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二级减速器课程设计完整版 目录 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 (25) 6. 箱体的设计 (28) 6.1箱体附件 (28) 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) 1. 设计任务 1.1设计任务 设计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：900F N = 输送带带速： %2.4(4)/v m s =± 滚筒直径： 450mm 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380/220V 。 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： 带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速 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 3.1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380V 。 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 900 2.4 2.1610001000w Fv P kW ?= 设：4w 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率； c 联轴器效率，c =0.99（见机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表31）； g 闭式圆柱齿轮传动效率，g =0.98（同上）； b 滚动轴承（一对球轴承），b =0.99（同上）； cy 输送机滚筒效率，cy =0.96（同上）。 估算传动装置的总效率 011223344= 式中 010.99c = 120.990.980.9702b g =?= 230.990.980.9702b g =?= 340.990.990.9801b c =?= 40.990.960.9504w b cy =?= 传动系统效率 0112233440.990.97020.97020.98010.95040.8680=?= 工作机所需要电动机功率 2.16 2.48840.8680 w r P P kW = P w =2.16k W 传动总效 率 =0.8680 Pr=2.4884kW 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Pr 。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表32所列Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选P m P r 条件的电动机额定功率P m 应取为3kW 。 3.1.2确定电动机转速 由已知条件计算滚筒工作转速 3 2.460 101.91/min 3.1445010w v n r d -?=? 传动系统总传动比m w n i n = 由机械设计（高等教育出版社）表181查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为 i=860，故电动机转速的可选范围为 (860)101.91815.286114.6/min m w n in r =?= 由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表32可以查得电动机数据如下表： 方案 电动机型号 额定功率（kw ） 满载转速(r/min) 总传动比 1 Y100L- 2 3 2880 28.26 2 Y100L2-4 3 1440 14.13 3 Y132S-6 3 960 9.42 通过对以上方案比较可以看出： 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28.26。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=860）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P m =3kw ，满载转速n m =1440r/min 。由机械设计 课程设计（西安交通大学出版社）表33电动机的安装及外型尺寸（单位mm ）如下： A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 160 140 63 28+0.009 -0.004 60 8 24 100 12 205 205 180 245 170 380 P m =3kW 电动机 Y100L2-4 型 电动机转速 n m =1440 r/min 总传动比i=14.13 查得电动机电动机基本参数如下： 中心高100mm H =， 轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径0.009 0.00428()mm D +-=， 轴伸出部分长度60mm E =。 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 01341i i = 因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比 0134 14.13i i i i = = 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、齿面硬度HBS 350,、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 1.3 1.328.26 4.286i i =?= 低速级传动比 231214.13 3.2974.286 i i i = = 传动系统各传动比分别为 011i = 12 4.286i = 23 3.297i = 341i = 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 01440/min m n n r = 010*/min 1 n n r i = = 12121440336/min 4.286 n n r i = 12 4.286i =23 3.297 i = 2323336102/min 3.297n n r i = 3434102102/min 1 n n r i = 计算出各轴的输入功率 0 2.4884r P P kW = 1001 2.48840.99 2.4635P P kW =?= 2112 2.46350.9702 2.3901P P kW =?= 3223 2.39010.9702 2.3189P P kW =?= 4334 2.31890.9801 2.2728P P kW =?= 计算出各轴的输入转矩 000 2.4884 9550955016.501440P T N m n =?=? 10010116.5010.9916.34T T i N m =?=? 21121216.34 4.2860.970267.95T T i N m =?=? 32232367.95 3.2970.9702217.36T T i N m =?=? 433434217.3610.9801213.03T T i N 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 1440 336 102 102 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 齿轮 联轴器 传动比i 1 4.286 3.297 1 传动效率 0.99 0.9702 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 4.1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240HBS 。 (2) 齿轮精度：7级 (3) 初选小齿轮齿数z 1=24, 大齿轮齿数z 2=103 (4) 初选螺旋角=14° (5) 压力角=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 32 1112? ? ?+?H E H d Ht t Z Z Z Z u u T K d 确定公式中的各参数值。 试选载荷系数K Ht =1.0。 由式（10-23）可得螺旋角系数Z 。 0.98514cos cos =?=Z 计算小齿轮传递的转矩： 6641 119.55109.5510 2.4635 1.634101440P T N mm n ?=? 由图10-20查取区域系数 2.433H Z =。 由表10-7选取齿宽系数1=d 。 由表10-5查得材料的弹性影响系数1/2E 189.8MPa Z =。 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z at111at222arctan(tan /cos )arctan(tan 20/cos1420.562 arccoscos /(2cos )arccos24cos20.562/(2421cos14)29.974arccoscos /(2cos )arccos103cos20.562/(10321c t n t an t an z z h z z h *=+=?+?=+=?+?）''1122d 1os14)23.223 (tan -tan )(tan -tan )/2 24(tan 29.974-tan 20.562)103(tan 23.223-tan 20.562)/2 1.655 tan /124tan14/ 1.905 a at t a t z z z =+=?+?=?= 20= 4-4-1.655 1.905 (1-)(1-1.905)0.66633 1.655 z =+=+= 计算接触疲劳许用应力H 由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为lim1600H MPa =和 lim2550a H MP = 由式（10-15）计算应力循环次数： 911606014401(2830012) 4.97710h N n jL =?=? 9921/ 4.97710/(103/24) 1.16010N N u =?=? 由图10-23查取接触疲劳寿命系数10.89HN K = 20.92HN K =。 取失效概率为1%、安全系数S=1 1lim110.89600 =534a 1HN H H K MP S ?= 2lim220.92550 =506a 1 HN H H K MP S ?= 取1H 和2H 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2506H H MPa = 计算小齿轮分度圆直径。 3 13 2 42 H 12 1.0 1.63410(103/24)1 2.433189.80.6660.9851(103/21··24)50624.353H E d H t t Z Z Z Z K T u u d mm ?+? + ? ? ?=? ?= （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 1124.3531440 1.836/601000601000t d n v m s ?=? 齿宽b 1124.35328.353d t b d mm =?= 2）计算实际载荷系数K H 。 查得使用系数1A K =。 根据v=2.183m/s 、7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.08。 齿轮的圆周力43112/2 1.63410/28.353 1.13110t t t F T d N =?=?， 31/1 1.13110/28.35341.4/100/A t K F b N mm N mm =?=<， 0.666 z = 506H MPa = 查表10-3得齿间载荷分配系数 1.4H K =。 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，1.414H K =。 其载荷系数为 1 1.08 1.4 1.414 2.138H A V H H K K K K K =?= 3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 3311 2.13828.35334.1071.3 H t Ht K d d mm K =?= 11cos /34.107cos14/24 1.382n m d z mm =?= 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-20）试算齿轮模数，即 2 3 12 1 2cos ( )Ft Fa sa nt d F K TY Y Y Y m z ? 1）确定公式中的各参数值 试选载荷系数 1.3Ft K = 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y 22arctan(tan cos )arctan(tan14cos 20.562)13.140 /cos 1.655/cos 13.140 1.728 0.250.75/0.250.75/1.7280.684 b t v b v Y =+=+= 由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y 14 11 1.9050.778120 120 Y =-=-? = 计算 Fa sa F Y Y 由当量齿数 33113 3 22/cos 24/cos 1426.27cos 103/cos 14112.75v v z z z z =，查图10-17得齿形系数 1 2.62Fa Y =、2 2.18Fa Y =。 由图10-18查得应力修正系数sa1 sa 21.6 1.81Y Y =、。 由图10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1500MPa F =；大齿轮的弯 曲强度极限MPa 3802lim =F 。 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数10.85FN K = 、20.88FN K =。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14） 1lim11085500 304MPa 1.4FN F F K . S ?= 2lim 22088380 239MPa 1.4FN F F K . S ?= 134.107d mm = 1304MPa F =2239MPa F = a1sa1 1 a2sa2 2 2.62 1.6 0.01383042.18 1.81 0.0165 239 F F F F Y Y Y Y ?=?= = 因为大齿轮的 a sa F F Y Y 大于小齿轮，所以取 a sa a2sa2 2 0.0165F F F F Y Y Y Y = = 2）试算模数 2 233 41a a 221 1.63412cos 2 1.30.6840.778cos 140.01650.8581240Ft F S nt d F K TY Y Y Y m mm z ?=?= ? ? ? (2) 调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v 110.8582420.592nt d m z mm mm =?= 1120.5921440 / 1.553/601000 601000 d n v m s m s ?= = =? 齿宽b 1120.59220.592d b d mm mm =?= 宽高比/b h 。 (2)(210.25)0.858 1.931a t h h c m mm mm *=+=?+?= /20.592/1.93110.66b h = 2）计算实际载荷系数F K 根据 1.553/v m s =，7级精度，由图10-8查得动载系数 1.03v K =。 由431112/2 1.63410/20.592 1.58710t F T d N N =?=? 31/1 1.58710/20.592/77.1/100/A T K F b N mm N mm N mm =?=< 查表10-3得齿间载荷分配系数 1.4F K =。 由表10-4用插值法查得 1.413H K =,结合/10.66b h = 查图10-13可得 1.32F K =。 则载荷系数为1 1.03 1.4 1.32 1.988F A V F F K K K K K =?= 3）由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 33 1.988 0.858 1.037mm 1.3 F n nt Ft K m m mm K =?= 由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm 并从标准中就近取 1.5n m mm =；而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径134.107d mm =来计算小齿轮的齿数，即11cos /34.107cos14/1.522.06n z d m =?= 取122z =则大齿轮的齿数21103 2294.4224 z uz =?=， 取295z =,两齿轮齿数互为质数。 4.几何尺寸计算 (1)计算中心距 12(z +z )m (2295) 1.5 = =90.442cos 2cos14 n a mm +? 考虑模数从1.037mm 增大圆整至2mm ，为此将中心距圆整为90。 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 12(z z )m (2295) 1.5 cos cos 12.8392290 n arc arc a +?=? (3)计算分度圆直径 112222 1.5 = =33.85cos cos12.839 95 1.5=146.15cos cos12.839 n n z m d mm z m d mm ? (4)计算齿轮宽度 1133.8533.85d b d mm =?= 取234b mm =、140b mm =。 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 143 3 121 ··2 2.138 1.63410(2295)1 2.45189.80.6610.984139.85(2295)319 t H H E d H K T u Z Z a d Z Z u MP += ?+=?+=< 满足齿面接触疲劳强度条件 (2) 齿根弯曲疲劳强度校核 221a 4a 123 23 11 2cos 2 1.3 2.18 1.810.6840.778cos 12.839 1221. 1.510634104Ft F S F d n F K T Y Y Y Y z m MPa ?= =?=<? 221a a 223 23 142cos 2 1.3 2.18 1.810.6910.78cos 12.839 122 1.5112 1.6342 10Ft F S F d n F K T Y Y Y Y z m MPa ?= = ?=<? 6.主要设计结论 齿数122z =、295z =，模数 1.5n m =，压力角20=，螺旋角12.8391250'20''=变位系数120x x =，中心距90a mm =，齿宽1240,34b mm b mm =。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160a d mm ，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 122z = 295z = 90a mm = 12.839= 12=33.85=146.15d mm d mm 140b mm = 234b mm = 90a mm = 12.8391250'20'' =