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二级减速器课程设计完整版

1.设计任务2

2.传动系统方案的拟定2

3.电动机的选择3

3.1选择电动机的结构和类型3

3.2传动比的分配5

3.3传动系统的运动和动力参数计算5

4.减速器齿轮传动的设计计算7

4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算7

4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算11

5.减速器轴及轴承装置的设计16

5.1轴的设计16

5.2键的选择与校核23

5.3轴承的的选择与寿命校核24

6.箱体的设计27

6.1箱体附件27

6.2铸件减速器机体结构尺寸计算表29

7.润滑和密封30

7.1润滑方式选择30

7.2密封方式选择30

参考资料目录30

结果

讣算及说明

1.设计任务

1.1设计任务

设讣带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差±4%,二班制，使用期限12年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年，小批量生产。

1.2原始数据

滚筒圆周力：

F=900N

输送带带速：

心2.4（土4%）加/$

滚筒直径：

45O/ZZZZZ

1.3工作条件

二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为380/220Vo

2.传动系统方案的拟定

带式输送机传动系统方案如下图所示：

结果

1-电动机鼻乙4联轴器；3-二级吿轮减速晋；5-滚筒,6-输送带

带式输送机山电动机驱动。

电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速

计算及说明

器3,再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。

传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。

展开式减速器结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有

较大的刚度。

3.电动机的选择

3」选择电动机的结构和类型

按设计要求及工作条件，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电

压380Vo

3.1.1选择电动机的容量

根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率

cFv900x2.4小

P---2A6kW

10001000

设：

Q4W一一输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；

Qc一一联轴器效率，Qc=0.99（见《机械设计课程设计（西安交通大学出版

社）》表3—1）；

Pw二2.16k

ng——闭式圆柱齿轮传动效率，ng=o.98（同上）；

rib滚动轴承（对球轴承）,nb-0.99（冋上）；

Qcy一一输送机滚筒效率，ncy=0.96（同上）。

估算传动装置的总效率

77=ggggHz

式中％严久=0.99

巾2=〃屛人=0.99x0.98=0.9702

〃23="屛人=0.99x0.98=0.9702

=〃皿=0・99x0.99=0.9801

=r7br7cy=0-99x0.96=0.9504

传动系统效率

“==0.99x0.9702x0.9702x0.9801x0.9504=0.8680

P2.16

传动总效

工作机所需要电动机功率?

-n父如-2.4884kW

率

〃O.808O

Q=0.8680

计算及说明

Pr=2.4884kW

结果

选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的

电动机动率Pr。

因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm要大于Pc由

P.n=3kW

《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2所列Y系列二相异步

电动机技术数据中可以确定，满足选Pm^Pr条件的电动机额定功率Pm应取为

3kWo

3.1.2确定电动机转速

由已知条件计算滚筒工作转速

2.4x60

^=^=3.14x450xl0--101-91r/min

•nm

传动系统总传动lt^=—

111《机械设计（高等教育岀版社）》表18—1查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为上8~60，故电动机转速的可选范围为

nm=inw=（8〜60）x101.91=815.28〜6114.6厂/min

方案1选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为28.26o但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。

方案2选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。

传动系统（减速器）尺寸适中。

方案3选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为9.42。

对于展开式两级减速器（i=8〜60）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，选用方案2比较合理。

Y100L2-4型三相异步电动机的额定功率Pm=3kw,满载转速nm=1440r/minoill

《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—3电动机的安装及外型尺寸（单位mm）如下：

I）

160

140

28+0.009

-0.004

100

205

180

245

170

380

汁算及说明

结果

查得电动机电动机基本参数如下：

中心高//=100mm,

轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径D=28（專器）mm,

轴伸出部分长度E=60mm°

3.2传动比的分配

带式输送机传动系统的总传动比i=14・13

由传动系统方案可知

G=，34=1

因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比

L-1-14.13

为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、

齿面硕度HBSW35O,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，

取高速级传动比

/12=庐T=V1.3x28.26=4.286

低速级传动比

J.297

-/124.286

传动系统各传动比分别为

/01=1弟=4.286i23=3.297i34=1

/l2=4.286

山二3.297

3.3传动系统的运动和动力参数计算

取电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴、中速轴为2轴、低速轴3轴，

带式输送机滚筒轴为4轴。

各轴的转速如下

n（）=nm=1440广/min

nQ1440lyl.n,•

n.=—==1440r/min

n.1440t・

n^=—==336r/min

2z124.286

计算及说明

结果

_336一3.297

«2一几-如

=102/7min

一=102/7min

计算出各轴的输入功率

P0=Pr=2.4884RW

£=*〃（）]=2.4884x0.99=2.4635EW

鬥=片％=2.4635x0.9702=2.390MW呂=创23=2.3901x0.9702=2.31S9kW

£=P皿=2.3189x0.9801=2.2728kW计算出各轴的输入转矩

4884

A=95509550x-——=16.50N•加

01440

7]=%1%1=16.50x1x0.99=16.34N•加

T2=7；/I2712=16.34x4.286x0.9702=67.957V-m厶=口23〃23=67.95X3.297X0.9702=217.36N•加7；=皿人=217.36x1x0.9801=213.03N•m运动和动力参数的计算结果如下表格所示：

轴号

电动机

两级圆柱齿轮减速器

工作机

0轴

1轴

2轴

3轴

4轴

转速n（r/min）

1440

336

102

功率P（Kw）

2.4884

2.4635

2.3901

2.3189

2.2728

转矩T（N・m）

16.50

16.34

67.95

217.36

213.03

两轴联接、传动件

联轴器

齿轮

联轴器

传动比i

4.286

3.297

传动效率n

0.99

0.9702

0.9801

（注：

除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。

）

4.减速器齿轮传动的设计计算

4」高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

1、初选精度等级、材料及齿数

（1）材料及热处理：

选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS,大

齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBSo

（2）齿轮精度：

7级

（3）初选小齿轮齿数zl=24,大齿轮齿数z2=103

（4）初选螺旋角3=14°

（5）压力角a=20°

a=20

2、按齿面接触疲劳强度设计

（1）•由《机械设计•・（高等教育出版社第九版）》式（10・24）试算小齿轮分度

圆直径，即

"V%-〔飞厂丿

确定公式中的各参数值。

试选载荷系数KHt=1.0o

由式（10-23）可得螺旋角系数乙山

Zp=Jcos0=Jcosl4°=0.985

计算小齿轮传递的转矩：

9.55x旳=9.55x106x2.4635十34"N・m

1q1440

由图10-20查取区域系数Z”=2.433。

由表10-7选取齿宽系数此=1。

由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa,,2o

由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数乙

久=arctan（tanan/cos/?

）=arctan（tan20/cos14）=20.562

©]=arccos[z（cosa!

/（z,+2/匚cos/?

）]=arccos[24xcos20.562/（24+2x1xcos14）]=29.974

ait2=arccos[z2cosaf/（z2+2//*,cos0）]=arccos[103xcos20.562/（103+2x1xcos14）]=23.223

£a=k|（tana亦tan%）+勺（tanai2-tanat）]/2龙

=[24x（tan29.974-tan20.562）+103x（tan23.223°-tan20.562）]/2兀=1.655

%=①招tanpin=lx24xtanl47^=1.905

计算及说明

结果

=0.666

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前段数据准备。

圆周速度V

V===1・S

60x100060x1000

齿宽b

b=①Mu=1x24.353=28.353mm

2）计算实际载荷系数Kh。

查得使用系数Ka=\.

根据v=2.183m/s,7级精度,由图10-8查得动载荷系数Kv=1.08o齿轮的圆周力=27；/=2x1.634x104/28.353=1.131x103N,

KAFa/b=1x1・131x"/28.353=41.47V/nun<100N/mm,

查表10・3得齿间载荷分配系数K〃&=1・4。

由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，

K〃0=l・414。

其载荷系数为

Kh=KaKvKUaKHp=1x1.08x1.4x1.414=2」38

3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

4=34.107〃血

3/77入…3/2J38

〃-28.353xJ-34・107呦

叫=cos/7/Zj=34.107xcos14/24=1.3S2mm

3、按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即

1）确定公式中的各参数值试选载荷系数Kh=1.3由式（10-19）,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数｝;

Pb=arctan（tanpcos）=arctan（tan14cos20.562）=13.140sav=£a!

cos2fib=1.655/cos213.140=1.728

Y£=0.25+0.75/£av=0.25+0.75/1.728=0.684

由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数*

B14」

%一1匂Tl・905x-0.778

目p120120

YY计算瞥

［刁］

由当量齿数"昭曲"24/曲14=26.27查图心门得齿形系数

［©J=304MPa

［巧丄=239MPa

Zv2=5cosp=103/cos14=112.75

=2.62.鴛2=2.18。

由图10-18查得应力修正系数=1.6、乙边=1&1。

由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限crrhml=500MPa；大齿轮的弯

曲强度极限叽2=380MPa。

由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K加=0.85、K阳2=0.88。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-14）

61_K/wSiimi_0.85x500_和讪卩3

L71S1.4

Kg。

八o0.88x380

［仃1—FN2Fhni2——

\2-■,yivii^a

S1.4

设计及说明

结果

2.62x1.6=ooi38

304

吟_2.18x1.81_o0]65

0』239

因为大齿轮的萨■大于小齿轮，所以取牡.=舍伞=00165

0訂[叭

2）试算模数

忏计歼V02x1.3x1.634x1（^x0.684x0.778x^14沏““85湎

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度V

〃］=mntZi=0.858x24〃伽=20.592加加

v=吶/x20.592xl440必“ms

60x100060x1000

②齿宽b

h=①/A=1x20.592/77//?

=20.592mm

③宽高比b/力。

h=Qh：

+c）mt=（2xl+0.25）x0.858mm=1.931mm

Z>//i=20.592/1.931=10.66

2）计算实际载荷系数K‘.

①根据u=1.553/w/5,7级精度，由图10-8查得动载系数心=1.03。

②由7；!

=27；/=2x1.634x104/20.592N=1.587x1032V

KaFtx/b=1X1.587X103/20.592N/mm=77.IN/nun<100N/mm

查表10-3得齿间载荷分配系数K,a=\A.

③由表10-4用插值法查得K“=1.413,结合b/h=10.66査图10-13可得

KM=1・32。

则载荷系数为Kf=KAKvKFaKFff=1x1.03x1.4x1.32=1.988

3）由式（10-13）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

叫=mllt=0.858xf=1,037mm

由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决泄的承载能力，取由弯曲疲劳强

度算得的模数mT・037mm并从标准中就近取叫=1・5〃〃触而齿而接触疲劳强度所决立的承

载能力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆宜径J,=34.107/n/n来计算

计算及说明

结果

103

取勺=22则大齿轮的齿数乙=口=——x22=94.42,取z严95,两齿轮齿数互为

Z]=22

乙=95

质数。

4•儿何尺寸计算

⑴计算中心距

（z.+z（22+95）xl.5“

a=」__也丄=二90・44加〃？

2cosP2xcos14

a=90mm

0=12.839°

考虑模数从l・037mm增大圆整至2mm,为此将中心距圆整为90。

r/j=33.85?

n/?

J1A/T1C

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

rf2=146.15/Kn/

c（Z]+zJm“（22+95）x1.5…爪心

P=arccos—!

==arccos=12.839

2a2x90

（3）计算分度圆直径

叫22x1.5__o_

cL=—~~-==33.85〃〃”

=40mmb2=34mm

cospcos12.839

d,/叫二95x1.5二]46.15〃”

°cos0cos12.839

（4）计算齿轮宽度

b=①/]=1x33.85=33.85/n/w取b2=34〃〃”、勺=40〃〃”o

5.圆整中心距后的强度校核

齿轮副的中心距在圆整之后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。

（1）齿面接触疲劳强度校核

—_h,7]U+\777

%q①局•j“％宀

=pZ138xl.634xl0*22+95）+l辺朴吨航知心咖Y1x39.853（22+95）

a=90〃〃〃

=319MP“v[b〃]

满足齿面接触疲劳强度条件

0=12.839

=125（X20"

（2）齿根弯曲疲劳强度校核

2心轨⑺与cos2ft2x13x1.634x104x2.18x1.81x0.684x0.778xcos212.839

%1x222x1.53

=I04MPcv[o>h

2心仏YfJsJ^pcos2p_2xl.3xl.634x104x2.18x1.81x0.69lx0.78xcos212.839

吒衬曲1x222xL53

=112MPcv[6]2

6.主要设计结论

齿数召=22、Z2=95,模数加”=1.5，压力角«=20，螺旋角

0=12.839=1250'20”变位系数召=兀=0,中心距a=90nun,齿宽b{=40mm,b2=34mm.小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。

齿轮按照7级精度设计。

齿顶圆大齿轮齿顶圆直径da<\60mm,做成实心式齿轮。

4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算

1初选精度等级.材料及齿数

计算及说明

结果

材料及热处理：

选择小齿轮材料40Cr（训质），齿而硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿而硬度240HBS。

1）齿轮精度：

7级

2）初选小齿轮齿数zl=24,大齿轮齿数z2=79

3）压力角

2按齿而接触疲劳强度设计

（1）•由《机械设计•高等教育出版社第九版》式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即

u=20°

1）确定公式中的各参数值。

1试选载荷系数K〃=l・0。

2计算小齿轮传递的转矩：

7；=9.55xlO6P/也=9.55xl06x2.3901/336=6.79329x10°N•mm

3由图10・20査取区域系数Z〃=2.433=2.433。

4由表10-7选取齿宽系数①,=1.0

5由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa,/2

6由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数乙°

aa[=arccos国cosat/（z,+2h；）]=arccos[24xcos20°/（24+2x1）]=29.841°

aal=arccos[z2cosat/（z2+2h：

）]=arccos[79xcos20°/（79+2x1）]=23.582°

£a=[z}（tantana）+z2（tanan2-tana）]/2兀⑧计

=[24x（tan29.841°-tan20°）+79x（tan23.582°-tan20°）]/2兀=1・714

±1^11=0.873

算接触疲劳许用应力b〃]

由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为巾向严600MM和叽=550A/Pa由式（10-15）计算应力循环次数：

7V,=60»1./4=60x336x1x（2x8x300x12）=1.161216xl09弘="/“=1.161216x109/（79/24）=3.822336x109

由图10-23查取接触疲劳寿命系数K加=0.92,K州2=°・90

取失效概率为临、安全系数S=1

[]==（）92x6（M）=522MPa

I“JIs1

[aH]2=仏呵足=09x550=495MPa

%1+1|

Zz厶

fl2xl.0x6.7933xl04（79/24）+1

'2.5x189.8x0.873]

—j1AA

Y1（79/24）

<495,

取Ish和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即==495MP"

2）计算小齿轮分度圆直径。

二49・873〃m

计算及说明

[aH]=495MPa

结果

调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前段数拯准备。

圆周速度V。

勿2龙x49・873x336

v===0.877//?

60x100060x1000

齿宽"

b=①屛“=1x49.837=49.837加加

2）计算实际载荷系数

①査得使用系数Ka=i。

②根据v=o.877m/s、7级精度，査得动载荷系数心=1.0。

③齿轮的圆周力

你=27；/du=2x6.79329

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