二级减速器讲解.docx

二级减速器讲解.docx

《二级减速器讲解.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级减速器讲解.docx（42页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

二级减速器讲解

机械设计毕业设计

姓名：

班级：

学号：

指导教师：

成绩：

1.设计目的2

2.设计方案3

3.电机选择5

4.装置运动动力参数计算7

5.带传动设计9

6.齿轮设计18

7.轴类零件设计28

8.轴承的寿命计算31

9.键连接的校核32

10.润滑及密封类型选择33

11.减速器附件设计33

12.心得体会34

13.参考文献35

1.设计目的

机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。

课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：

（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。

（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。

（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正

确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。

（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：

计算，绘图,查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。

2.设计方案及要求

据所给题目：

设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：

1

1

o

—输送带

2—电动机

2

3—V带传动

4—减速器

5—联轴器

技术与条件说明：

1）传动装置的使用寿命预定为10年每年按350天计算，每天

16小时计算；

2）工作情况：

单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温

度不超过35度；

3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；

4）运动要求：

输送带运动速度误差不超过5%;滚筒传动效率0.96；

5）检修周期：

半年小修，两年中修，四年大修。

设计要求

1）减速器装配图1张；

2）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写

4）相关参数:

F=3KN，V=1.5m/s，D=400mm。

3.电机选择

3.1电动机类型的选择

按工作要求和工作条件选用Y系列异步三相异步电动机。

其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。

3.2选择电动机的容量

工作机有效w功率Pw=F^,根据任务书所给数据f=3KN，

1000

V=1.5mS。

则有：

P二旦=3000".5=4.5KW

10001000

从电动机到工作机输送带之间的总效率为

.=14345

式中1，2，3，4，5分别为V带传动效率，滚动轴承效率，

齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。

据《机械设计手册》知

1=0.96，2=0.99,3=0.97,4=0.99,5=0.99,则有：

口乞=0.96疋0.994汉0.972疋0.99汉0.99

=0.85

所以电动机所需的工作功率为：

Pd二史二A!

=5.28KW

nZ0.85

取Pd=5.5KW

3.3确定电动机的转速

按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=8~40和带的传

动比I带=2~4，贝卩系统的传动比范围应为：

I\=|齿i带二（8~40）（2~4）=16~200

工作机卷筒的转速为

二71.7r/min

60x1000/60"000“.5

nw==

nD3.13400

所以电动机转速的可选范围为

nd=|、nw=（16~200）71.7r/min

=（1148~14340）r/min

符合这一范围的同步转速有960r/min,1440r/min和2900r/min三

种，查询机械设计手册（软件版）【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电

机的型号为Y132S-4.其满载转速为1440r/min,额定功率为5.5KW。

4.装置运动动力参数计算

4.1传动装置总传动比和分配各级传动比

1）传动装置总传动比丨'=兰=凹=20

nw71.7

2）分配到各级传动比

因为Ia=i带i齿已知带传动比的合理范围为2~4。

故取V带的传动比i°1=2则I齿二上=10分配减速器传动比，参考机械设计指导书图

i01

12分配齿轮传动比得高速级传动比i12以.70，低速级传动比为

10

i232.13

4.70

4.2传动装置的运动和动力参数计算

电动机轴：

转速：

no=144Or/min

输入功率：

P0=Pd=5.5KW

输出转矩：

T0=9.55106Pd=9.55忖5.5n01440

4

=3.610Nmm

I轴（高速轴）

转速：

n1=—1440r/min=720r/min

i带2

输入功率：

P1=P001二P01=5.50.96=5.28KW

输入转矩

「=9.55106上=9.551°6^=7104Nmmni720

H轴（中间轴）

转速：

n2=

_n1720

153.2r/mini124.7

输入功率:

P2=P112二P123=5.280.990.97

=5.1KW

输入转矩：

P2651

T2=9.55106-=9.55103.2105Nmm

n2153.2

皿轴（低速轴）

转速：

n3=

n2153.2

71.9r/min

i232.13

输入功率:

P3=P223=P22：

：

'3=5.10.990.97

=4.9KW

输入转矩:

T3=9.55106丛=9.55106竺6.5104Nmmn371.9

卷筒轴：

转速：

门卷=n3=71.9r/min

输入功率：

P卷=P334=P324=4.90.990.99

=4.8KW

输入转矩：

T卷二9.55106丛=9.55106上6.4104Nmm加71.9

各轴运动和动力参数表4.1

轴号

功率

（KW）

转矩（Nmm）

转速"in）

电机轴

5.5

4

3.6"。

1440

1轴

5.28

7.1"。

4

720

2轴

5.1

5

3.2"0

153.2

3轴

4.9

4

6.5"。

71.9

卷同轴

4.8

6.4"。

4

71.9

图4-1

5.带传动设计

5.1确定计算功率Pca

据［2］表8-7查得工作情况系数KA=1.1。

故有:

Pca=KAP=1.15.5=6.05KW

5.2选择V带带型

据pca和n有［2］图8-11选用A带。

5.3确定带轮的基准直径dd1并验算带速

（1）初选小带轮的基准直径dd1有［2］表8-6和8-8,取小带轮直径

dd1=125mm。

（2）验算带速V，有：

601000

兀xdd/n03.14汇125如440v=

601000

=9.42ms

因为9.42m/s在5m/s~30m/s之间，故带速合适

（3）计算大带轮基准直径dd2

dd2=i带dd1=212^=250mm

新的传动比i带二空=2

125

5.4确定V带的中心距a和基准长度Ld

（1）据［2］式8-20初定中心距ac=700mm

（2）计算带所需的基准长度

2

Ld0：

2a^-（dd1dd2）（dd；dd2）

24a°

3.14（250-125）2

-2700（250125）

24乂700

=1995mm

由［2］表8-2选带的基准长度Ld=2000mm

（3）计算实际中心距

（4）

中心局变动范围：

amin=a-0.015d=648mm

amax=a0.03d=738mm

5.5验算小带轮上的包角

057.300

:

=180-（dd2-ddi）166.9_90

a

5.6计算带的根数z

（1）计算单根V带的额定功率Pr

由dd^125mm和n^1440r/min查［2］表8-4a得

P0=1.92KW

据n0=1440r/min,i=2和A型带，查［2］8-4b得

P0=0.17KW

查［2］表8-5得K：

=0.96，Kl=1.03，于是:

pr=（P0+P0）KLK-

=（1.92+0.17）0.961.03=2.07KW

（2）计算V带根数z

故取3根

5.7计算单根V带的初拉力最小值（F0）min由［2］表8-3得A型带的单位长质量q=0.1°m。

所以

（F0）min=500（2.5-K：

區qv2

（2.5-0.96）6.052

=5000.19.42

0.96W.42

=180.6N

应使实际拉力F0大于（F0）min

5.8计算压轴力Fp

压轴力的最小值为：

a

（Fp）min=2z（F0）minsin2=23180.60.99

=1072.76N

5.9带轮设计

（1）小带轮设计

由Y132S电动机可知其轴伸直径为d=20mm,故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d0=42mm。

有[4]P622表14-18可知小带轮结构为实心轮。

（2）大带轮设计

大带轮轴孔取320mm,由[4]P622表14-18可知其结构为辐板式。

6.齿轮设计

6.1高速级齿轮设计

1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数

1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；

2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度;

3）材料的选择。

由［2］表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS;

4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=i12Zl得

Z2=112.8,取113；

2•按齿面接触疲劳强度设计

按公式:

（1）确定公式中各数值

1）试选Kt=1.3o

2）由［2］表10-7选取齿宽系数心1。

3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：

4

T1=710Nmm。

1

4）由［2］表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP'

5）由［2］图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限

CHlim1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim2=560MP。

6）由［2］图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95；

KHN2=1.05。

7）计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为100，安全系数S=1，有

^7h]1=KhnKhlim1=0.95580=551MP

KhN1CHlim1

[H]2=—S—MO5560=588MP

（2）计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入Lh］中较小的值

1）计算小齿轮的分度圆直径dit，由计算公式可得:

cht_2.323

1.竺弋105卫吨）2=66.7mm

4.7551

2）计算圆周速度。

3）计算齿宽b

b=dd1t=166.7=66.7mm

4）计算模数与齿高

667=2.78mm

24

齿高h=2.25mt=2.252.78=6.26mm

5）计算齿宽与齿高之比

6）计算载荷系数K

已知使用系数Ka=1，据v=1.54ms，8级精度。

由［2］图10-8

得Kv=1.07,Kh=1.46o由[2]图10-13查得Kf=1.40，由[2]

图10-3查得KH：

=KH=1

故载荷系数:

k=kvkakh：

kh

=11.0711.46=1.56

7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:

［J］

计算载荷系数。

K=KaKvKf：

Kf=11.0711.40

3）

由［2］表10-5查得YSa1=1.58,YSa2=1.80

FE1=330MP，大

6）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有:

YFaYsa

7）计算大、小齿轮的［“］，并加以比较

Ya1Ya1=2.651.58=0.01975

[rh212

YFa2Ysa2_

[二F]2

=2.171.8=0.0186

210

经比较大齿轮的数值大。

（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根

弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.5mm，已可满足弯曲疲劳强

度。

于是有：

Z1二虫=竺=28.36

m2.5

取Z1=28，贝卩Z2=h2乙=4.7X28=131.6

取z2=131，新的传动比i12止=4.68

28

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

*=mz=2.528=70mm

d2二mz2=2.5131=327.5mm

（2）计算中心距

（乙Z2）m（28131）2.5

a二-

22

=198.75mm

（3）计算齿轮宽度

b=ddi=170=70mm

B1=75mm,B2=70mm

5.大小齿轮各参数见下表

高速级齿轮相关参数（单位mm）表6-1

名称

符号

计算公式及说明

模数

m

2.5

压力角

a

«=20°

齿顶咼

ha

ha=h：

5=2.5

齿根高

hf

hf=（h：

+c\m=3.75

全齿高

h

h=（2汉h：

+c）m=5.62

分度圆直径

d1

d1=mZ1=70

d2

d2=mz2=327.5

齿顶圆直径

da1

da1=（乙+2h：

）m=75

da2

da2二（Z2+2h：

）=332.5

齿根圆直径

df1

=（W-2h：

-2f）

=63.75

df2

=亿-2h：

-2f）

=321.25

基圆直径

db1

二d1cox=65.78

db2

=d2co曲=307.75

中心距

a

（4+d2）_198.75

2

表6-1

6.2低速级齿轮设计

1•选定齿轮类型，精度等级，材料及模数

1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；

2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095

—88）

3）材料的选择。

由［2］表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS;

4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=i23

乙得Z2=51.12,取51；

2.按齿面接触疲劳强度设计

按公式:

心323：

1：

1*］）2

（1）确定公式中各数值

1）试选Kt=1.32）由［2］表10-7选取齿宽系数d=1

3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：

T2=3.2"05Nmm。

1

4）由［2］表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP°

5）由［2］图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限

-Hlim1=580MP;大齿轮的接触疲劳强度极限fim2=560MP。

6）由［2］图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07;

KHN2=1.13。

7）计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1°0，安全系数S=1，有

［几］1=Khn1Jlim1=1.07580=620.6MP

（2）计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入rh］中较小的值

1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得:

d1t-2.32

31.33.2105

4.27X

3.27

（189.8

（620.6

）2=104.3mm

2）计算圆周速度。

601000

3）计算齿宽b

d

b=dd1t=1104.3=104.3mm

4）计算模数与齿高

模数叶二虫二104.彳二4.35mm

z,24

齿高h=2.25m=2.254.35=9.79mm

b

5）计算齿宽与齿高之比h

b=10113=10.7

h9.79

6）计算载荷系数K。

已知使用系数KA=1，据v=0.51%,8级精度。

由［2］图10-8得Kv=1.03，KH=1.47O由［2］图10-13查得KF=1.38，由［2］图10-3查得K^=KH=1

故载荷系数：

K=KvKaI：

KH■

=1乂1.03乂1汇1.47=1.51

7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:

d1=d1t3K=104.331.51=109.6mm

\KtX1.3

8）计算模数mn

d1109.6„5

mn1=4.57mm

Z124

3.按齿根弯曲疲劳强度设计

按公式：

mn32KT；jFaYsaV*dZig］

（1）确定计算参数

1）计算载荷系数。

K=Ka。

K「Kf=11.0311.38

=1.42

2）查取齿形系数

由［2］表10-5查得YFa1=2.65,YFa2=2.224

3）查取应力校正系数

由［2］表10-5查得YSa1=1.58，Ysa2=1.766

4）由［2］图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极Cfe1=330MP，大

齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe2=310MP

5）由［2］图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95,KFN2=0.97

6）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有：

［6］1」卄曰=0.95330=223.9Mp

S1.4

7）计算大、小齿轮的d，并加以比较

Pf]

YFa1YSa1—2.65".58_00187

[Jh223.9.

YFa2Ysa2_2.224X1.766=00182&F】2214.8「.

经比较大齿轮的数值大。

（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根

弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=4mm,已可满足弯曲疲劳强度。

于是有:

Zi=d

1096=27.4

取Z1=27,则Z2J23Z!

=3.2727=88.29取z2=88

新的传动比i2^-88=3.26

27

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

*=mZ|=427=108mmd2二mz2=488二352mm

（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度

b=；d1=1108=108mm

B1=113mm,B2=108mm

5.大小齿轮各参数见下表

低速级齿轮相关参数表6-2（单位mm）

名称

符号

计算公式及说明

模数

m

4

压力角

a

a=20°

齿顶咼

ha

ha二haXm=4

齿根高

hf

hf=（h：

+c）m=5

全齿高

h

*

h=（2ha+c）m=9

分度圆直径

di

dl=mZ1=108

d2

d2二mz2=352

齿顶圆直径

dal

da1=（Zi+2ha）m=116

da2

da2=（z2*2ha）m=36C

齿根圆直径

dfi

=（乙_姑：

_2芒血

=98

df2

=342

基圆直径

db1

d1cos^=101.5

db2

d2cos。

=330.8

表6-2

7.轴类零件设计

7.1I轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

5

由前面算得P1=5.76KW,ni=440r/min,T1=1.310Nmm

2.求作用在齿轮上的力

Fr=Fttan=3625tan20=1319N

压轴力F=1696N

3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]

表15-3，取A0=110，于是得：

dmin=A03旦=110』570=26mm

片门“\440

因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm，

又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=32mm,查[4]P620表

14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，装配示意图7-1

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）1-11段是与带轮连接的其dIJI=32mm,l1」=76mm。

2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。

根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。

故取l^=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取d"』=35mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求

并据d"則=35mm，由轴承目录里初选6208号其尺寸为dDB=40mm80mm18mm故d川」V=40mm。

又右边采用轴肩定位取dw_v=52mm所以I心=139mm,d”」=58mm,1=12mm

4）取安装齿轮段轴径为d=46mm,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为75mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取I」=71mm。

齿轮右边％-忸段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d*=40mm。

取I心=46mm

（3）轴上零件的周向定位

齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。

按dI」由[5]P53表4-1

查得平键截面bh"08,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。

同时为了

保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为也，同样齿轮与轴的连接用平键14963，齿轮与轴之间的配合

n6

为HZ轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直

n6

径尺寸公差为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考［2］表15-2取轴端倒角为245.其他轴肩处圆觉角见图

5•求轴上的载荷

先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2

FrI

T

图7-2

现将计算出的各个截面的Mh,MV和M的值如下:

FNH1=1402NFNH2=1613NFnv1=2761NFNV2=864N