二级减速器设计.docx

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二级减速器设计

目录

一、前言1

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择

2、确定电动机的功率

3、确定电动机转速

三、运动参数及动力参数计算

1、总传动比2

2、减速器传动比

3、计算各轴转速

4、计算各轴的功率

5.计算各转轴转矩

四、V带传动的设计计算3

五、斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

（一）高速级齿轮传动设计计算

（二）低速级齿轮传动设计计算

六、轴的设计计算

（一）轴Ⅰ的设计计算

（二）轴Ⅲ的设计计算

（三）轴Ⅱ的设计计算与弯扭强度校核

七、滚动轴承的选择与校核

（一）轴Ⅰ上轴承的选择与校核

（二）轴Ⅱ上轴承的选择与校核

（三）轴Ⅲ上轴承的选择与校核

八、键连接的选择和校核

（一）V带处的键

（二）齿轮2处的键齿轮3处的键

（三）齿轮4处的键联轴器上的键

九、联轴器的选择

十、箱体的主要结构尺寸的设计

十一、齿轮、轴承的润滑方法及润滑材料

设计小结

参考文献

一、前言

铸造车间型砂带式运输机的传动装置设计

（1）工作条件：

装置单向传送，载荷较平稳，空载启动，使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，输送带速度容许误差为±5%。

（2）原始数据：

滚筒轴转矩T=700N·m；输送带速度V=0.63m/s；

滚筒直径D=300mm。

方案一方案二

齿轮传动效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定，而V带传动结构简单、传动平稳、能够缓冲吸振。

根据工作条件选择方案一。

二、电动机的选择

1.电动机类型和结构型式的选择：

按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。

2.确定电动机的功率：

（1）电动机功率：

Pw=T·nw/9550·ηw=700×40.127/9550×0.94=3.13KW

（2）传动装置的总效率：

η=η1·η22·η33·η4

=0.96×00.972×0.983×0.99×0.99

=0.842

查[2]表1–7

带传动效率η1=0.96

齿轮传动效率η2=0.97

轴承传动效率η3=0.98

联轴器传动效率η4=0.99

（3）电机所需的工作功率：

Pd=Pw/η

=3.130/0.842

=3.717KW

所以电动机额定功率为4KW。

3.确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

nw=60×1000V/πD

=60×1000×0.63/π×300

=40.13r/min

查[2]表13–2，V带传动比：

i1=2~4,查[2]表13–5二级圆柱齿轮传动比：

i2=8~40

总传动比i=i1·i2=（2~4）·（8~40）=16~160

电动机转速的可选范围为n0=i·nw=（16~160）×40.13=（642.72~6420.72）r/min

所以查[2]表12–1选Y112M–4行电动机额定功率P=4KW

同步转速n=1500r/min

满载转速nm=1440r/min

三、运动参数及动力参数计算

1.总传动比i=nm/nw=1440/40.127=35.886

2.减速器传动比i2=i/i1=35.886/2.2=16.312

因为i2=i0·i0′=（1.3～1.5）i0′2=1.4×i0′2所以i0′=3.4i0=3.4×1.4=4.76

3、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1440/2.2=654.5（r/min）

nII=nI/i0=654.5/4.76=137.5（r/min）

nⅢ=nII/i0′=137.5/3.4=40.4（r/min）

4、计算各轴的功率（KW）

P0=Pd=4KW

PI=Pd·η1·η3=4×0.96×0.98=3.76KW

PII=PI·η2·η3=3.76×0.97×0.98=3.57KW

PⅢ=PII·η2·η3=3.57×0.97×0.98=3.39KW

5、计算各轴转矩

Td=9.550Pd/nd=9550×4/1440=26.53N•m

TI=Td·V带·η1·η3=26.53×2.2×0.96×0.98=54.91N•m

TII=TI·i0·η2·η3=54.91×4.76×0.97×0.98=248.46N•m

TⅢ=TII·i0′·η2·η3=248.46×3.4×0.97×0.98=803.03N•m

滚筒轴T′=TⅢ·η4·η滚筒=803.03×0.99×0.96=763.19N•m

功率KW转速r/min转矩N•m

电动轴4144026.53

Ⅰ轴3.76654.554.91

Ⅱ轴3.57137.5248.46

Ⅲ轴3.3940.44803.03

滚筒轴3.2240.127763.19

四、V带传动的设计计算

（1）确定计算功率：

Pca=KA·P=1.2×4=4.8KW查[1]表8-7KA=1.2

（2）选择V带的带型：

从[1]图8-11选取A型带

（3）确定带轮基准直径，并验算带速

查[1]表8-6，8-8

①   确定小带轮的基准直径dd1=100mm

②   计算大带轮的基准直径dd2

③   dd2=i1dd1=2.2×100=220mm

根据[1]8-8圆整取dd2=224mm

（4）确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld

①由式0.7（dd1+dd2）

a0

2（dd1+dd2）

即0.7（100+224）a02（100+224）=648mm

取a0=400mm

②计算相应的带长Ld0

Ld0

2a0+

•（dd1+dd2）（dd2-dd1）2•

=2+（100+224）+=1316.88mm

带的基准长度Ld根据Ld0由表8—2选取Ld=1250mm

③计算中心距a及其变动范围

传动的实际中心距近似为a≈a0+=400+=366.6mm

中心距变动范围：

amin=a-0.15Ld=366.6-0.0151250=347.85mm

amax=a+0.03Ld=366.6+0.031250=404.1mm

（5）验算小带轮上的包角α1

α1≈180°-（dd2-dd1）=180°-（224-100）

=160.6°≥90°

（6）确定带的根数

Z===

查[1]表8—5得：

=0.95，查[1]表8—2得：

=0.93，查[1]表8—4b得：

=0.17

查[1]表8—4a得：

=1.14+=1.31KW带轮的材料为HT200，因为小带轮直径d1=100mm，大带轮直径d2=224mm小带轮为腹板式，大带轮为孔板式。

查[1]表8—10，取bd=11.0，hamin=2.75，hfmin=8.7，e=15±0.3，fmin=9

（7）确定带传动的初拉力F0

（F0）min=500+qv2=+0.1=136.15N

查[1]表8—3得：

q=0.10kg

（8）计算带传动的压轴力Fp

Fp=2z（F0）minsin=2

五、斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

（一）高速级齿轮传动设计

1、精度等级材料及齿数

①按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动

②根据工作环境，故选用7级精度

③材料选择。

由[1]表10—1选择小齿轮45钢（调质），硬度为250HBS。

大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS.二者材料硬度差为30HBS

④选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=4.7620=95.295

⑤选取螺旋角。

初选螺旋角=15°

2、按齿面接触强度设计

按式

（1）、确定公式内的各计算数值。

①试选载荷系数kt=1.6。

②由[1]图10-30选取区域系数ZH=2.425

③由[1图10-26查得=0.74=0.85则=0.74+0.85=1.59

④计算小齿轮传递的转矩：

T1===5.486105N•m

⑤查[1]表10-7选取齿宽系数d=1

⑥查[1]表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

⑦由[1图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hmin=570MPa

大齿轮的接触疲劳强度极限Hmin=610MPa

⑧设计应力循环次数

N1=60n1jLh=60654.511030028=1.885109

N2==3.96108

⑨由[1图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92KHN2=0.95

⑩计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1

[]1==0.92570=524.4MPa

[]2==0.95610=579.5MPa

[]===551.95MPa

（2）计算

①试算小齿轮分度圆直径d1t,有计算公式得

d1t=45.39mm

②计算圆周速度V：

V==1.55

③计算齿宽b及模数mnt

b==145.39=45.39mm

mnt===2.19mm

h=2.25mnt=2.252.19=4.93mm

==9.2

④计算纵向重合度

=0.318Z1=1.7

⑤计算载荷系数K

查[1]表10-2得使用系数KA=1，根据V=1.55，7级精度，由[1图10-8查得动载荷系数KV=1.1;由[1]表10-4查得=1.419;由[1图10-13查得=1.34;由[1]表10-3查得=1.4故载荷系数

K=KAKV=

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1=d1t=45.39=50.39mm

⑦计算模数mn

mn===2.43mm

3、按齿根弯曲强度设计

由式mn

（1）确定公式内各计算数值

1计算载荷系数K=KAKV=11.11.41.34=2.06

2根据纵向重合度=1.7从[1]图10-28查得螺旋角影响系数=0.87

3计算当量齿数ZV1===22.198ZV2===105.43

4查取齿形系数

由[1]表10-5查得YFa1=2.715YFa2=2.177

5查取应力校正系数

由[1]表10-5查得YSa1=1.571YSa2=1.794

6由[1]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=450

大齿轮的弯曲疲劳强度极限=430

7由[1]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9KFN2=0.95

8计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

[]1===289.29

[]2===291.79

9计算大、小齿轮的并加以比

==0.015==0.013

小齿轮的数值大

（2）设计计算

mn=

=1.62mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm，已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.39mm来计算应有的齿数。

于是由

Z1===24.3

取Z1=24则Z2=i0Z1=4.7624=114

4.几何尺寸计算

（1）计算中心距a===142.87mm

将中心距圆整为143mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arc=arccos=15.19°

因值变化不大，故参数，,ZH等不必修正

（3）计算大小齿轮的分度圆直径

===49.74mm===236.26mm

（4）计算齿轮宽度

b==149.74=49.74mm

圆整后取B2=50mmB1=55mm

（5）主要几何参数和几何尺寸计算结果

结果

项目

模数

mn=2mm

齿数

Z1=24Z2=114

螺旋角

15.19°

分度圆直径

49.74mmd2=236.26mm

齿顶圆直径

=d1+2mn=49.74+22=53.74mm

=d2+2mn=236.26+22=240.26mm

齿根圆直径

=d1-2.5mn=49.74-2.52=44.74mm

=d2-2.5mn=236.26-2.52=231.26mm

中心距

a=143mm

齿宽

=55=50

（二）低速级齿轮传动设计计算

1、精度等级材料及齿数

①按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动

②据工作环境，故选用7级精度

3料选择。

在同一减速器各个小齿轮（大齿轮）的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少才来哦品种和工艺要求，故查[1]表10—1选择小齿轮45钢（调质），硬度为250HBS。

大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS.二者材料硬度差为30HBS

4选小齿轮齿数Z3=30，大齿轮齿数Z4=3.423

⑤选取螺旋角。

初选螺旋角=15°

2、按齿面接触强度设计

按式

（1）、确定公式内的各计算数值。

①试选载荷系数kt=1.6。

②由[1]图10-30选取区域系数ZH=2.425

③由[1图10-26查得=0.76=0.815则=0.76+0.815=1.575

④计算小齿轮传递的转矩：

T2===2.48105N•m

⑤查[1]表10-7选取齿宽系数d=1

⑥查[1]表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

⑦由[1图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hmin=570MPa

大齿轮的接触疲劳强度极限Hmin=610MPa

⑧设计应力循环次数

N3=60n2jLh=60137.511030028=3.96108

N4==1.165108

⑨由[1图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95KHN2=0.98

⑩计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1

[]3==0.95570=541.5MPa

[]4==0.98610=597.8MPa

[]’===569.65MPa

（2）计算

①试算小齿轮分度圆直径d1t,有计算公式得

d3t=75.225mm

②计算圆周速度V：

V==0.541

③计算齿宽b’及模数mnt

B’==175.225=75.225mm

mnt===3.159mm

h=2.25mnt=2.253.159=7.11mm

==10.58

④计算纵向重合度

=0.318Z3=1.96

5算载荷系数K

查[1]表10-2得使用系数KA=1，根据V=0.54，7级精度，由[1图10-8查得动载荷系数K’V=1.03;由[1]表10-4查得=1.425;由[1图10-13查得=1.35;由[1]表10-3查得=1.4故载荷系数

K’=K’AK’V=

6实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

D3=d3t=75.225=81.703mm

7算模数mn

mn===3.431mm

3、按齿根弯曲强度设计

由式mn

（1）确定公式内各计算数值

①计算载荷系数K’=K’AK’V=11.031.41.35=1.947

②根据纵向重合度=1.7从[1]图10-28查得螺旋角影响系数=0.87

③计算当量齿数ZV3===25.527ZV4===86.57

④查取齿形系数

由[1]表10-5查得YFa3=2.61YFa4=2.207

⑤查取应力校正系数

由[1]表10-5查得YSa3=1.593YSa4=1836

⑥由[1]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=450

大齿轮的弯曲疲劳强度极限=430

⑦由[1]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.95KFN4=0.98

⑧计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

[]3===305.36

[]4===301

8计算大、小齿轮的并加以比

==0.014==0.013

小齿轮的数值大

（2）设计计算

mn==2.34mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=3mm，已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=81.703mm来计算应有的齿数。

于是由

Z3===26.3

取Z1=26则Z2=i'0Z3=3.426=88

4.几何尺寸计算

（1）计算中心距a’===177.04mm

将中心距圆整为177mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arc=arccos=15.01°

因值变化不大，故参数，,Z’H等不必修正

（3）计算大小齿轮的分度圆直径

===80.75mm===273.32mm

（4）计算齿轮宽度

b==180.75=80.75mm

圆整后取B3=90mmB4=82mm

（6）主要几何参数和几何尺寸计算结果

结果

项目

模数

mn=3mm

齿数

Z3=26Z4=88

螺旋角

15.01°

分度圆直径

80.75mmd4=273.32mm

齿顶圆直径

=d3+2mn=80.75+23=86.75mm

=d4+2mn=273.32+23=279.32mm

齿根圆直径

=d3-2.5mn=80.75-2.53=73.25mm

=d4-2.5mn=273.32-2.53=265.82mm

中心距

a'=177mm

齿宽

=90=82

六、轴的设计计算

（一）轴Ⅰ的设计计算

1.选择轴的材料，正火处理，查[1]表15-1，硬度为110~217HBS，[]=55MPa

2.初步计算轴的最小直径dmin≥A0=120=21.49mm

查[1]表15-3A0=120

所以d1=dmin+5%dmin=21.49+5%21.49=22.56mm

取整d1=24mm

3.轴的结构设计

d1=24mmd2=d1+22=30mmd3=d2+5=30+5=35mm查[2]表6-7d4=44mmd6=d3=35mmd5=d6+3=38mm

=10mm=12mm查[2]表11-10得e=1.28=9.6=10mm

X1=-2=63.9-2=61.9mmX2=+e+40+3=23.25+9.6+40+3=75.85mm

=（l1+）-（T+）=48+8-22.75-10=23.25mm

X4=+b3+

查[2]表6-7T=22.75mmX3=T+12=22.75+12=34.75mmX5=b1-2=55-2=53mm

X6=++T=10+12+22.75=44.75mm

轴Ⅰ

（二）轴Ⅲ的设计计算

1.选择轴的材料，正火处理，查[1]表15-1，硬度为110~217HBS，[]=55MPa

2.初步计算轴的最小直径dmin≥A0=120=52.52mm

查[1]表15-3A0=120

所以d1=dmin+5%dmin=52.52+5%52.52=55.15mm

取整d1=56mm

3.轴的结构设计

d1=56mmd2=d1+24=62mmd3=d2+5=62+3=65mm查[2]表6-7d4=77mmd6=d3=65mmd5=d6+3=68mm

=10mm=12mm查[2]表11-10得e=1.28=9.6=10mm

查[2]表8-5L=84mm

X1=mmX2=+e+40+3=10+9.6+40+3=62.6mm

=（l1+）-（T+）=48+8-36-10=10mm

X4=+b2+

查[2]表6-7T=36mmX3=T+12=36+12=48mmX5=b4-2=82-2=80mm

X6=++T=10+10+36=68mm

轴Ⅲ

（三）轴Ⅱ的设计计算与弯扭强度校核

1.选择轴的材料，正火处理，查[1]表15-1，硬度为110~217HBS，[]=55MPa

2.初步计算轴的最小直径dmin≥A0=120=35.53mm

查[1]表15-3A0=120

所以d1=dmin+5%dmin=35.53+5%35.53=37.31mm

取整d1=40mm

3.轴的结构设计

d1=40mmd2=d1+3=43mmd3=d2+6=43+5=49mmd4=d2=43mmd5=d1=40mm

=10mm=12mm查[2]表11-10得e=1.28=9.6=10mm

X1==47.25mmX2=mm

=（l1+）-（T+）=48+8-25.25-10=20.75mm

X4=b3=88又轴Ⅰ可算得X3=14mm

查[2]表6-7T=25.25mmX5=X1=47.25mm

轴Ⅱ

轴Ⅱ弯扭强度校核计算

+（X1-2-a）=+（45.255-2-19.5）=48.75mm

==84mm

=68.75mm

查[2]表6-7得a=19.5mm

圆周力：

==2103.28N

==6153.81N

径向力：

===792.52N

===2318.76N

轴向力：

==2103.28=563.55N

==6153.81=1648.85N

水平：

-++-=0

-+6153.81+2103.28-=0①

=0--=0

-2103.28（）-6153.868.75=0②

由①②得=3694.05N=4563.04N

垂直：

+-+=0

+792.52-2318.76+=0①

=0+-+•=0

（）-2318.7668.75+563.55+1648.85=0②

由①②得=422.47N=1103.86N

作水平面弯矩图：

AB段：

=-（0

BC段：

=-（）+（0<<84mm）

CD段：

=-X3（0

作垂直面弯矩图：

AB段：

=（0

BC段：

=（）+MB-（0<<84mm）

CD段：

=X3+MC（0

MB=•=563.55=66.57N

MC=•=1648.85=66.57N

七、滚动轴承的选择与校核

（一）轴Ⅰ上轴承的选择与校核

1、选择型号30307

查[2]表6-7Cr=75200Na=16.8mm

齿轮1的分度圆直径d1=49.74mm

所以+X4+（-a）=+112+（34.75-16.8）=157.45mm

==53.54mm

===2207.88N

===832.7N

==2207.88=599.45N

2、求轴承径向载荷

水平面：

=0-=0

（157.45+53.54）-2207.8853.54=0①

-+=0

=0②

由①②得=560.26N=1647.26N

垂直面：

=0-=0

（157.45+53.54）-832.753.54-=0①

+-=0

+832.7-=0③

==599.45=14908.32M•mm②

由①②③得369.76N=462.94N

所以===822.52N

===1544.19N

+X2+a=+75.85+16.8=124.6mm

a+X4+X6+X5-a=34.75-16.8+112+53+44.75-16.8=210.9N

=0Fp-=0

1610.4