二级减速器说明书

机械设计基础课程设计说明书题目二级减速器设计分院班级学生姓名指导教师2014年 5月 28 日目录1、课程设计计算说明书1.1传动装置运动和动力参数设计1.1.1题目1.1.2传动方案确定1.1.3电机的选择1.1.4计算传动装置运动和动力参数1.2二级减速机设计1.2.1齿轮设计1.2.1轴的设计1.2.3各级轴传动轴承的选择1.2.4各级轴校核计算1.3键联接选择及校核1.4轴承润滑密封1.5减速器附件1.6设计小结1.7参考文献1课程设计计算说明书——二级减速机设计1.1传动装置运动和动力参数设计1.1.1二级圆柱齿轮减速机已知条件：设备一班制工作，工作环境：运输机连续单向运转，灰尘较多，载荷性质：轻微冲击，工作年限15年(300天/年)，运输容许速度误差为5%，车间有三相交流，电压380/220V题号滚筒圆周力F 带速V 滚筒直径D 滚筒长度LZL-01 1.7KN 1m/s 400mm 1000mm1.1.2传动方案确定采用电机——减速机和皮带机直联式，如图1.1图 1.11.1.3电机的选择1、设计数据：皮带机输出功率Pw= Fv/1000=1700×1/1000=1.7KW传动装置总效率η=η²联轴器η²齿轮η3轴承查表得：η齿轮=0.98，η轴承=0.99, η联轴器=0.99则传动总效率为η=0.92则所需的电动机功率Pr=Pw/η=1.7/0.92=1.85KW查表2—1所需的电动机功率可选Y系列三相异步电动机Y112M1-6型,额定功率P=2.2KW.1.确定电动机转速，转筒轴转速为n w=60V/πD=60×1/π×0.4=76.39r/min总传动比i=n o/n w=1000/76.39=133.分配总的传动比二级减速机采用展开式，设高速传动比为i1，低速级传动比为i1=(1.3-1.6)i2，所以i1=5.3，i2=5.3/1.6=3.311.1.4传动装置运动和动力参数1.计算各轴转速n=940 r/minn 1=n=940r/minn2=n1/i12=940/5.3=177r/minn3=n2/i23=177/3.77=47r/minn w=47 r/min2.计算各轴输入功率P0=Pr=2.02kwP1=P0η联轴器=2.02×0.99=2 kwP2=P1η齿轮η轴承=2×0.98×0.99=1.92 kwP3=P2η齿轮η轴承=1.92×0.98×0.99=1.84 kwP4=P3η轴承η联轴器=1.84×0.99×0.99=1.81 kw 3.计算各轴输入转矩T0= 9550P0/N0=20.5 NmT 1=9550 P1/N1=20.3 NmT2=9550 P2/N2=97.53 NmT3=9550 P3/N3=374.69 NmT4=9550 P4/N4=367.17 Nm (式中：P0-电动机轴的输出功率，KW; N0-电动机轴的满载转速，r/min; T0-电动机轴的输出转矩，Nm;)运动和动力参数的计算结果加以总结，如下列表：1.2二级减速机设计1.2.1齿轮设计采用教科书公式及图表1.选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（2）精度等级选7级。

（3）材料选择由3-1表得出下表：1.选择标准模数，计算齿轮几何尺寸1）由于齿轮硬度≤350HBS ，故是软齿面齿轮，应先按齿面接触疲劳强度计算，再按弯曲疲劳强度校核。

取一级传动齿轮（1）齿数Z 1=19，则齿数Z 2= Z 1·i 1=19×5.3 =101。

2）计算齿轮（1）小齿轮分度圆直径d 1，选取标准模数m 1.)][(1.32.23211H E d t z u u KT d σ±Φ≥ 式中： K ——工作情况系数，取K=1.5；T 1——工作转矩，N.m ，T 1=39.3N.m ； U ——齿数比，Z 2/ Z 1=5.3； d Φ——齿宽系数，取φd=1；[σH]——许用应力，Mpa ，小齿轮的接触疲劳强度极限540MPa， 大齿轮的接触疲劳强度极限540MPa[δH]1= KHN1δHlim1/S=666.9Mpa [δH]2= KHN2δHlim2/S =666.9Mpa材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa ，（1）计算小齿轮分度圆直径d 1t ,代入[δH]中较小的值 d 1t ≥666.9mm（2）计算圆周速度 V=πd 1t n 1/60×1000=0.335m/s （3）计算齿宽b b=Φd.d 1t =1×56.5=38 mm （4）计算齿宽与齿高之比b/h模数 m t =d 1t /z 1=47.5*cos15/19=2mm 齿高h=2.25m t =2.25×2=4.5mm b/h=38/4.5=8.4（5）计算载荷系数K根据V=0.335m/s 、 8级精度、 查表得Kv=1.418 直齿轮 由3-4得 K Ha =K Fa =1.294由表3-5 使用系数 KA=1.1由表用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 KH β=1由b/h=8.4,查表得 KF β=1 故载荷系数 K=K A..K V .K h a.K H β=2.018(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1d 1=d 1t .=3KtK38mm(7)计算模数m m=d 1/z 1=38/19=2 mm 3.按齿根弯曲强度设计[]32112⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥F SaFa d Y Y z KT m σφ=1.7mm由结果得：对模数m圆整为标准值 m=2mmd1=47.5mm 小齿轮齿数Z1=47.5/2.5 =19 大齿轮齿数 Z2=4×19=76 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=mz1=19×2/cos15=38mmd2=mz2/ cos15=202mm（2）计算中心距a=（d1+d2）/2=120mm（3）计算齿轮宽度b=Φd.d1=38mm取B1=42.5mm B2=38mm齿轮（1）齿轮（2）齿轮3、4小齿轮40cr 硬度300HBS 大齿轮45钢 硬度210HBS 取z3=19， 大齿轮z2=z3*3=57 （1）小齿轮分度圆 .)][(1.32.23213H E d t z u u KT d σ±Φ≥=57mm D 3t ≥57mm 。

（2）计算圆周速度 V=πd 3t n 2/60×1000=0.84m/s （3）计算齿宽b b=Φdd 3t =1×66.5=66.5 mm B3=71mm B4=66.5mm（4） 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 m t =d 3t /z 3=57/19=3mm 齿高 h=2.25m t =2.25×3=6.75mm b/h=66.5/6.75=10(5 )计算载荷系数K K F β=1K =K A 。

K V 。

K Ha 。

K H β=1.11 (6) 校正所算得的分度圆d 3=d 3t=3KtK57mm(7)计算模数m m=d3/z3=3mm2. 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度计算 k=ka.kv.kFa.Kfb=1×1.12×1×1.43=1.11[]32112⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥F SaFa d Y Y z KT m σφ=3.41 设计计算 m ≥3.41 由结果得：对模数m 圆整为标准值 m=3mm小齿轮齿数 z3=57/3=19 大齿轮齿数 z4=i2.z3=724．、计算分度圆直径 d3=mz3=3×19=57mmd4=mz4=3×57=216mm计算中心距 a=d3+d4/2=136.5mm取B3=71mm B4=66.5mm齿轮（3）齿轮（4）1.2.2轴的设计1）轴I.选用TL 型弹性套柱销联轴器：T=9550×7.5/940=39.8Tc=KT=1.5×39.8=59.7由dc=24查表选TL4联轴器d1=d 电动机=40mm轴孔直径dmin=40 mm ，dmax=50mm选轴承6008 内径d=40mm2）轴IId 2≥A0.322N P 式中： A0——系数，A0取107；P2——功率，P2=3.84kw ； N2——转速，N2=240r/min ； 计算得d 2=42mm 取45mm轴承选用6009 内径d=45mm 3）轴IIId 3≥A0333N P 式中： A0——系数，A0取107； P 3——功率，P 3=3.73kw ； N 3——转速，N 3=80r/min ；计算得d3=39mm 取40mm查表选KL7联轴器 d min=40mm ，dmax=50mm轴承选用6210 内径d=50mm4）滚筒 d≥59.88 取60mm查表选TL8联轴器 dmin=50mm ，dmax=60mm1.2.3 各级轴传动轴承的选择选用国标GB/T292——94角接触球轴承，见下表：1.3.键联接选择及校核1.键类型的选择=150Mpa选择45号钢，其许用挤压应力[]p1轴左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为30mm，轴段长44mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=10mm,h=8.8mm,L=38mm2轴轴段长为46.5mm，轴径为45mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=10mm,h=8.8mm,L=32mm轴段长为69mm，轴径为37mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=10mm,h=8.8mm,L=32mm3轴轴段长为66.5mm，轴径为56mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=16mm,h=9.5mm,L=40mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为40mm，轴段长60mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=14mm,h=8.8mm,L=52mm2.键类型的校核1轴T=39.3N.m ， Fp=2T/(d*l*k)=26.7Mpa<[Fp]则强度足够，合格2轴T=152.8N.m ，Fp=2T/(d*l*k)=42.6Mpa<[Fp]则强度足够，合格3轴T=341.98N.m ，Fp=2T/(d*l*k)=72.3 Mpa<[Fp]则强度足够，合格,均在许用范围内。

1.2.4各级轴的校核计算1轴强度校核1 1). 高速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得σ=735Mpa抗拉强度bσ.计算齿轮上受力（受力如图所示）2）.b切向力N dTFte676681098.2222311=⨯⨯==径向力N FFtere181268.067615tan=⨯=︒⨯=3）.计算弯矩水平面内的弯矩：Mymax=6298n.mm 垂直面内的弯矩：Mzmax=23522n.mm 故 M=24350n.mm取α=0.6，计算轴上最大应力值： Fmax=2.5<Fb=735mpa故高速轴安全，合格。