二級減速器機械課程設計

姓名： 日期：年月 1.設計目的……………22.設計方案……………33.電機選擇……………54.裝置運動動力參數(shù)計算……………75.帶傳動設計…………96.齒輪設計……………7.軸類零件設計………8.軸承的壽命計算……………………9.鍵連接的校核………10.潤滑及密封類型選擇……………3311.減速器附件設計…………………12.心得體會…………3413.參考文獻…………351/421.設計目的校大多數(shù)專業(yè)學生第一次全面的設計能力訓練，其目的是：（1）通過課程設計實踐，樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識去分析和解決機械設計問題的能力。（2）學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律。（3）通過制定設計方案，合理選擇傳動機構和零件類型，正慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結構設計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法。查閱設計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等。2.設計方案及要求據(jù)所給題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下：2/42技術與條件說明：小時計算；2）工作情況：單向運輸，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境溫5）檢修周期：半年小修，兩年中修，四年大修。設計要求3）設計計算說明書一份，按指導老師的要求書寫3/42=0.960.990.970.990.993.電機選擇3.1電動機類型的選擇按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V。3.2選擇電動機的容量工作機有效功率

=Fv,根據(jù)任務書所給數(shù)據(jù)00

F=8KN，

00

00

=4.8KW從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為

=1

422 3

5式中

，2

，3

，4

，5

分別為V帶傳動效率,滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)《機械設計手冊》知1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.99，5=0.99，則有： =0.85所以電動機所需的工作功率為：

=Pw

4.0.960.85

=5.88KW取P=6.0KW3.3確定電動機的轉速按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I齒=8~40和帶的傳4/42II=Ii帶=（8~40）（2~4）=16~200比比i012.2則I工作機卷筒的轉速為

v

28.7r/min所以電動機轉速的可選范圍為nd=Inw=（16~200）28.7r/min=（459~5740）r/min符合這一范圍的同步轉速有750r/min,1000r/min和1500r/min三種，由于本次課程設計要求的電機同步轉速是1000r/min。查詢機械設計手冊（軟件版）-【三相異步電動機】【三相異步電動機的選型】-【Y系列（IP44）三相異步電動機技術條件】-【電動機的機座號與轉速對應關系】確定電機的型4.裝置運動動力參數(shù)計算4.1傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比2）分配到各級傳動比

I=

28

338

ia15.5分配減速器傳動比，參考機械設計指導i01書圖12分配齒輪傳動比得高速級傳動比i124.70，低速級傳動比5/42P0==9.5510P1P2=9.55=9.55109.55109.5510為i2315.53.2744.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算電動機軸：轉速：n0=970r/min輸入功率：P0=Pd=6.0KW

=9.55106

Pdn0

Ⅰ軸（高速軸）

=n0

.

r/min440r/min輸入功率：P1=P001 輸入轉矩

P1

Ⅱ軸（中間軸）

=n1

4

93.6r/min

12

=5.5KW輸入轉矩：

=9.55106

P2n2

Ⅲ軸（低速軸）

=n2i23

6.

28.6r/min

2

6/42n3P3=5.28KW輸入轉矩：

9.55106

pn

9.55106

5.2828.6

1.76106Nmm卷筒軸： 28.6r/min 24 7KW輸入轉矩：T卷9.55106

4n4

9.55106

5.28

1.73106 各軸運動和動力參數(shù)表4.1電機軸1軸2軸

功率65.91041.31055.6105

轉速（rmin）3軸卷同軸

5.285.17圖4-1

1010

28.628.65.7/42=6.35=6.35s5.1確定計算功率Pca

=1.1。故有：ca AP1.16.06.6KW5.2選擇V帶帶型5.3確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速dd1=125mm。（2）驗算帶速v，有：

dnd1 601000

3.14125970601000

d2

帶

d1

2.2125275mm

取dd2=280mm

(2)計算帶所需的基準長度Ld02a0

(d

d1

dd2)

(d

d1

dd2)24a

3.14

(280125)28/42L200020002044678mmZZp=2044mm

=2000mm（3）計算實際中心距aa

700

中心局變動范圍：amina0.015d648mma

a0.03d738mm5.5驗算小帶輪上的包角180(d

57.3a

166.9905.6計算帶的根數(shù)z

r由d

125mm和n

970r/min查[2]表8-4a得P0=1.39KW據(jù)n0=970rmin，i=2.2和A型帶，查[2]8-4b得查[2]表8-5得K=0.96，KL=1.03，于是：=（1.39+0.11）0.961.03=1.48KWcaPr

6.61.48

4465.7計算單根V帶的初拉力最小值（F

min9/42(F0)min500(2.5K)Pcaqv2500(2.50.96)6.60.16.352=170.76N5.8計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為：

。所以（Fp）min=2z（F0）minsin2=25179.960.99=1696.45N5.9帶輪設計（1）小帶輪設計配，故小帶輪的軸孔直徑d0=42mm。有[4]P622表14-18可知小帶輪結構為實心輪。（2）大帶輪設計6.1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)10/421）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；—88）為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS；4）選小齒輪齒數(shù)為

=24，大齒輪齒數(shù)

可由Z

i122.按齒面接觸疲勞強度設計按公式：d1t

2.32

H )2（1）確定公式中各數(shù)值2）由[2]表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：T1=1.3105Nmm。

=189.8MP

5）由[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=560MP。KHN2=1.05。7）計算接觸疲勞許用應力。11/42[

KHN1Hlim1=0.95580=551MP[

=1.05560=588MP(2)計算確定小齒輪分度圓直徑d1t，代入[H]中較小的值1）計算小齒輪的分度圓直徑d1t，由計算公式可得：d1t

2.323

1.31.3105

5.74.7

189.8(551

=66.7mm2)計算圓周速度。 3）計算齒寬bb=

d

d

=166.7=66.7mm4）計算模數(shù)與齒高模數(shù)m

d1t

66.724

齒高h2.25mt2.252.786.26mm5)計算齒寬與齒高之比

666.2

10.656）計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)KA=1，據(jù)v=1.54ms，8級精度。由[2]圖10-8

12/42=1故載荷系數(shù)： =11.0711.46=1.567)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：d1d1t3

6.6731.5670.9mm

d1

70.9

3.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式：mn3dZ12

F

（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。 F F=11.0711.40=2.352）查取齒形系數(shù)

Fa1

，

Fa2

=2.173）查取應力校正系數(shù)

，

Sa2

=1.804）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極FE1=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限

FE2

=310MP13/426）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有：[

F

[

F

KFN2FE2

0.95310=210MP1.47[

F

，并加以比較 F1

2.651.58

=0.01975 F2

2.171.8

=0.0186經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算m

21.4981.31051242

0.01975=2.35對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m=2.5mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有：Z1

=28.36

=28

4.728=131.6

1314.684.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑14/42aa(Z

2.52870mmd2mz22.5131327.5mm（2）計算中心距

=198.75mm（3）計算齒輪寬度b=dd117070mm5.大小齒輪各參數(shù)見下表名稱模數(shù)壓力角

符號

計算公式及說明20o齒頂高a

ha

ha齒根高

+c)m=3.75a全齒高

+c)m=5.62a分度圓直徑

327.5齒頂圓直徑

a1a1

1

2h)m=75aa2a2

=（z

2

2ha

）=332.515/42(d齒根圓直徑

1

2ha

2c)=63.75

2

2ha

2c)=321.25基圓直徑b2

12

cos65.78cos307.75中心距

a

d2)198.75表6-16.2低速級齒輪設計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；8—88）差為40HBS；

=78.48，取78；2.按齒面接觸疲勞強度設計按公式：16/42

1t2.32

KTu1t1

H )2（1）確定公式中各數(shù)值2）由[2]表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：T=5.6105Nmm。

=189.8MP

5）由[2]圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=560MP。KHN2=1.13。7）計算接觸疲勞許用應力。[[

KHN1Hlim1=1.07580=620.6MPKHN2Hlim2=1.13560=632.8MP(2)計算確定小齒輪分度圓直徑d1t，代入[H]中較小的值1）計算小齒輪的分度圓直徑d1t，由計算公式可得：

1t2.323

1.35.6105

4.273.27

189.8620.6

)2=104.3mm17/422)計算圓周速度。

601000

3.14104.393.6=0.51m/s6010003）計算齒寬bb=dd1t=1104.3=104.3mm4）計算模數(shù)與齒高模數(shù)m

=2.254.359.79mm5)計算齒寬與齒高之比h

=10.76）計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)KA=1，據(jù)v=0.51ms，8級精度。由[2]圖10-8圖10-3查得KH=KH=1故載荷系數(shù)：=11.0311.47=1.517)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：

1t

=104.33

1..

=109.6mm18/42d1[[F]1KFN1[[F]2KFN2

=4.57mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式：

dZ12

F

（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。 F F=11.0311.38=1.422）查取齒形系數(shù)

Fa1

，

Fa2

=2.2243）查取應力校正系數(shù)

，

Sa2

=1.7664）由[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極FE1=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE2

FN1

=0.95

FN

=0.976）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有：

FE1

0.953301.4

=223.9Mp

FE2

=214.8MPSa

，并加以比較F19/42aa(Z F1

2.651.58

0.0187 F2

2.2241.766

0.0182經(jīng)比較大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算m1242

0.01873.7mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根于是有：Z1=d1

27.4

=27，則Z

i

3.2727=88.29取z

4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑

883.26

427108mmd2mz2488352mm（2）計算中心距

(2788)4230mm（3）計算齒輪寬度bdd11108=108mm

=108mm20/425.大小齒輪各參數(shù)見下表名稱模數(shù)壓力角

符號

計算公式及說明20o齒頂高a

aa

齒根高

=(h+c)m=5a全齒高

a

分度圓直徑

=108d2 d2=mz2352齒頂圓直徑

a1a1

=（z1

2ha

）m=116a2a2

=（z

2

2ha

）m=360齒根圓直徑

z2h2c1 a

z2h2c2 a

=342基圓直徑d1cos101.5b2

cos330.8表6-221/422T由前面算得由前面算得P=5.76KW，n1=440r/min，T=1.37.7.1I軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 2.求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=70mm

10

2130000=3625NFr=Fttan3625tan20=1319N壓軸力F=1696N3.初步確定軸的最小直徑

03

P11103

5.70

26mm4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-122/42=40mm=40mm。又右邊采用軸肩定位圖7-1（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）I-II段是與帶輪連接的其dIII=32mm，lIII=76mm。2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)dIIIII=35mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為取dⅣⅤ=52mm所以lⅣⅤ=139mm，dⅤⅥ=58mm，lⅤⅥ=12mm4）取安裝齒輪段軸徑為dⅥⅦ=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為75mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，（3）軸上零件的周向定位齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d

23/42n6

H7n6

軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸5.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖7-2圖7-224/42=171182N=171182NMM1=0.871.710=2.010N]=60Mp]=60Mp22(T3)2現(xiàn)將計算出的各個截面的MH，MV FNH1=1402NFNH2=1613NFNV1=2761NFNV2=864N2 2 5 M2=MH2=103457NmmT1=1.3105Nmm6.按彎扭合成應力校核軸的強度矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應力:

ca

2.02(0.61.3)21050.1463

=23.7MP查得[1 ca[1]，故安全。7.2II軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩由前面的計算得P1=5.76KW，n1=440rmin，T1=1.3105Nmm2.求作用在齒輪上的力已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為d2=327.5mm

=108mm25/42

Ft112

21.3105327.5

=767NFr1=Ft1tan767tan20=279N同理可解得：Ft224

10498N，F(xiàn)r2=Ft1tan1730N3.初步確定軸的最小直徑

03

P

5.592.1

43.0mm又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故dDB=509020故dIII=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-4圖7-426/42（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）II-III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為70mm，為 =15mm，dIIIIV=68mm。3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm =48mmdVVI=50mm（3）軸上零件的周向定位兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d

ⅡⅢ

由]P

53

4-1查得平bhL161063,按dIVV得平鍵截面bhL=1610110n6的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸5.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4。現(xiàn)將計算 FNH1=719NFNH2=2822NFNV1=4107NFNV2=7158N27/42=253980N=253980NmmM=

2.820.52105

mmM2=6.42(2.5)2105=690000NmmT=5.6

10

圖7-46.按彎扭合成應力校核軸的強度28/42640MPa275MPa圖和扭矩圖中可以看出截面B和Ⅵ的右側是軸的危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力

ca

6.92(0.65.6)21050.1563

=50.6MPca[1]。對于Ⅵ的右側W0.1d30.156317561mm3Wt0.256335123mm3

0000561

39.3MPa

0000123

1 1

2.由[2]附圖3-4查得0.92由[2]中31和32得碳鋼的特性系數(shù)，取0.1，0.05故綜合系數(shù)為

1

12.64

10.92

12.73

12.11

10.92

12.2029/42故Ⅵ右側的安全系數(shù)為

a

2752.7339.30.10

2.56

a

160.05

16

.56

S2S2

2.5628.562

2.46>S=1.5故該軸在截面Ⅵ的右側的強度也是足夠的。綜上所述該軸安全。7.3III軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 2.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d4=352mm

34

10081NFr=Fttan10081tan203669N3.初步確定軸的最小直徑

03

P

5.2828.6

62.8mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3查[2]表14-1取KA=1.3.則：TcaKAT31.31.761062288000Nmm按計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件查[5]P99表8-7可選用30/42LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩為2500000Nmm。半聯(lián)軸器孔4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-5圖7-5（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)dIIIII =65mm和方3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求dⅢⅣ=70mm，由軸承目錄里初選6214號其尺寸為IV=24mm由于右邊是軸肩定位，4）取安裝齒輪段軸徑為dⅥⅦ=80mm，已知齒輪寬為108mm取31/42MM1=2.15.810=620000NmmlⅥⅦ=104mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d

]P

53

半聯(lián)軸器與軸之間的配合為

H7，同樣齒輪與軸的連接用平鍵2214齒輪與軸之間的配合為

H7軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實n6現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸5.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。現(xiàn)將計算出各個截面處的MH，MV和M的值如下：FNH1=12049NFNH2=2465NFNV1=3309NFNV2=6772NMH=-211990Nmm MV=582384Nmm2 2 T1=1.76106Nmm32/4222(T3)2圖7-66.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力

ca

6.22(0.617.6)21050.180333/42

=24.0MP]=60Mp]=60Mp查得[1 ca[1]，故安全。8.8.1I軸上的軸承6208壽命計算預期壽命：L'h

83501644800h已知P2761N,n440r/min,C29500N，3

10660n()

106 604402761

)347000h>44800h故I軸上的軸承6208在有效期限內(nèi)安全。8.2II軸上軸承6210的壽命計算預期壽命：L'h

83501644800h已知P7158N,n93.6r/min,C35000，

10660n()

106 6093.67158

)320820h<44800h8.3Ⅲ軸上軸承6214的壽命計算預期壽命：L'h

83501644800h已知P6772N,n28.6r/min,C60800

10660n()

106 6028.66772

)3426472h>44800h9. I軸上鍵的強度校核34/42[

aⅦ-Ⅷ段鍵與鍵槽接觸疲勞強度lLb701060mm

2130

9

33.8MPa

]110MPa故此鍵能安全工作。Ⅱ-Ⅲ段與鍵槽接觸疲勞強度lLb671453mm

2130

9

34.1MPa

]110MPa故此鍵能安全工作。9.2II軸上鍵的校核[

aII-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強度lLb631647mm

kld

85.1MPa

]110MPa故此鍵能安全工作。IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度lLb1001684mm

kld

47.6MPa

]110MPa故此鍵能安全工作。9.3III軸上鍵的校核

aI-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度lLb12518107mm

kld

21760

9

94.9MPa

]110MPa故此鍵能安全工作。Ⅵ-Ⅶ段與鍵槽接觸疲勞強度lLb1002278mm

kld

21760

9

80.6MPa

]110MPa35/42故此鍵能安全工作。10.10.1潤滑方式的兩個軸承采用油潤滑。10.2密封類型的選擇1.軸伸出端的密封軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2.箱體結合面的密封箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。3.軸承箱體內(nèi)，外側的密封（1）軸承箱體內(nèi)側采用擋油環(huán)密封。（2）軸承箱體外側采用毛氈圈密封。網(wǎng)。查表[6]表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為140120和油面指示裝置采用油標指示。36/42通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表[6]表15-6選M362型通氣帽。放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成1.5外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表[6]表15-7選M201.5型外六角螺塞。為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋