二級減速器設計說明書

1、機械設計課程設計計算說明書題目用于帶式運輸機的展開式二級直齒圓柱齒輪減速器院另U機電工程學院專業(yè)班級設計人學號原始數(shù)據(jù)（數(shù)據(jù)編號A3）指導教師一、傳動裝置的總體設計31. 討論傳動方案32. 選定電動機43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比6傳動裝置的運動和動力參數(shù)6二、傳動零件的設計計算61. 帶傳動的設計計算6齒輪傳動的計算8三、軸鍵及軸承的設計計算14四、聯(lián)軸器的選擇28五、潤滑方式的確定28六、減速器箱體設計和附件設計28七、參考文獻30一、傳動裝置的總體設計討論傳動方案1）組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2）特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸

2、有較大的剛度。3）確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。4）工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批雖生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為土5%在中小型機械廠小批雖生產(chǎn)o5）已知條件：運輸帶卷筒直徑380mm運輸帶工作速度1.3m/s,運輸機工作軸轉矩900N.m其傳動方案如下：I一電動機n-V帶傳動m一二級直齒圓柱齒輪減速器IV一聯(lián)軸器v一卷筒VI一運輸帶1. 選定電動機選擇電動機的類型和結構型式根據(jù)經(jīng)濟性、使用要求、工作條件等選擇，選Y系列三相異步電動機。選擇電動機的額定功率查機械基礎課程設計課本P97表9-15:一帶傳動效率：0.96七

3、一每對軸承傳動效率：0.99%一圓柱齒輪的傳動效率：0.97七一聯(lián)軸器的傳動效率：0.99%一卷筒的傳動效率：0.96說明：總一電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：4日%=叫.聽2.弼.七.n5=0.825一FV巳=(900X1.3)/190=6.16kw，詭=Pt/L=7.46kw1000查機械基礎課程設計課本P202表17-1,隔定=7.5kw確定電機轉速：取V帶傳動比i=2：3,n卷筒=(1000x60x1.3)/(兀x380)=65.37r/min二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8：40所以電動機轉速的可選范圍是：n電機=n卷筒.i總=65.37，(2：3)，(8：40)=1045.9：7

4、844.45r/min符合這一范圍的轉速有：1500、3000根據(jù)電動機所需功率和轉速查機械基礎課程設計課本第202頁表17-1有3種適用的電動機型號，因此有3種傳動比方案如方案電動機型號額定功率同步轉速r/min額定轉速r/min1Y132M-47.5KW150014402Y132S2-27.5KW30002920下:綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第1種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M-4,其主要參數(shù)如下:!JL工額功率kW滿載轉速同步轉速ADEFGHLAB7.51440150021638801033132515280確定傳動裝置的總傳動比和分配傳

5、動比i總=,滿/n卷筒=1440/65.37=22.03分配傳動比：取i帶=3，則i總Xi帶=22.03/3=7.34i1=(1.31.52取i1=1.32經(jīng)計算ii=3.21,i2=2.28注：i帶為帶輪傳動比，h為高速級傳動比，i2為低速級傳動比。2. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)：計算各軸的轉速、功率、轉矩并列表備用。(1)各軸功率(輸入功率)P電=,p1=p電叫帶=7.46X0.96=7.16kw,P2=P1”齒”滾?？?7.16X0.96x0.99=6.81kw,P3=P<n齒*滾=6.81x0.96x0.99=6.46kw(2)各軸轉速小帶輪的轉速為電機的滿載轉速。n1=一i帶n

6、2.=149.5/2.28=65.5r/min。i2各軸轉矩(3)=1440/3=480r/minn1n2=-i1=488/3.31=149.5r/min1=9550XP1/m=9550X7.16/480=142.5N.m2=9550XP2/n2=9550X6.81/149.5=435N.m3=9550XP3/n3=9550X6.46/65.5=941.8N.m、傳動零件的設計計算1.帶傳動的設計計算計算項目計算內容計算結果1.確定計算功率2選擇V帶的帶型3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速4確定中心距a,和V帶基準長度Ld5驗算小帶輪包角6確定帶的根數(shù)z7計算單根V帶的初拉力最小值(F0)min查

7、課本P156表8-7得Ka=1.1,pCa=KA.雁根據(jù)計算功率和小帶輪轉速n滿根據(jù)V帶帶型，確定小帶輪基準直徑dd1，應使dd1M(dd)min。驗算帶速，叫=(ndd1n滿)/(1000X60)=9.42m/s,符合要求。大帶輪基準直徑dd2=dd1.i幣，查課本p157表8-8.初定中心距a。，0.7(dd1+dd2)獎。房(dd1+dd2)計算相應的帶長Ldo,Ld。財2a°+(dd+dd2)>/2+(dd2-dd1)2/4a°，查表得Ld實際中心距a全a°+(Ld-Ldo)/2中心距的變化范圍為664763mm<X"1800-(dd

8、2-dd1)57.30/aV200計算單根V帶額定功率Pr,查課本P152表8-4得。P0=1.9kw。表8-5,AP0=0.17kw。表8-6得=0.95，表8-2得Kl=1.06，于是Pr=(P°+AP°).Kcc.KlZ=Pca/Pr(F°)min=500(2.5-Kt)PCa/(K-.Z.V1)+QV12由表83得A型帶的單位長度質雖q=0.105kg/m。8.206kw選擇A型V帶dd1=125mmdd2=375mma°=725mmLdo=2256mmLd=2200mma=697mm=159°Pr=2.08kwz=4F=266.9N8

9、計算壓軸力Fp9主要設計結論Fp=2zF0sin(qJ2)選用A型普通V帶4根，飾準長度2200mm。帶輪基準直徑dd2=125mm,dd2=325mm,中心距控制在a=664763mm,單根帶初拉力F0=142NFp=1784N2.齒輪傳動的計算(1)高速級傳動比計算項目計算內容計算結果1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)2按齒面接觸強度設計按所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動運輸機為一般工作機器，速度/、局，查表106,故用7級精度材料選擇。由課本P191表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HB

10、S。選小齒輪齒數(shù)zi=24，大齒輪齒數(shù)Z2=i1xZ1=77.04公式d1tm2(KHtT1/S)*(u+1)/u*(ZEZHZM0H)21/3,選擇載荷系數(shù)KHt=1.3,T1=142500N.mm由課本P206表10-7選兇見系數(shù)d=1,由表查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa，計算接觸勞強度重合度系數(shù)Z&,偵1.711|4-s2廣或=0.873Z2=773計算圓周速度v4計算齒寬b5計算載荷系數(shù)6按頭際載何系數(shù)所得分度圓直徑7計算模數(shù)m8按齒根彎曲強度設計查小齒輪接觸您躬雖度極限oHlim1=750MPa,大齒輪接觸疲勞強度極限QHiim2=550MPa,計算應力循環(huán)系數(shù)：8Ni=

11、60QjLh=60*480*1*(8*300*10)=6.9x°N2='=2.15x108由P208圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.03,KHN2=1.1計算接觸勞許用應力，取安全系數(shù)S-1,由式(10-12)得,2h1=KHN1°Hiim1/S-772.5Mpa2h2=KHN2.°Hlim2/S-605MPa計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入2h中較小值確芝2叩1.伊+1)*(ZeZhZ"Oh)2/(皿.碩1/3v=州”1/(1000x60)b=g.dt.根據(jù)v=1.53m/s,7級精度由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.05,直齒輪

12、，由表10-3得K=K=1,由表10-2查使用系數(shù)心=1,表10-4查，插值法得KhP=1.314心日=1.35,故載荷系數(shù)Kh=KvKaKhRKhu.，、1/3d=d1t(KH/KHt)K=1.6362h1=772.5.MPa2h2=605MPad1t=61.07mmm=2.54mmv=1.53m/sb=61.07mmKh=1.9d=69.305mmm=2.887mm9幾何尺寸計算m=d1/4公式(2KT1(YFaYSa/F)/dZ12)1/3,圖10-24c查得小齒輪彎曲疲勞極限。歸=690MPa,大齒輪彎曲疲勞極限bFE2-640MPa。由圖10-18取彎曲命系數(shù)Kfni-0.87,Kf

13、n2-0.9，計算彎曲勞許用應力，取安全系數(shù)S-1.4,得。fi=Kfn1。fei/S-428Mpa2f】2Kfn2。fe2/S-411Mpa載荷系數(shù)KFKAKvKfKF£,KvT.°5,KFaT.i,由b/h=5.42，得KfK1.17試選Kr1.35查齒形系數(shù)YFa12.65,YFa22.226查應力校正系數(shù)，YSa11.58,YSa21.764,計算大小齒輪的YaYSa/FYFa1YSa1/0F】10.0097,YFa2Y$a2/F】20.0095.圓整為標準值m2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d69.305mm,算出小齒輪齒數(shù)z1d1/m大齒輪齒數(shù)z2i1Xz1計

14、算分度圓直徑d1mz,d2=mz2計算中心距a(d1+d2)/2計算齒如bd.d1Kf1.35rF1428.7MPacrF2411.4MPaz1充34Z2109d168mmd2218mma143mm考慮E避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加苑(510)mm,即取b=75mm,而使大齒輪的因見淄丁設計兇見，即b2=b=68mm.B=68mmb=75mmb2=68mm(2)低速級傳動比計算項目計算內容計算結果1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度材料選擇。由課本P191表10-1選擇小齒輪材料

15、為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)z3=24,大齒輪齒數(shù)z4=i2Xz3z4=552按齒面接觸強度設計公式d3t*2KHtT1.(J+1)(ZEZHZWOH)2/(g.E)1/3,選擇載荷系數(shù)Kt=1.3,T2=435000N.mm由課本P206表10-7選齒苑系數(shù)中d=1,由表查得彈性系數(shù)Ze=189.8MPa1/2,計算接觸疲勞強度重合度系數(shù)Z*"1.7114-；0.8733查小齒輪接觸疲勞強度極限h響3=750MPa,大齒輪接觸疲勞強度極限。Hlim4=550MPa,由P207取接觸疲

16、勞壽命系數(shù)Khn3=0.90,Khn4=0.95.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1,由式（10-12）得，2h3=3KHN3°Hlim3/S2H4=Khn4.。Hlim4/S計算小齒輪分度圓直徑d3t，-h3=675MPa；H4=522.5MPa代入2h中較小值d3t-2Kh江.(1)(ZeZhZ/Oh)2/。：.)”33計算圓周速度v4計算齒寬bv=-2/(100060)d3t=100.75mm5計算載荷系數(shù)6按頭際載何系數(shù)所得分度圓直徑7計算模數(shù)m8按齒根彎曲強度設計9幾何尺寸計算b=中d.d3t根據(jù)v=0.789m/s,7級精度由圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.05，直

17、齒輪，K=K=1，由表10-2查使用系數(shù)Ka=1,表10-4查，插值法得KhE=1.324心臼=1.27,故載荷系數(shù)K=KvKaKKh«d3=d3t(K/Kt)1/3m=d3/Z3公式m芝2KT2(YFaYSa/QF)/(dZ32)1/3，由圖10-20c查得小齒輪彎曲極限bFE3=690MPa，大齒輪彎曲疲勞極限crFE4=640MPa。由圖10-22取育曲疲方壽叩k數(shù)Kfn3=0.87,Kfn4=0.9,計算育曲疲方許用應力，取乂土系數(shù)S-L4,侍°F3=KFN3OfE3/S2f4=KFNFE4/S載荷系數(shù)K=KaKvKfKfE，查齒形系數(shù)YFa3=2.65,YFa4=

18、2.226查應力校正系數(shù)，Ysa3=1.58,Ysa4=1.764，計算大小齒輪的YFaYSa/F，YFa3Ysa3/玨】3=0.0097,YFa3Ysa2/。F】4=。.。954，取大值代入.圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d3=91.36mm,算出小齒輪兇數(shù)z3=d3/m=36.5大齒輪齒數(shù)Z4-i2Xz3=83.3v=0.789m/sb=100.75mmK=1.76d3=111.5mmm=4.6mmbF1=428.7MPa”F2=411.4MPaK=1.35m2.49mm計算分度圓直徑d3=mz3,d4=mz4計算中心距a=(d3+d4)/2計算齒苑b=ed.d3考

19、慮E避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加苑(510)mm,即取b3-95mm,而使大齒輪的齒寬等于設計兇苑，即b4=b=90mm.Z3=36z4=83d3=90mmd4=207.5mma=148.75mmb=90mmb3=95mmb4=90mm三、軸、鍵及軸承的設計計算計算項目計算內容計算結果材料：選用45號鋼調質處理，C=106)odminC(Zn1)1/3,裝小帶輪的電動機軸徑d=38mm乂因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且di=(0.8：1.2八38所以查手冊取di=36mm。Li=1.75d1-3d240mm因為大帶輪要靠軸肩正位，且還要配合密封圈，所以查手

20、冊取d2=4。mmL2=58mmd3段裝配軸承且d3d2，所以查手冊62頁表6-1取d3=45。選用6009軸承。L3=B+&+2=16+10+2=28mmd4段主要是定位軸承，取d4=50mmL4根據(jù)相體內壁線確定后在確定。d5裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸：d,-d,”一一_.，一e-2-%<2.5m查手冊51頁表4-1得：t3.3mm得：e=5.9v6.25。d6段裝配軸承所以d6=d3=45mmL6=L3=28mm作用在齒輪上的圓周力為：Ft=2Td1徑向力為Fr=Fttg20°dmin=26.09mmd1=36mmL1=60mmd2=40mmL2=58m

21、md3=45mmL3=28mmd4=50mmd6=d3=45mmLe=L3=28mmFt=4191.1N3軸承壽命校核：作用在軸1帶輪上的外力：Fp=667Nii=73mmi2=211mmi3=96mm求垂直面的支反力：Fiv=赤/(li刊2)F2V=Fr-Fiv求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：Mav2=l2F2VMavi=llFiv求水平面的支承力：由Fih(1i+12)=FJ2得:FiH=123/(1/12)F2H=Ft-Rh求并繪制水平面彎矩圖：MaHi=FiHliMaH2=F2H12求F在支點產(chǎn)生的反力：FiF=l3FP/(I2“3)F2F=FiF+FP求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：M2F=

22、FP13M'aF=FiFliF在a處產(chǎn)生的彎矩：Fr=i525.5NFiv=ii33NF2V=392NMav2=82.7NmMavi=82.7NmFiH=3ii3.8NF2h=i077.3NMaHi=227.3NmMaH2=227.3NmFiF=554.2Nf2F=2338.2Nm2F=i7i.3N.mM'aF=40.4NmMaF=40.4Nm4彎矩及軸的受力分析圖MaF=Fif11求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把MaF與jM；v+M2h直接相加。Ma=MaF+(Mavl2+MaH12)1/2Ma'=M'aF+(Mav22+MaH22)1,2求危險截面當雖彎矩

23、：從圖可見，m-m處截面最危險，其當雖彎矩為：(取折合系數(shù)3=0.6)M廣Ma2+(和)21,2計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇45#調質，查bB=650MPa,得許用彎曲應力虬=60MPa,則:d*M/(0.1嘰)1,3因為d5潮4-da-50mm>d,所以該軸是安全的。軸承壽命可由式少=-(4)%進彳丁校核，由于n60nPfP軸承主要承受徑向載荷的作用，所以P=R,查課本259頁表16-9,10取九=1兒=1.2,取&=3接取不利考慮，則有：Fr1=(F1V2+F1H2)1,2+F1FMa=282.2Nm一Ma=282.2Nmm=294.8Nm36.6mmFn=3867.

24、7NFr2=3484.6N5鍵的設計與校核:中間軸的設計：1各軸段直徑的確定鐵HT200,查表，由于di=36在30:38范圍內，故di軸段上采用鍵bxh:10x8,米用A型普通鍵.鍵校核：Li=1.75di-3=60綜合考慮取1=50,查表表10-10,辰b=50：60所選鍵為：bxhKl:10乂8尺50材料：選用45號鋼調質處理。查取C=106o根據(jù)式得：dmiqC(p2/n2)1/3=37.8mmd1段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取d1=40,查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+&+&+您：3=18+10+10+2=40mmd2裝配低速級小齒輪，且d

25、2d1取d2=45,L2=93mm因為要比齒輪孔長度少3。d3段主要是定位高速級大齒輪，所以取d3=60,L3=44=10。d4裝配局速級大齒輪，取d4=45L4=62.5-2.5=60mm。d，段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取d5=40mm查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L5=B+也+3+*31=18+10+10+2=43。d1=40mmL=40mmd2=45mmL2=93mmd3=60mmL3=10mmd4=45mmL4=60mmd5=40mmL5=43mm作用在2、3齒輪上的圓周力:2校核該軸：ii=74mmi2=117mmi3=94mmFt2=2T?/d2Ft3=2T2

26、/d3徑向力：Fr2=Ft2tg200Fr3=Ft3tg200求垂直面的支反力：Fiv=Fr2(l2+I3)-Fr3】/(|i+|2+I3)F2V=Fr3+F1V-Fr2計算垂直彎矩：Mavm=F1Vl1Mavn=-F1V(l1+l2)-Fr2l2求水平面的支承力：F1H=Ft3l3+Ft2(l2+l3)/(l1+l2+l3)F2H=Ft2+Ft3-F1h計算、繪制水平面彎矩圖：MaHm=F1H1MaHn=-F2H(l1+l2)+Ft3l2求合成彎矩圖，按最不利情況考慮:Ft2=4414NFt3=7161NFr2=1606NFr3=2606NIf1V=269.4Nf2V=1269.4NMavm

27、=19.9NmMavn=136.4Nmf1H=5629.8Nf2H=5945.2NMaHm=363.1NmMaHn=309.2NmMam=(Mavm2+MaHm2)1,2Man=(Mavn2+MaHn'求危險截面當雖彎矩:從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當HMam=363.6Nm彎矩為：（取折合系數(shù)6=0.6）Man=337.9NmM.=426.9N.Me=447.5N.mM=Man2+(F21/2Me=Mam2+(T2)21/2計算危險截面處軸的直徑:n-n截面:d>m&,(0.13頊)1,3m-m截面:d>mJ(0.1。土)1/3由于d2=d4=45mm

28、d,所以該軸是安全的。106軸承壽命可由式Lh6Qn%進行校核，由于d_41.4mm3軸承壽命校核:Fr1=(Fiv2+F1H2)1/2fi=4911.7N軸承主要承受徑向載荷的作用，所以P=R,查表16-9,10取n=1,fp=1.1,取6=3f2=5494NFr2=(F2v2+F2H2)1,2則Lh=106(Cft/Pfp)£)/(60n),因此所該Lh=23400h軸承符合要求。4彎矩及軸的受力分析圖已知d2=d4=45mrT2=435N.m由于d（44-50）所以取bh:149因為齒輪材料為45鋼。查表10-10得此】=100：120,L=93-18=75取鍵長為75mm.另

29、一個取鍵長為48mm所以所選鍵為：bxhxi:14x9x75bxhXi:14X9x485鍵的設計與校核：從動軸的設計：1確定各軸段直徑因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式得：di=C(P3/n3)1/3考慮到該軸段上開有鍵糟，因此取di=48.3(1+5o/o)=51.4mm查手冊9頁表1-16圓整成標準值 為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸府，則第二段軸徑d2=70mm。查手冊85頁表7-2,此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取d2=70mm。 設計軸段d3,為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承6215:<D=130,B=25,da=

30、84。 設計軸段d4,考慮到擋油環(huán)軸向定位. 設計另一端軸頸d7,取d7=d3=75mm,軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。 輪裝拆方便，設計軸頭d6,取d6*7,查手冊9頁表1-16取d6=80mm。 設計軸環(huán)d5及寬度b使齒輪軸向定位，故取d=52mmd2=70mmd3=75mmd4=80mm2確定各軸段長度3校核該軸：d5=d6+2h=80+2x(0.07x80+3)=97.2mm取d100mmb=1.4h=1.4x(0.07x80+3)=12mmli有聯(lián)軸器的尺寸決定11=L=107mm.12=m+e+L+5=50,L=B+A3十(2：3)=38mm其N各軸段長度由結構決

31、定。求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當雖彎矩。l=97.5mml2=204.5mm13=116mm作用在齒輪上的圓周力：Ft=2T3/d4徑向力：Fr=Fttg200求垂直面的支反力：Fiv=12F/(1i+12)F2V=Fr-F1V計算垂直彎矩：Mav=F2V12MavFiv1i求水平面的支承力：Fih=12Ft/(1i+12)F2H=Ft-F1H計算、繪制水平面彎矩圖。MaH=Fih11d7=d3=75mmd6=80mmd5=100mmFt=6898.8NFr=2510Nf1v=1699NF2v=810NMav=165.5Nm-'Mav=165.5Nmf1h=4671NF2h=2

32、227NMaH=455.4NM-'_MaH=455.4NMM'aH=F2H12求F在支點產(chǎn)生的反力Fif=F1a/(li+12)F2F=F1F+F求F力產(chǎn)生的彎矩圖：M2F=FI3MmF=FifliF在a處產(chǎn)生的彎矩：MmF=F1F11求合成彎矩圖?？紤]最不利的情況，把MmF與JMM+M2H直接相加。Mam=MmF+(Mav2+M,h)作求危險截面當雖彎矩。從圖可見，m-m處截面最危險，其當雖彎矩為：(取折合系數(shù)3=0.6)M廣Mam*廿3)2"2計算危險截面處軸的直徑。因為材料選擇45#調質，查表14-1得%=650MPa,表14-3得許用彎曲應力bb】=60MPa,貝U：d芝m/(0.1皿)1/3=50.7mmf1F=1707Nf2F=6151NM2F=515.5N.mMmF=166.6N.mMmF=166.6N.mMam=600.6N.mMs=785.2N.md=53.3mm考慮到鍵糟的影響，d=1.05X50.7,因為d5=80mmd,所以該軸是安全的。軸承壽命可由式.既(件)進行校核，由60nPfP于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以P=F.取ft=1,fp=1.2,取&=3P=