二級減速器的設(shè)計方法及步驟

1、 畢 業(yè) 設(shè) 計（論文）（說 明 書）題 目： 對二級減速器的設(shè)計 姓 名： 馬廳瑞 編 號： 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 2015年5月27日平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢 業(yè) 設(shè) 計 （論文） 任 務(wù) 書姓名 馬廳瑞 專業(yè) 機械設(shè)計與制造 任 務(wù) 下 達 日 期 2014 年 9 月 29 日設(shè)計（論文）開始日期 2014 年 9 月 29 日設(shè)計（論文）完成日期 2015 年 5 月 20 日設(shè)計（論文）題目： 對二級減速器的設(shè)計 A·編制設(shè)計 B·設(shè)計專題（畢業(yè)論文） 指 導(dǎo) 教 師 徐從清 系（部）主 任 年 月 日平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯委員會記錄 機械

2、 系 機械設(shè)計與制造 專業(yè)，學(xué)生 馬廳瑞 于 年 月 日進行了畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯。設(shè)計題目： 專題（論文）題目： 指導(dǎo)老師： 答辯委員會根據(jù)學(xué)生提交的畢業(yè)設(shè)計（論文）材料，根據(jù)學(xué)生答辯情況，經(jīng)答辯委員會討論評定，給予學(xué)生 畢業(yè)設(shè)計（論文）成績?yōu)?。答辯委員會 人，出席 人答辯委員會主任（簽字）： 答辯委員會副主任（簽字）： 答辯委員會委員： ， ， ， ， ， ， 平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）評語第 頁共 頁學(xué)生姓名： 馬廳瑞 專業(yè) 機械設(shè)計與制造 年級 07級 畢業(yè)設(shè)計（論文）題目： 評 閱 人： 指導(dǎo)教師： （簽字） 年 月 日成 績： 系（科）主任： （簽字） 年 月 日畢業(yè)

3、設(shè)計（論文）及答辯評語： 摘要 本論文主要研究普通二級減速器的設(shè)計方法及步驟，減速器被喻為機器的“調(diào)度師”。本文從減速器的分析入手，詳細對其設(shè)計理念和實效應(yīng)用進行了全面的研究。在減速器的設(shè)計過程中詳細分析了各零件的設(shè)計準則和滿足的使用極限。并在檢驗過程中進行了工程力學(xué)的分析使其滿足使用條件。合理的傳動方案應(yīng)滿足工作機的工作要求，具有結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、便于加工、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便等特點，以保證工作機的工作質(zhì)量和可靠性。要同時滿足這些要求是比較困難的，設(shè)計時要統(tǒng)籌兼顧，保證重點要求使其盡可能的達到最佳設(shè)計方案。關(guān)鍵詞：減速器、一級傳動軸、二級傳動軸、聯(lián)軸器、齒輪潤滑、箱體、傳動比

4、。Summary      In this thesis, the design of general secondary methods and procedures reducer, speed reducer has been hailed as the machine's "Operation Division." This analysis from the reducer, a detailed application of its design and effectiveness of a comprehensive st

5、udy. Reducer design process in a detailed analysis of the various parts of the design criteria and the use to meet the limit. Test conducted in the course of the analysis of engineering mechanics to satisfy the conditions of use.     Reasonable transmission scheme should meet the

6、 operational requirements of the work machine, has a simple structure, compact, easy processing, low cost, high transmission efficiency and easy maintenance, etc., to ensure work quality and reliability of the work machine. To meet these requirements is difficult, the design should be balanced to en

7、sure that key requirements to achieve the best possible design. Keywords: reducer, a transmission shaft, two shafts, couplings, gear lubrication, box, transmission ratio目 錄摘要1Summary 2第1章選擇電動機5第2章傳動裝置運動和動力參數(shù)的確定6第3章V帶的設(shè)計81、 普通V帶傳動的設(shè)計計算82、 小帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計93、 大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計.10第4章齒輪傳動設(shè)計計算121、 齒輪傳動設(shè)計計算.122、 直齒圓柱齒輪幾何尺寸.

8、133、 大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計.14第5章軸的設(shè)計與校核.151、 輸入軸的設(shè)計.152、 輸出軸的設(shè)計17第6章鍵的強度校核201、 輸出軸齒輪用鍵聯(lián)接校核.202、 輸出軸聯(lián)軸器用鍵聯(lián)接校核20第7章減速器的潤滑21第8章減速器殼體尺寸設(shè)計22第9章減速器附件設(shè)計24致謝26參考書目.27課程設(shè)計任務(wù)書班 級：07級機械設(shè)計與制造七班姓 名：蔡寶學(xué) 號：90703426設(shè)計題目：帶式運輸機傳動裝置的減速器原始數(shù)據(jù)：驅(qū)動卷筒上的圓周力驅(qū)動卷筒的直徑運輸帶的速度使用期限3.23802.56工作情況：平穩(wěn)，兩班制（連續(xù)16小時），每月工作20天 傳動裝置簡圖第1章 選擇電動機1.1電動機是常用的原動機

9、電動機是常用的原動機，具有結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結(jié)構(gòu)形式、容量（功率）和轉(zhuǎn)速、確定具體型號1、選擇電動機的類型：按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。2、計算工作機所需PwPw=(FV)/1000=（3.2X2.5）/1000X0.95=8.42Kw(工作機效率=0.940.96 取 =0.95) P手冊93、 電機所需的輸出功率P0P0=Pw/(帶X齒)=8.42/(0.950X0.97)=9.14Kw帶0.940.97 P書163齒=0.940.99 P書2024、 確定電動機額定功率PmPm=（11.

10、3）P0=1.2X9.14=11Kw5、 選擇電動機型號由P手冊140 表4-2（摘自213k22007-88）根據(jù)電動機額定功率選擇其型號為 Y160L-6其額定功率Pm=11Kw 轉(zhuǎn)速n=970r/min 電流I=24.6A電動機外形尺寸 5853X80X405電動機伸出端直徑 42mm電動機伸出端安裝長度 110mm第2章傳動裝置運動和動力參數(shù)的確定電動機確定后，根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作裝置的轉(zhuǎn)速就可以計算傳動裝置的總傳動比。1、 各軸功率P輸入=Pm帶=11X0.95=10.45KwP輸出=P入齒=10.45X0.97=10.14Kw2、 各軸轉(zhuǎn)速及傳動比n出=i總=n額/n出=97

11、0/125.7=7.72i總=i帶X i齒=7.72分配傳動比：取i帶=2.41 則i齒=3.2 P機7表7-1知單機傳動中 V帶傳動比i=24 圓柱齒輪傳動比i=35n輸入=n額定/i=970/2.41=402.5r/min(1) 各軸轉(zhuǎn)矩T輸入=9550×N·m9550×102.8N·mT輸出=9550×N·m9550×240.6 N·m(2) 各軸功率P輸入=Pm帶=11X0.95=10.45KwP輸出=P輸入帶齒=10.04X0.99X0.98=9.74Kw3、 運動參數(shù)和動力參數(shù)列表如下：參數(shù)電動機輸入軸

12、輸出軸滾筒軸轉(zhuǎn)速r/min970402.5125.7功率P/Kw1110.4510.04轉(zhuǎn)矩T/n.mm247944770382傳動比i2.413.2效率0.950.97第3章V帶的設(shè)計由P手冊295表11-3普通V帶傳動的設(shè)計計算由下序號計算項目符號單位計算公式和參數(shù)選定及說明1設(shè)計功率PdKwPd=KAP額=1.4X11=15.4Kw KA-工作因數(shù)P書176表8-7由所給參數(shù)確定KA=1.42選定整型根據(jù)Pd和n1由P書176圖8-8選取n1小帶輪轉(zhuǎn)速選定帶為B型3傳動比iI=n1/i2=Dd2/Dd1=970/402.5=2.414小帶輪基準直徑Dd1mm由P書171表8-4取B型12

13、5200取Dd1=1805驗算帶速Vm/sv=/60000=3.14*180*970/60000=9.146大帶輪基準直徑Dd2mmDd 2=4257初定中心距A0mm423.512108所需的基準長度Ld0mmL=2569查表得L=28009實際中心距Amm874100010小帶輪包角A1ºA1>=12011V帶根數(shù)Z512單根V帶預(yù)緊力F0N28913作用在帶輪上的壓力FQNFQ =2850FQmin=4276f5m15e20±0.4g12.57.5 3.1小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計已知電動機為Y160L-6其軸伸出直徑d=42mm 故小帶輪軸孔直徑應(yīng)取d0=42mm 伸出

14、軸 E=110mm 榖長應(yīng)小于1101、 由P舊25表3-2計算三角帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由表13-3知帶輪輪緣尺寸d1=(1.82)d=2X42=84L=(1.82)d=2X42=84da=dd+2f=180+2X5=190B=(z-1)e+2f=(5-1)X20+2X12.5=1052、 因小帶輪直徑Dd1=180根據(jù)P書23選擇其結(jié)構(gòu)形式為實心輪其結(jié)構(gòu)草圖及尺寸如下圖3.2大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計已知大帶輪直徑Dd2=425mm 輸入軸直徑d1=421、 由P書25表3-12計算V帶輪結(jié)構(gòu)尺寸d1=(1.82)d=2X42=84L=(1.52)d=2X42=84De=D+2f=425+2X5=435D

15、0=De-2(m+)=435-2X(15+7.5)=390Dk=(D0+d1)/2=(390+84)/2=237S=14(由型號B確定)S11.5S=1.5X14=21S20.5S=0.5X14=72、因大帶輪直徑Dd2=425據(jù)P書25選擇其結(jié)構(gòu)型式為孔板輪其結(jié)構(gòu)尺寸及草圖如下： 第4章 齒輪傳動部分設(shè)計已知小齒輪傳遞功率P1=10.45Kw 轉(zhuǎn)速n1=402.5r/min 傳動比i齒=3.21、 選擇材料及精度等級普通減速器無特殊要求故采用軟齒面?zhèn)鲃?由P書220表9-4選大、小齒輪的材料為45號鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理硬度為270HBS 大齒輪正火處理 硬度為210HBS 取齒輪傳動精度等級為

16、8級2、 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算公式按式6-8 = =39190N.mm，由表6-10，軟齒面齒輪，非對稱安裝，取齒寬系數(shù)=0.6。由表6-7得使用系數(shù)=1.25。由圖6-6a試取動載系數(shù)=1.08。由圖6-8，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=1.08。由表6-8，按齒面未硬化，直齒輪，8級精度，/b<100N/mm =1.1。所以K=1.25×1.08×1.08×1.1=1.6初步確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5，重合系數(shù)=0.9，由表6-9確定彈性系數(shù) =1。由式6-14齒面接觸許用應(yīng)力= 由圖6-22查取齒輪材料接觸疲勞極限應(yīng)力= 800Mpa，=560

17、Mpa。小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60=60×243.65×5×250×8=1.4619×；大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60=60×77.6×5×250×8=4.656×；由表6-11求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)：=1.15，=1.19，齒輪疲勞接觸強度安全。3、取Z1=25、29、33三種方案則Z2=iZ1=80、93、106列表計算方案Z1Z2M=2a/(Z1+Z2)取標準模數(shù)實際中心距實際傳動比傳動比誤差125804.065262.53.210.7%229933.4942443.210.7%333

18、1063.0642783.210.3%由表可見方案1、3實際中心距增加過多，所以取2為佳計算傳動的主要尺寸分度圓直徑d1=mz1=4*29=116mm d2=mz2=4*93=372mm中心距 a=m(z1+z2)/2=4*(29+93)/2=244mm齒寬 b=aA=0.4*244=97.6mm 取b1=103mm b2=98mm3、 計算齒輪圓周速度Vv=/60000=3.14*402.5*116/60000=2。44由書本差得選取齒輪傳動精度等級，且V=5m/s4、 校核齒根彎曲疲勞強度計算公式按式6-11 =由圖6-18得，小齒輪齒形系數(shù)=2.18，大齒輪齒形系數(shù)=2.1，小齒輪應(yīng)力修

19、正系數(shù)=1.8，大齒輪應(yīng)力修正系數(shù)=1.89。由圖6-20得重合度系數(shù)=0.75。按式6-14得彎曲疲勞許用應(yīng)力 =按圖6-24i，g查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力=300Mpa，=240Mpa。由表6-13計算彎曲強度計算的壽命系數(shù) =0.925，=0.947由圖6-25查取尺寸系數(shù)，=1，由式6-14取=2彎曲疲勞強度安全系數(shù)由表6-12得=1.25同理的 =363.45Mpa 比較，和的大小的到<,所以應(yīng)該按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度=226.01Mpa<=363.45Mpa,彎曲疲勞強度足夠傳動齒輪結(jié)構(gòu)及草圖如下：第5章設(shè)計與校核（）輸入軸的設(shè)計1、 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)

20、力 45號鋼 正火處理 查書P330表12-2得【-1】=55Mpa2、已知輸入軸上的功率P1=10.45Kw 轉(zhuǎn)速n1=402.5r/min 轉(zhuǎn)矩T1=247944N.mm 估算軸的最小直徑d 書P337查表12-5取A=1075、 初定軸的直徑及跨度 舊書P225a、 因帶輪結(jié)構(gòu)要求，按表3-4取軸徑d1=30mm 軸承處軸徑d3、d7=35b、 由表6-14取小齒輪端面至減速器內(nèi)壁距離 a=13mmc、 取軸承端面至減速器內(nèi)壁距離L2=8mmd、 小齒輪寬度103mme、 選擇軸承P157單列向心推力球軸承：36311型 d=55mm D=120mm B=29mmf、 L=B/2+L2+

21、a+103=6+15+B/2=29+8+103+6+15=174mmg、 帶輪對稱線至軸承指點的距離L1=B/2+L3+L4+L5/2由表6-14取L4=15mm 帶輪與軸配合長度L5=42*2=84取L5=80mm軸承蓋及聯(lián)接螺栓頭的高度L3=+c1+c2+（35）+b+H-L2-B=8+26+21+3+10+9-15-29=33所以L1=29/2+33+15+80/2=102.5mm6、 按彎扭合成進行軸的強度校核（1） 繪制軸的計算簡圖（2） 計算作用在軸上的作用力圓周力Ft1=(2xT)/d1=(2x247944)/116=4275N徑向力Fr1=Fttan=4275xtan20

22、86;=1556N求支座反力：水平面H:RAH=RBH=1/2xFt1=1/2x4275=2137.5NQ=2850NRAV=(QL3-Fr1L2)/L=(2850x102.5-1556x86)/172=934NRBV=Q+Fr1+RAV=2850+1556+943=5344N(3)計算彎矩并做彎矩圖MCH=RAHxL1=2137.5x86=183825 N.mmMCV=RAVxL1=934x86=80324 N.mmMBV=QxL3=2850x102.5=292125 N.mm合成彎矩MC=200MB=MBV T=247.944(4)計算當量彎矩軸的材料為45號鋼 HB =220 P舊書6-

23、1 查得b=650N/mm2P書表12-2 -1=60N/mm2 =0.6 P339由公式6-1Mdc=277n.mMdb=Mde=386n.m(5)B= Mdb/w=327839/0.1x503=19.7<B=60N/mm2E=Mde/w=386000/0.1x423=52.1N/mm2<-1=60N/mm2(二)輸出軸的設(shè)計1、選擇軸的材料 按P舊書表6-1選取45號鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB=2302、初定軸徑 由表P6-2查 A=110由公式7-3得d=1103、選擇聯(lián)軸器手冊P205 有彈性柱銷元件的撓性聯(lián)軸器型號HL4 Tn=1250N.m n=4000r/min L1=84m

24、m4、選擇軸承 手冊P205 深溝球軸承6213型 d=65 D=120 B=235、確定軸直徑及跨度（與輸入軸大致相同）查表及計算過程略結(jié)構(gòu)尺寸草圖如下圖：7、 按彎矩合成進行軸的強度校核（1） 繪制軸的計算簡圖（2）計算作用在軸上的作用力 圓周力 Ft2=(2xT出)/d2=(2x770382)/372=4142N徑向力Fr2= Ft2tan=4142xtan20º=1346N H水平面RAH=RBH=1/2x Ft2=4142/2=2071NV垂直面RAV=(Fr2xL1)/L=(1346x89)/180=666N RBV= Fr2-RAV=680N（3）做彎矩圖并計算 MCV

25、=RAHxL1=2071x89=184319N.mm垂直面彎矩Mc=（4）計算當量彎矩 軸心的材料為45號鋼 HB=220Mpa 查舊書P6-1得b=650N/mm2 書P339表12-2-1=60N/mm2 =0.6（5）校核軸的強度c=Mdc/w=482900/(0.1x5032<1b=60N/mm2e=Mde/w=402200/(0.1X503)=36.98 N.mm2<-1b=60N/mm2第6章 鍵強度校核(一) 輸出軸齒輪用鍵聯(lián)接的校核低速軸與齒輪的鏈接 選用選用普通圓并沒有平鍵由P書155 表8-2查得A 型 b=20 h=12 取鍵長L=95 由表8-7計算得鍵的工

26、作長度L=95-20=75鍵用45號鋼被接零件齒輪是鑄鋼P=100120N/mm2 =90N/mm2齒輪與軸鍵聯(lián)接的比壓P=(2xT2)/(dxkxL)=(2x770382)/(73x6x75)=47<P剪切強度條件2<(二) 輸出軸聯(lián)軸器用鍵聯(lián)接的校核低速軸與齒輪的聯(lián)接選用普通圓頭平鍵由P舊表8-2查得A型b=16 h=10 取鍵長L=70 鍵工作長度L=70-16=54工作高度 K=10/2=5鍵的材料為45號鋼 被聯(lián)接零件采用鋼質(zhì)聯(lián)軸器，由表8-8查P=100120N.mm2 =90N/mm2低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的比壓P=(2xT2)/(dxkxL)=（2x770382）/(

27、50x5x54)=114N/mm2剪切強度條件=（2 x T2）/(d x b x L)=（2 x770382）/(50x16x54)=35.7 N/mm2第7章 減速器的潤滑1、齒輪的圓周速度V為V=（xd1xn1）/(60x1000)=(3.14x116x402.5)/(60x1000)=2.44m/s因齒輪的圓周速度V<12m/s 所以采用油浴潤滑，由表9-8選用HJ-30機械油由于是單級圓柱齒輪減速器，據(jù)表9-10浸油深度應(yīng)使淹沒過大齒輪頂圓10mm換油時間為半年，主要取決于油中雜質(zhì)多少及被氧化、污染的程度對于軸承的潤滑因為是d x n1=55x402.5=22137.5>

28、2x105 宜采用潤滑油潤滑潤滑油的粘度Eso. 可根據(jù)Dn值和軸承工作溫度進行選擇2、密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承室內(nèi)側(cè)、箱體接合面和軸承蓋，窺視孔和放油孔的接合面等處。1） 軸伸出處的密封起作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕,防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質(zhì)、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。選用氈圈式密封，氈圈式密封結(jié)構(gòu)簡單、價廉、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。2）軸承內(nèi)側(cè)的密封該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于油潤滑軸承，防止過多的油、雜質(zhì)進入軸承室以內(nèi)以及嚙合處的熱油沖入軸承內(nèi)。擋油環(huán)與軸承座孔之間應(yīng)留有不大的間隙，以便讓一定量的油能濺

29、入軸承室進行潤滑。3） 蓋與箱座接合面密封 在接合面上涂上密封膠。3、公差的設(shè)計: 對于聯(lián)軸器的公差配合，軸承軸的公差配合選用，鍵的公差配合選用。第8章 減速器箱體尺寸計算箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的齒合精度，使箱體內(nèi)有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復(fù)雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復(fù)雜，目前尚無成熟的計算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設(shè)計公式在減速器裝配草圖的設(shè)計和繪制過程中確定。箱體選用HT-200，根據(jù)工作條件的要求，箱座壁厚 一級齒輪減速

30、器底座壁厚 =0.025a+1>8 =0.025 x 244+1=7 取101 箱蓋壁厚 1=0.8>8 =10x0.8=8b 箱座上部凸緣厚度 b=1.5 b=1.5x10=15b1 箱蓋凸緣厚度 b1=1.51 b1=1.51x8=12P 箱座下部凸緣厚度 P=2.35 P=2.35x10=23.5m 箱底加強筋厚度 m=0.85 m=0.85x10=8.5d地腳螺栓直徑 由表9-3得 d=20d1 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75d d1=0.75x20=15d2 箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑 d2（0.50.6） d d2=0.6x20=12d3 軸承蓋固定螺栓直徑 由表9-1

31、9 d3=8mmc1 箱體外壁至螺栓d 由表9-4 d=20 c1=30d1=15 c1=26 d2=12 c1=22K 箱座上部及下部凸緣寬度 由表9-4 c2=26 c1+c2=56 c2=21 c1+c2=47 c2=18 c1+c2=40R 小齒輪中心至箱蓋內(nèi)壁 由作圖決定R1 R2 凸緣圓角半徑 見表9-5 9-6 R8R0 凸起支撐面圓弧半徑 R8=c2=21L1 箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓中心距L2 螺栓孔的鉆孔深度 表9-3 （L1=L2）L3 內(nèi)螺紋攻絲深度 見表9-30 （L3=H）L4 箱座與地基結(jié)合面寬度 L4=c1+c2+L4=26+21+9=56e 軸承鏜孔邊至螺栓d1中心距 e（1 1.2）d1 e=1.2x15=18h 軸承蓋螺栓分布圓直徑 D1=D+2.5xd3 D1=15dp 吊環(huán)螺栓直徑 dp=0.8 d dp=0.8x20=16a 齒頂圓與箱體內(nèi)壁間的最小間隙 Amin=1.2 Amin=1.2x10=12n 地腳螺栓數(shù)目 h=(L+B)/(200