二級減速器設計說明書

1、西南大學工程技術學院課程設計（論文）目錄1 引言22 傳動裝置的總體設計32.1電動機的選擇32.1.1電動機類型的選擇32.1.2電動機功率的確定32.1.3確定電動機轉速32.2總傳動比的計算和分配各級傳動比42.3傳動裝置的運動和動力參數計算43 傳動零件的設計計算53.1第一級齒輪傳動的設計計算53.2第二級齒輪傳動的設計計算104 箱體尺寸計算與說明155 裝配草圖的設計165.1初估軸徑165.2初選聯(lián)軸器175.3初選軸承175.4潤滑及密封186 軸的設計計算及校核186.1中間軸的設計計算及校核186.2低速軸的設計計算及校核217 滾動軸承的選擇和計算257.1高速軸軸承的

2、計算257.2中間軸軸承的計算267.3低速軸軸承的計算278 鍵連接的選擇和計算288.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算288.2 中間軸與小齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算288.3 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算288.4 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算298.5 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算299 減速器附件的選擇及說明299.1減速器附件的選擇299.2減速器說明3010 結論30參考文獻31帶式運輸機傳動裝置的設計1 引言機械設計課程是培養(yǎng)學生機械設計能力的技術基礎課。機械設計課程設計是機械設計課程的重要實踐教學環(huán)節(jié)，其基本目的是：1）通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他先修課

3、程的理論和實際知識，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力，掌握機械設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想；2）學會從機器功能的要求出發(fā)，合理選擇執(zhí)行機構和傳動機構的類型，制定傳動方案，合理選擇標準部件的類型和型號，正確計算零件的工作能力，確定其尺寸、形狀、結構及材料，并考慮制造工藝、使用、維護、經濟和安全等問題，培養(yǎng)機械設計能力；3）通過課程設計，學習運用標準、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱科技文獻資料以及計算機應用等，培養(yǎng)機械設計的基本技能和獲取有關信息的能力。在本課程設計中用計算機繪圖或手工繪圖都能達到以上要求，但是由目前發(fā)展趨勢應盡量采取計算機繪圖。2 傳動裝置的總體設計2.1電動機的選擇2.1.1電動機類

4、型的選擇Y系列三相異步電動機2.1.2電動機功率的確定工作機效率=1傳動裝置各部分的效率，查表1-78級精度齒輪傳動效率=0.97彈性聯(lián)軸器傳動效率=0.99齒式聯(lián)軸器傳動效率=0.99球軸承傳動效率=0.99（一對）球軸承傳動效率=0.99（一對）球軸承傳動效率=0.99（一對）=0.990.990.970.990.970.990.99=0.89工作機所需輸入功率所需電動機功率2.1.3確定電動機轉速查表13-2，得圓柱齒輪傳動比常值為35，故電動機轉速的可選范圍：對Y系列電動機，通常多選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機，如無特殊需要，不選用低于750r/min的電

5、動機。查表12-1，選用Y160L-8,額定功率7.5kW,滿載轉速為720r/min，D=42mm，E=110mm。2.2總傳動比的計算和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比要求為又由于取解得：2.3傳動裝置的運動和動力參數計算（1）各軸轉速 （2）各軸功率 =6.74kW =6.740.990.97=6.41kW =kW（3）各軸轉矩 3 傳動零件的設計計算3.1第一級齒輪傳動的設計計算計算及說明結果1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）由于斜齒輪嚙合性能好，傳動平穩(wěn)，噪聲小，重合度大，承載能力強，故第一級選用斜齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，由表10-4可選用8級精度3

6、）由表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240HBS4）初選小齒輪齒數為20，則大齒輪齒數，圓整取=925）初選螺旋角2.按齒面接觸強度設計按教材公式10-21試算，即（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數=1.32）由圖10-30選取區(qū)域系數=2.433）由圖10-26查得=0.76，=0.87，故=0.76+0.87=1.634）由表10-7選取齒寬系數=15）由表10-6查得材料的彈性影響系數= 6）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 7）由式10-13計算應力循環(huán)次數8）由

7、圖10-19查得接觸疲勞壽命系數，9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，由式10-12得=541.75（2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑直徑，由公式計算得2）計算圓周速度3）計算齒寬及模數4）計算齒寬與齒高之比齒高=2.25=2.252.41=5.42=9.215）計算縱向重合度6）計算載荷系數已知使用系數=1由=1.88m/s,8級精度，由圖10-8查得動載荷系數=1.05由表10-3查得由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，由圖10-13查得=1.38故載荷系數7）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得8）計算模數=3.按齒

8、根彎曲強度設計由式10-17（1）確定公式內的各計算數值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得4）計算載荷系數5）根據縱向重合度，由圖10-28查得螺旋角影響系數6）計算當量齒數7）查取齒形系數由表10-5查得；8）查取應力校正系數由表10-5用插值法得；9）計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數值較大（2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取=2已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸

9、疲勞強度算得的分度圓直徑=55.97來計算應有的齒數，圓整取=27；，圓整取1244.幾何尺寸計算（1）計算中心距，圓整取157（2）按圓整后的中心距修正螺旋角（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取；選用斜齒圓柱齒輪8級小齒輪：40Cr（調質），280HBS大齒輪：45鋼（調質），240HBS20，=92=1.3=2.43=1.63=1=，49.94=5.42=9.21=1=1.05=1.38=27，1241573.2第二級齒輪傳動的設計計算計算及說明結果1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）該級為低速級齒輪傳動，選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，

10、由表10-4可選用8級精度3）由表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240HBS4）初選小齒輪齒數為25，則大齒輪齒數2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式10-9a進行試算（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數=1.32）由表10-7選取齒寬系數=13）由表10-6查得材料的彈性影響系數= 4）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 5）由式10-13計算應力循環(huán)次數 6）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數，7）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，由式10-12得（2

11、）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑直徑，代入中較小的值2）計算圓周速度3）計算齒寬4）計算齒寬與齒高之比模數齒高=11.115）計算載荷系數根據，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數=1.02直齒輪，由表10-2查得使用系數由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，查圖10-13得故載荷系數6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得7）計算模數=3.按齒根彎曲強度設計由式10-5得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算值 1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數3）計算彎曲疲勞許用應

12、力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得4）計算載荷系數5）查取齒形系數由表10-5查得；6）查取應力校正系數由表10-5用插值法得；7）計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大（2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，取=4已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=103.64來計算應有的齒數，圓整取=26，圓整取854.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度 取；選用直齒圓柱齒輪8級小齒輪：40Cr（調質），280HBS大齒輪：45鋼（調質），240HBS25，=82=1

13、.3=1=11.11=1.02=26，85表1 傳動零件設計計算數據表類型模數中心距材料齒數齒寬分度圓直徑第級小齒輪斜齒圓柱齒輪2mm157mm40Cr2765mm56.145mm大齒輪4512460mm257.854mm第級小齒輪直齒圓柱齒輪4mm222mm40Cr26110mm104mm大齒輪4585105mm340mm4 箱體尺寸計算與說明表2 箱體尺寸數據表名稱符號具體數值箱座壁厚8mm箱蓋壁厚8mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度12mm箱座底凸緣厚度20mm地腳螺釘直徑20mm地腳螺釘數目4軸承旁連接螺栓直徑16mm蓋與座連接螺栓直徑12mm軸承端蓋螺釘直徑10mm視孔蓋螺釘直徑6

14、mm定位銷直徑10mm、至外箱壁距離26mm、22mm、18mm、 、至凸緣邊緣直徑24mm、20mm、16mm軸承旁凸臺半徑20mm鑄造過渡尺寸、4mm、20mm大齒輪頂圓與內箱壁距離10mm齒輪端面與內箱壁距離9mm箱蓋、箱座肋厚、8mm、8mm箱體其他尺寸由后續(xù)計算與畫圖確定5 裝配草圖的設計5.1初估軸徑（1）高速軸選取高速軸的材料為40Cr，調質處理。由教材表15-3取=110由于此處要安放鍵，故該最小軸徑應再放大7%由手冊表12-3查得機座號為160L的機座帶底腳，端蓋有凸緣的電動機軸伸直徑D=42mm。高速軸的最小軸徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑，可取。（2）中間軸選取軸的材料為45鋼，

15、調質處理。由教材表15-3取=110此最小直徑是安裝軸承處的直徑，可取。（3）低速軸選取軸的材料為45鋼，調質處理。由教材表15-3取=110由于此處要安放鍵，故該最小軸徑應再放大7%，可取。5.2初選聯(lián)軸器（1）高速軸聯(lián)軸器考慮到工作條件，高速軸采用彈性聯(lián)軸器較好。由教材表14-1取，則，查手冊表8-7可知，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器合適，其公稱轉矩為>。半聯(lián)軸器軸孔直徑為30mm，軸孔長度為60mm，與軸配合長度為58mm，標記為。（2）低速軸聯(lián)軸器考慮到工作條件，低速軸采用非彈性聯(lián)軸器較好。由教材表14-1取，則，查手冊表8-3可知，選用GIGL4型鼓形齒式聯(lián)軸器合適，其公稱轉矩為

16、>。半聯(lián)軸器軸孔直徑為60mm，軸孔長度為107mm，與軸配合長度為105mm，標記為。5.3初選軸承（1）高速軸軸承第一級齒輪傳動是斜齒輪傳動，高速軸同時承受徑向力和軸向力作用，故采用角接觸球軸承，由于，考慮到軸向定位和軸承裝拆方便，應將軸承內徑放大兩次，查手冊6-6初選0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7208AC，基本尺寸為。（2）中間軸軸承 中間軸也同時受到軸向力和徑向力作用，采用角接觸球軸承，由于，考慮到軸向定位和軸承裝拆方便，應將軸承內徑放大兩次，查手冊6-6初選0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7309AC型，基本尺寸為。（3）低速軸軸承第二級齒輪傳動是直齒輪傳動，

17、低速軸只受徑向載荷，故采用深溝球軸承，由于，考慮到軸向定位和軸承裝拆方便，應將軸承內徑放大兩次，查手冊表6-1，初選0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6015C型，基本尺寸為。5.4潤滑及密封軸承采用脂潤滑，并設置擋油環(huán)；齒輪采用油池潤滑；在伸出與軸承端蓋之間采用氈圈密封。6 軸的設計計算及校核6.1中間軸的設計計算及校核 中間軸的受力情況如圖 (1)計算齒輪受力第一級大斜齒輪受力分析（ ，）周向力 徑向力 軸向力 第二級小直齒輪受力分析（）周向力 徑向力 (2)做出彎扭矩圖以軸左端為原點，經簡化后各段長度分別為L1=77.5mm，L2=93mm,L3=55mm水平方向： 解得=-5658.

18、89N =-4863.65N垂直方向： 解得= -2003.84N =419.17N彎矩圖如下： 扭矩T=389.91，扭矩圖如下:（3）校核軸的強度載荷水平面H豎直面V支反力,彎矩總彎矩扭矩T=389910 根據教材式15-5及上表中數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力（公式中） 由表15-1查得45鋼的許用彎曲應力符合要求。6.2低速軸的設計計算及校核低速軸的受力情況如圖（1）計算齒輪受力由作用力與反作用力可得 (2)做出彎扭矩圖以軸左端為原點，經簡化后各段長度分別為L1=84mm，L2=154.5mm水平方向： 解得=4857.37N =2640.90N 解

19、得=1767.94N =961.21N彎矩圖如下：扭矩T=1223.59，扭矩圖如下:（3）校核軸的強度載荷水平面H豎直面V支反力,彎矩,總彎矩扭矩T=1223590 根據教材式15-5及上表中數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力（公式中） 由表15-1查得45鋼的許用彎曲應力符合要求。7 滾動軸承的選擇和計算7.1高速軸軸承的計算查手冊表6-6可知角接觸球軸軸承7208AC的基本額定動載荷C=35.2KN。（1）求兩軸承受到的徑向載荷和由力與力矩平衡方程，求得兩軸承受力為又左端承受到徑向載荷右端承受到徑向載荷（2）求兩端軸承的計算軸向力和對于70000AC型軸承

20、，由教材13-7查得派生軸向力因為，由教材式13-12又 由教材表13-5有：x=0.41 y=0.87而對于右端軸承所以，x=1 y=0又由表13-6，取，則當量動載荷為：因為 所以按軸承1來計算壽命（3）計算軸承壽命11680=2年（式中）符合要求。7.2中間軸軸承的計算查手冊表6-6可知角接觸球軸軸承7309AC的基本額定動載荷C=47.5KN。（1）求兩軸承受到的徑向載荷和由力與力矩平衡方程，求得兩軸承受力為又左端承受到徑向載荷右端承受到徑向載荷（2）求兩端軸承的計算軸向力和對于70000AC型軸承，由教材13-7查得派生軸向力因為，由教材式13-12又 所以，取 x=1 y=0而對于

21、右端軸承由教材表13-5有：x=0.41 y=0.87又由表13-6，取，則當量動載荷為：因為 所以按軸承2來計算壽命（3）計算軸承壽命11680=2年（式中）符合要求。7.3低速軸軸承的計算（1）求兩軸承受到的徑向載荷和，由于低速軸不受軸向載荷，且由教材表13-5知：深溝球軸承最小e值為0.22，即所以，取 x=1 y=0又由表13-6，取，則當量動載荷為： 因為 所以按軸承1來計算壽命（2）計算軸承壽命11680=2年（式中）符合要求。8 鍵連接的選擇和計算8.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算鍵將軸端與聯(lián)軸器連接起來，選用圓頭平鍵，軸徑d=30mm，查手冊表4-1應選鍵的截面尺寸為，此

22、段軸長為58mm,取鍵長L=50mm，由教材式6-1有：，式中k=0.5h=3.5mm，l=L-b=50-8=42mm又由教材表6-2查得許用應力>，該鍵強度滿足要求。8.2 中間軸與小齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算此處選用圓頭平鍵，軸徑d=48mm, 查手冊表4-1應選鍵的截面尺寸為，此段軸長為108mm,鍵長取L=100mm，由教材式6-1有：，式中k=0.5h=4.5mm，l=L-b=100-14=86mm又由教材表6-2查得許用應力>，該鍵強度滿足要求。8.3 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算此處選用圓頭平鍵，軸徑d=48mm, 查手冊表4-1應選鍵的截面尺寸為，此段軸長為108m

23、m,鍵長取L=56mm，由教材式6-1有：，式中k=0.5h=4.5mm，l=L-b=56-14=42mm又由教材表6-2查得許用應力>，該鍵強度滿足要求。8.4 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算此處選用圓頭平鍵，軸徑d=80mm，查手冊表4-1應選鍵的截面尺寸為，此段軸長為103mm,取鍵長L=90mm，由教材式6-1有：，式中k=0.5h=7mm，l=L-b=90-22=68mm又由教材表6-2查得許用應力>，該鍵強度滿足要求。8.5 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算鍵將軸端與聯(lián)軸器連接起來，選用圓頭平鍵，軸徑d=60mm，查手冊表4-1應選鍵的截面尺寸為，此段軸長為105mm,取鍵長L=100mm，由教材式6-1有：，式中k=0.5h=5.5mm，l=L-b=100-18=82mm又由教材表6-2查得許用應力>，該鍵強度滿足要求。9 減速器附件的選擇及說明9.1減速器附件的選擇（1）視孔蓋與通氣器視孔蓋：=180mm，=165mm，=140mm，=125mm，d=7mm，孔數=8，=4mm，R=5mm 通氣器：M30x2 視孔蓋上鉆孔。（2）放油螺塞M24x2（3）油標壓配式圓形油標，視孔d=63mm9.2減