13)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。(14)外箱壁至軸承座端面的距離C1C2510(15)齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離：12mm (16)齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=15 mm (17)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (18)軸承端蓋外徑：D55.5d3整理成表9-1和表9-2表9-1 箱體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號設(shè)計依據(jù)設(shè)計結(jié)果箱座壁厚0.025a+3

24、=8.98考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應(yīng)小于8箱蓋壁厚10.02a+388箱座凸緣厚度b1.512箱蓋凸緣厚度b11.5112箱座底凸緣厚度b22.520地腳螺栓直徑df0.036a+1217.54地腳螺栓數(shù)目na250時，n=44軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d10.75df12箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d 2(0.50.6)df10軸承端蓋螺釘直徑和數(shù)目d3，n(0.40.5)df,n6,4窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df6定位銷直徑d(0.70.8) d 28軸承旁凸臺半徑R1c220凸臺高度h根據(jù)位置及軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準54外箱壁至軸承座端面距離l1c1+c2+ (510)50大齒輪頂圓距內(nèi)壁距離11.212齒輪端面與內(nèi)壁距離215箱蓋、箱座肋厚m1 、 mm10.851 =7.565 m0.85=6.87軸承端蓋凸緣厚度t(11.2) d310軸承端蓋外徑D2D+(55.5) d3134螺栓扳手空間與凸緣厚