机械设计二级减速器说明书

目录课程设计任务书 (2)一、确定传动方案，选择电动机及计算运动参数 (3)二、齿轮传动的设计 (6)三、轴的设计 (17)四、滚动轴承的校核计算 (25)五、平键联接的选用和计算 (27)六、联轴器的选择计算 (38)七、润滑方式 (39)八、减速器附件 (30)九、设计小结 (31)参考资料目录 (33)机械设计课程设计任务书设计题目：设计带式运输机传动装置设计参数：运输带拉力F=2000N运输带的线速度V=1.5m/s驱动卷筒直径：mm=D300η要求传动效率：9>.传动尺寸无严格要求，中小批量生产使用期限八年，大修期3年，单班制工作，传动装置布置图一、设计要求：二、设计时间：开始：2014年5月15日结束：2014年6月28日指导教师：陈素学生姓名：王川一、确定传动方案，选择电动机及计算运动参数（一）方案选择根据传动装置的工作特性和对它的工作要求，并查阅相关资料，可选择两级展开式减速器传动方案，如图所示。

传动装置布置图（二）电动机的选择1.计算带式运输机所需功率kwFvp310005.120001000/=÷⨯==ωωη（ωη——工作机传动效率为1）2.初估电动机额定功率P电动机所需输出的功率kw pp wd49.0/3/===η3.选用电动机Y100L2-4三相异步电机P=3Kw)min(14201-⋅=rn m查资料[1]表（2.1）选用Y112M-4电动机，其主要参数如下: 电动机额定功率P 4kw 电动机满载转速m n 1440 电动机轴伸出端直径 28 电动机伸出端安装长度 60（三）传动比的分配及转速校核 1.总传动比运输机驱动卷筒转速min/541.95)30014.3/()5.1100060(/)100060(r Dv nw=⨯⨯⨯=⨯⨯=π 总传动比072.15541.95/1420/'===w m n n i 2.传动比分配与齿数比考虑两级齿轮润滑问题，两级齿轮应有相近的浸油深度。

参考资料[1]式（2.10）s f i i )3.1~2.1(=取s f i i 28.1=， 总传动比=i 15.072，经计算高速级传动比392.4=f i 低速级传动比431.3=s i因此闭式传动取高速级小齿轮齿数221=Z ， 大齿轮齿数97392.42212=⨯=Z =Z f i 齿数比409.422/97/121==Z Z =u 低速级小齿轮齿数283=Z大齿轮齿数97431.32834=⨯=Z =Z s i 齿数比464.328/97/342==Z Z =u 实际总传动比()274.152228/9797/132421=⨯⨯=Z Z Z Z ==u u i274.15464.39728409.49722243121===Z =Z ==Z =Z i u u3.核验工作机驱动卷筒的转速误差卷筒的实际转速28.94274.15/1440/'===i n n m w转速误差%5%3.1541.9528.94541.95'<=-=-=∆www w n n n n ，合乎要求（四）减速器各轴转速，功率，转矩的计算 1.传动装置的传动效率计算根据传动方案简图，并由资料[1]表（2.3）查出 弹性联轴器效率99.01=η8级精度圆柱齿轮传动效率含轴承效率97.02=η 运输机驱动轴一对滚动轴承效率98.03=η 故传动装置总效率904.099.098.097.097.099.043221=⨯⨯⨯⨯==ηηηηηη与估计值相近，电动机功率确定无误。

2.各轴功率计算带式运输机为通用工作机，取电动机额定功率为设计功率。

高速轴输入功率：kw p p 96.399.0411=⨯==η 中间轴输入功率：kw p p 84.3212==ηη 低速轴输入功率：P3=p 21ηηkw 726.32=η 3.各轴转速计算高速轴的转速：min /14401r n n m ==中间轴的转速：()1112min .605.326409.4/1440/-===r u n n 低速轴的转速：()113min .278.94274.15/1440/-===r i n n合乎要求总效率904.0=η4.各轴转矩的计算：高速轴转矩：mm N n p T ∙⨯=⨯⨯=⨯=10263.261440/96.31055.9109550361131中间轴转矩：mm N n p T ∙⨯=⨯⨯=⨯=10282.112605.326/84.31055.9109550362232低速轴转矩：mm N n p T ∙⨯=⨯⨯=⨯=10430.377278.94/73.31055.9331095503363各轴运功动力参数列入下表轴名称 功率kw 转速min /r 转矩mm N ∙ 高速轴 3.96 1440 26.263103⨯ 中间轴 3.84 326.605 112.282103⨯ 低速轴 3.7394.278377.430103⨯二、齿轮传动的设计（一）高速级齿轮传动设计计算 注：本部分所设计图表、公式均来自资料[2]1.选定齿轮类型、精度等级、材料 1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88） (见表10-8)3）材料选择 小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

4）小齿轮齿数221=Z ，大齿轮齿数972=Z 2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a)进行计算，即 []3211132.2⎪⎭⎫ ⎝⎛H EZ ⋅±⋅≥σφu u KT d d t （1）确定公式内的各计算数值小齿轮Cr 40 调质；大齿轮45钢调质1）试选载荷系数5.1=K t2）高速轴传递转矩mm ∙N ⨯=T 10263.2631 3）由表10-7选取齿宽系数1=d φ。

4）由表10-6查得材料的弹性影响系数a M P =Z E 218.1895）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa 6001lim =H σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502lim =H σ。

6）由式10-13计算应力循环次数91110659.1)830081(114406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==N h jL n891210762.3409.410659.1⨯=⨯=N =N f i7）由图10-19取接触疲劳寿命系数95.0;90.021=K =K HN HN 。

8）计算解除疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得[]MPa MPa S54060090.01lim 11=⨯=K =HN H σσ[]MPa MPa S5.52255095.02lim 22=⨯=K =HN H σσ（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入[]H σ中较小的值。

[]m mm m i i k d f f d t t 023.435.5228.189409.4409.51262635.132.2132.2323211=⎪⎭⎫⎝⎛⋅⋅⨯=Z ⋅+⋅T ≥⎪⎭⎫ ⎝⎛H E σφ2）计算圆周速度v 。

s m s m n d v t /242.3/1000601440023.4310006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ3）计算齿宽bmm mm d b t d 023.43023.4311=⨯=⋅=φs m v /242.3=4)计算齿宽与齿高之比hb 。

模数mm mm d mt t 956.122023.4311==Z =齿高mm m h t 400.425.2==788.9400.4023.43==h b 5）计算载荷系数根据s m v /242.3=，8级精度，由图10-8查得动载系数15.1=v k ； 直齿轮，1=K =K H ααF ； 由表10-2查得使用系数1=K A ；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，451.1=K H β。

由778.9=hb，451.1=K H β查图10-13得4.1=K βF ； 故载荷系数61.14.1115.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=K βαH H V A K K K K6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得mm k k d d t t 050.445.161.1023.433311=⋅==7）计算模数m 。

mm d m 002.222050.4411==Z =， 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为[]311)(22F SaFa d Y Y k m σφ⋅⋅Z T ≥ （1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Pa FE M 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限Pa FE M 3802=σ；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数90.01=K FN ,95.02=K FN ; 3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得[]MPaMPa S K FE FN F 42.3214.150090.0111=⨯==σσ[]MPa MPa S K FE FN F 86.2574.138095.0222=⨯==σσ4）计算载荷系数K 。

61.14.1115.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=K βαF F V A K K K K5)查取齿形系数。

由表10-5查得72.21=Fa Y ;194.22=Fa Y 6)查取应力校正系数由表10-5查得57.11=sa Y ；783.12=sa Y 7）计算大、小齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较[]01109.042.32157.127.2111=⨯=F Sa Fa Y Y σ[]01517.086.257783.1194.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ大齿轮的数值大。

（2）设计计算mm m 384.122101517.02626361.1232=⨯⨯⨯⨯≥ 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模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.384并就近圆整为标准值m=2.0，按接触强度算得的分度圆直径mm d 050.441=，算出小齿轮齿数。

小齿轮齿数220.2050.4411≈==Z m d 大齿轮齿数9722409.42=⨯=Z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[]MPaF 42.3211=σ[]MPaF 86.2572=σ61.1=K72.21=Fa Y194.22=Fa Y 57.11=sa Y 783.12=sa Ymm m n 0.2=弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。