二级减速器的设计方法及步骤.doc

毕 业 设 计（论文）

（说 明 书）

题 目： 对二级减速器的设计
姓 名： 马厅瑞
编 号：

平顶山工业职业技术学院
2023年5月27日

平顶山工业职业技术学院
毕 业 设 计 （论文） 任 务 书

姓名 马厅瑞
专业 机械设计与制造
任 务 下 达 日 期 2023 年 9 月 29 日
设计（论文）开始日期 2023 年 9 月 29 日
设计（论文）完毕日期 2023 年 5 月 20 日
设计（论文）题目： 对二级减速器的设计
A·编制设计

B·设计专题（毕业论文）

指 导 教 师 徐从清
系（部）主 任

年 月 日

平顶山工业职业技术学院
毕业设计（论文）答辩委员会记录

机械 系 机械设计与制造 专业，学生 马厅瑞 于 年 月 日
进行了毕业设计（论文）答辩。
设计题目：
专题（论文）题目：
指导老师：
答辩委员会根据学生提交的毕业设计（论文）材料，根据学生答辩情况，经答辩委员会讨论评估，给予学生 毕业设计（论文）成绩为 。
答辩委员会 人，出席 人
答辩委员会主任（签字）：
答辩委员会副主任（签字）：
答辩委员会委员： ， ， ，
， ， ，

平顶山工业职业技术学院毕业设计（论文）评语
第 页
共 页
学生姓名： 马厅瑞 专业 机械设计与制造 年级 07级
毕业设计（论文）题目：
评 阅 人：
指导教师： （签字） 年 月 日
成 绩：
系（科）主任： （签字） 年 月 日

毕业设计（论文）及答辩评语：

摘要
本论文重要研究普通二级减速器的设计方法及环节，减速器被喻为机器的“调度师”。本文从减速器的分析入手，具体对其设计理念和实效应用进行了全面的研究。
在减速器的设计过程中具体分析了各零件的设计准则和满足的使用极限。并在检查过程中进行了工程力学的分析使其满足使用条件。
合理的传动方案应满足工作机的工作规定，具有结构简朴、尺寸紧凑、便于加工、成本低廉、传动效率高和使用维护方便等特点，以保证工作机的工作质量和可靠性。要同时满足这些规定是比较困难的，设计时要统筹兼顾，保证重点规定使其尽也许的达成最佳设计方案。

关键词：减速器、一级传动轴、二级传动轴、联轴器、齿轮润滑、箱体、传动比。

Summary

     In this thesis, the design of general secondary methods and procedures reducer, speed reducer has been hailed as the machine's "Operation Division." This analysis from the reducer, a detailed application of its design and effectiveness of a comprehensive study.
Reducer design process in a detailed analysis of the various parts of the design criteria and the use to meet the limit. Test conducted in the course of the analysis of engineering mechanics to satisfy the conditions of use.
    Reasonable transmission scheme should meet the operational requirements of the work machine, has a simple structure, compact, easy processing, low cost, high transmission efficiency and easy maintenance, etc., to ensure work quality and reliability of the work machine. To meet these requirements is difficult, the design should be balanced to ensure that key requirements to achieve the best possible design.

Keywords: reducer, a transmission shaft, two shafts, couplings, gear lubrication, box, transmission ratio

目 录
摘要…………………………………………………………………………1
Summary ……………………………………………………………………2
第1章选择电动机…………………………………………………………5
第2章传动装置运动和动力参数的拟定………………………………6
第3章V带的设计…………………………………………………………8
1、 普通V带传动的设计计算……………………………………………8
2、 小带轮结构设计………………………………………………………9
3、 大带轮结构设计……………………………………………….……10
第4章齿轮传动设计计算………………………………………………12
1、 齿轮传动设计计算…………………………………………….……12
2、 直齿圆柱齿轮几何尺寸……………………………………….……13
3、 大齿轮结构设计…………………………………………….………14
第5章轴的设计与校核…………………………………………..……15
1、 输入轴的设计………………………………………………….……15
2、 输出轴的设计………………………………………………………17
第6章键的强度校核……………………………………………………20
1、 输出轴齿轮用键联接校核…………………………………..……20
2、 输出轴联轴器用键联接校核………………………………………20
第7章减速器的润滑……………………………………………………21
第8章减速器壳体尺寸设计……………………………………………22
第9章减速器附件设计…………………………………………………24
致谢…………………………………………………………………………26
参考书目………………………………………………………………..…27

课程设计任务书
班 级：07级机械设计与制造七班
姓 名：蔡宝
学 号：90703426
设计题目：带式运送机传动装置的减速器
原始数据：

驱动卷筒上的圆周力
驱动卷筒的直径
运送带的速度
使用期限
3.2
380
2.5
6
工作情况：平稳，两班制（连续16小时），每月工作20天

传动装置简图

第1章 选择电动机
1.1电动机是常用的原动机
电动机是常用的原动机，具有结构简朴、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择重要涉及选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、拟定具体型号
1、选择电动机的类型：
按工作规定和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。
2、计算工作机所需Pw
Pw=(FV)η/1000=（3.2X2.5）/1000X0.95=8.42Kw
(工作机效率η=0.94~0.96 取 η=0.95) P手册9
3、 电机所需的输出功率P0
P0=Pw/(η带Xη齿)8.42/(0.950X0.97)=9.14Kw
η带0.94~0.97 P书163
η齿=0.94~0.99 P书202
4、 拟定电动机额定功率Pm
Pm=（1~1.3）P0=1.2X9.14=11Kw
5、 选择电动机型号
由P手册140 表4-2（摘自213k22023-88）
根据电动机额定功率选择其型号为 Y160L-6
其额定功率Pm=11Kw 转速n=970r/min 电流I=24.6A
电动机外形尺寸 5853X80X405
电动机伸出端直径 42mm
电动机伸出端安装长度 110mm

第2章传动装置运动和动力参数的拟定
电动机拟定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。
1、 各轴功率
P输入=Pmη带=11X0.95=10.45Kw
P输出=P入η齿=10.45X0.97=10.14Kw

2、 各轴转速及传动比
n出=
i总=n额/n出=970/125.7=7.72
i总=i带X i齿=7.72
分派传动比：取i带=2.41 则i齿=3.2 P机7表7-1知
单机传动中 V带传动比i=2~4 圆柱齿轮传动比i=3~5
n输入=n额定/i=970/2.41=402.5r/min
(1) 各轴转矩
T输入=9550×N·m＝9550×＝102.8N·m
T输出=9550×N·m＝9550×＝240.6 N·m
(2) 各轴功率
P输入=Pmη带=11X0.95=10.45Kw
P输出=P输入η带η齿=10.04X0.99X0.98=9.74Kw

3、 运动参数和动力参数列表如下：
参数
电动机
输入轴
输出轴
滚筒轴
转速r/min
970
402.5
125.7

功率P/Kw
11
10.45
10.04

转矩T/n..mm

247944
770382

传动比i
2.41
3.2

效率η
0.95
0.97

第3章V带的设计
由P手册295表11-3普通V带传动的设计计算由下
序号
计算项目
符号
单位
计算公式和参数选定及说明

1

设计功率

Pd

Kw

Pd=KAP额=1.4X11=15.4Kw
KA--工作因数
P书176表8-7由所给参数拟定
KA=1.4

2

选定整型

根据Pd和n1由P书176图8-8选取n1小带轮转速
选定带为B型
3
传动比
i

I=n1/i2=Dd2/Dd1970/402.5=2.41
4
小带轮基准直径
Dd1
mm
由P书171表8-4取B型125~200
取Dd1=180
5
验算带速
V
m/s
v=/60000=3.14*180*970/60000=9.14
6
大带轮基准直径
Dd2
mm
Dd 2=425
7
初定中心距
A0
mm
423.5~1210
8
所需的基准长度
Ld0
mm
L=2569
查表得L=2800
9
实际中心距
A
mm
874~1000
10
小带轮包角
A1
º
A1>=120
11
V带根数
Z

5
12
单根V带预紧力
F0
N
289
13
作用在带轮上的压力
FQ
N
FQ =2850
FQmin=4276

f
5
m
15
e
20±0.4
g
12.5
δ
7.5

3.1小带轮的结构设计
已知电动机为Y160L-6其轴伸出直径d=42mm 故小带轮轴孔直径应取d0=42mm 伸出轴 E=110mm 榖长应小于110
1、 由P旧25表3-2计算三角带轮的结构设计
由表13-3知带轮轮缘尺寸
d1=(1.8~2)d=2X42=84
L1.8~2)d=2X42=84
da=dd+2f=180+2X5=190
B=(z-1)e+2f=(5-1)X20+2X12.5=105

2、 因小带轮直径Dd1=180根据P书23选择其结构形式
为实心轮
其结构草图及尺寸如下图

3.2大带轮的结构设计
已知大带轮直径Dd2=425mm 输入轴直径d1=42
1、 由P书25表3-12计算V带轮结构尺寸
d1=(1.8~2)d=2X42=84
L=(1.5~2)d=2X42=84
De=D+2f=425+2X5=435
D0=De-2(m+δ)=435-2X(15+7.5)=390
Dk=(D0+d1)/2=(390+84)/2=237
S=14(由型号B拟定)
S1≥1.5S=1.5X14=21
S2≥0.5S=0.5X14=7

2、因大带轮直径Dd2=425据P书25选择其结构型式为孔板轮
其结构尺寸及草图如下：

第4章 齿轮传动部分设计
已知小齿轮传递功率P1=10.45Kw 转速n1=402.5r/min 传动比i齿=3.2
1、 选择材料及精度等级
普通减速器无特殊规定故采用软齿面传动 由P书220表9-4选大、小齿轮的材料为45号钢 小齿轮调质解决硬度为270HBS 大齿轮正火解决 硬度为210HBS 取齿轮传动精度等级为8级
2、 按齿面接触疲劳强度设计
计算公式按式6-8 =
=39190N.mm，由表6-10，软齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数=0.6。由表6-7得使用系数=1.25。由图6-6a试取动载系数=1.08。由图6-8，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取=1.08。由表6-8，按齿面未硬化，直齿轮，8级精度，/b<100N/mm =1.1。所以K==1.25×1.08×1.08×1.1=1.6
初步拟定节点区域系数=2.5，重合系数=0.9，由表6-9拟定弹性系数 =1。
由式6-14齿面接触许用应力=
由图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力= 800Mpa，=560Mpa。小齿轮的应力循环次数=60г=60×243.65×5×250×8=1.4619×；大齿轮的应力循环次数=60г=60×77.6×5×250×8=4.656×；由表6-11求得接触疲劳强度计算的寿命系数：
=1.15，=1.19，

齿轮疲劳接触强度安全。

3、取 Z1=25、29、33三种方案则Z2==iZ1=80、93、106列表计算

方案
Z1
Z2
M=2a/(Z1+Z2)
取标准模数
实际中心距
实际传动比
传动比误差
1
25
80
4.06
5
262.5
3.21
0.7%
2
29
93
3.49
4
244
3.21
0.7%
3
33
106
3.06
4
278
3.21
0.3%

由表可见方案1、3实际中心距增长过多，所以取2为佳
计算传动的重要尺寸
分度圆直径d1=mz1=4*29=116mm
d2=mz2=4*93=372mm
中心距 a=m(z1+z2)/2=4*(29+93)/2=244mm
齿宽 b=ΨaA=0.4*244=97.6mm
取b1=103mm b2=98mm
3、 计算齿轮圆周速度V
v=′/60000=3.14*402.5*116/60000=2。44
由书本差得选取齿轮传动精度等级，且V《=5m/s
4、 校核齿根弯曲疲劳强度
计算公式按式6-11
=
由图6-18得，小齿轮齿形系数=2.18，大齿轮齿形系数=2.1，小齿轮应力修正系数=1.8，大齿轮应力修正系数=1.89。由图6-20得重合度系数=0.75。
按式6-14得弯曲疲劳许用应力
=
按图6-24i，g查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=300Mpa，=240Mpa。
由表6-13计算弯曲强度计算的寿命系数
=0.925，=0.947
由图6-25查取尺寸系数，=1，由式6-14取=2
弯曲疲劳强度安全系数由表6-12得=1.25

同理的 =363.45Mpa
比较，和的大小的到<,所以应当按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度
==226.01Mpa<=363.45Mpa,弯曲疲劳强度足够
传动齿轮结构及草图如下：

第5章设计与校核
（—）输入轴的设计
1、 选择轴的材料，拟定许用应力
45号钢 正火解决 查书P330表12-2得【δ-1】=55Mpa
2、已知输入轴上的功率P1=10.45Kw 转速n1=402.5r/min
转矩T1=247944N.mm 估算轴的最小直径d≥ 书P337查表12-5取A=107
5、 初定轴的直径及跨度 旧书P225
a、 因带轮结构规定，按表3-4取轴径d1=30mm 轴承处轴径d3、d7=35
b、 由表6-14取小齿轮端面至减速器内壁距离 a=13mm
c、 取轴承端面至减速器内壁距离L2=8mm
d、 小齿轮宽度103mm
e、 选择轴承P157单列向心推力球轴承：36311型 d=55mm D=120mm B=29mm
f、 L=B/2+L2+a+103=6+15B/2=29+8+103+6+15=174mm
g、 带轮对称线至轴承指点的距离L1=B/2+L3+L4+L5/2
由表6-14取L4=15mm 带轮与轴配合长度L5=42*2=84取L5=80mm
轴承盖及联接螺栓头的高度
L3=δ+c1+c2+（3~5）+b+H-L2-B=8+26+21+3+10+9-15-29=33
所以L1=29/2+33+15+80/2=102.5mm
6、 按弯扭合成进行轴的强度校核
（1） 绘制轴的计算简图

（2） 计算作用在轴上的作用力
圆周力Ft1=(2xTλ)/d1=(2x247944)/116=4275N
径向力Fr1=Fttanа=4275xtan20º=1556N
求支座反力：
水平面H:RAH=RBH=1/2xFt1=1/2x4275=2137.5N
Q=2850N
RAV=(QL3-Fr1L2)/L=(2850x102.5-1556x86)/172=934N
RBV=Q+Fr1+RAV=2850+1556+943=5344N

(3)计算弯矩并做弯矩图
MCH=RAHxL1=2137.5x86=183825 N.mm
MCV=RAVxL1=934x86=80324 N.mm
MBV=QxL3=2850x1025=292125 N.mm
合成弯矩MC=200
MB=MBV Tλ=247.944

(4)计算当量弯矩
轴的材料为45号钢 HB =220 P旧书6-1 查得δb=650N/mm2
P书表12-2 [δ-1]=60N/mm2 а=0.6 P339
由公式6-1
Mdc=277n.m
Mdb=327.8n.m
Mde=386n.m

(5)δB′= Mdb/w=327839/0.1x503=19.7<[δB′]=60N/mm2
δE=Mde/w=386000/0.1x423=52.1N/mm2<[δ-1]=60N/mm2

(二)输出轴的设计

1、选择轴的材料 按P旧书表6-1选取45号钢 调质解决 HB=230
2、初定轴径 由表P6-2查 A=110
由公式7-3得d》=110
3、选择联轴器手册P205 有弹性柱销元件的挠性联轴器
型号HL4 Tn=1250N.m n=4000r/min L1=84mm
4、选择轴承 手册P205 深沟球轴承6213型 d=65 D=120 B=23
5、拟定轴直径及跨度（与输入轴大体相同）查表及计算过程略
结构尺寸草图如下图：
7、 按弯矩合成进行轴的强度校核
（1） 绘制轴的计算简图

（2）计算作用在轴上的作用力
圆周力 Ft2=(2xT出)/d2=(2x770382)/372=4142N
径向力Fr2= Ft2tanа=4142xtan20º=1346N
H水平面RAH=RBH=1/2x Ft2=4142/2=2071N
V垂直面RAV=(Fr2xL1)/L=(1346x89)/180=666N
RBV= Fr2-RAV=680N

（3）做弯矩图并计算
MCV=RAHxL1=2071x89=184319N.mm
垂直面弯矩
Mc=193.918n.m

4）计算当量弯矩
轴心的材料为45号钢 HB=220Mpa 查旧书P6-1得b=650N/mm2 书P339表12-2[δ-1]=60N/mm2 а=0.6

（5）校核轴的强度
δc′=Mdc/w=482900/(0.1x503)=36.98N.mm2<[δ1]b=60N/mm2
δe′=Mde/w=402200/(0.1X503)=36.98 N.mm2<[δ-1]b=60N/mm2

第6章 键强度校核
(一) 输出轴齿轮用键联接的校核
低速轴与齿轮的链接 选用选用普通圆并没有平键由P书155 表8-2查得
A 型 b=20 h=12 取键长L=95 由表8-7计算得键的工作长度L=95-20=75
键用45号钢被接零件齿轮是铸钢[P]=100~120N/mm2 [τ]=90N/mm2

齿轮与轴键联接的比压
P=(2xT2)/(dxkxL)=(2x770382)/(73x6x75)=47<[P]

剪切强度条件
τ=（2xT2）/(dxbxL)=(2x770382)/(73x20x80)=13.2N.mm2<[τ]

(二) 输出轴联轴器用键联接的校核

低速轴与齿轮的联接选用普通圆头平键由P旧表8-2查得
A型b=16 h=10 取键长L=70 键工作长度L=70-16=54
工作高度 K=10/2=5

键的材料为45号钢 被联接零件采用钢质联轴器，由表8-8查
[P]=100~120N.mm2 [τ]=90N/mm2

低速轴与联轴器键联接的比压
P=(2xT2)/(dxkxL)=（2x770382）/(50x5x54)=114N/mm2

剪切强度条件
τ=（2 x T2）/(d x b x L)=（2 x770382）/(50x16x54)=35.7 N/mm2

第7章 减速器的润滑
1、齿轮的圆周速度V为
V=（πxd1xn1）/(60x1000)=(3.14x116x402.5)/(60x1000)=2.44m/s
因齿轮的圆周速度V<12m/s 所以采用油浴润滑，由表9-8选用HJ-30机械油
由于是单级圆柱齿轮减速器，据表9-10浸油深度应使淹没过大齿轮顶圆10mm
换油时间为半年，重要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的限度
对于轴承的润滑
由于是d x n1=55x402.5=22137.5>2x105 宜采用润滑油润滑
润滑油的粘度Eso. 可根据Dn值和轴承工作温度进行选择

2、密封
减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处。
1） 轴伸出处的密封
起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈式密封结构简朴、价廉、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。
2）轴承内侧的密封
该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。
3） 盖与箱座接合面密封 在接合面上涂上密封胶。

3、公差的设计:
对于联轴器的公差配合，轴承轴的公差配合选用，键的公差配合选用。
第8章 减速器箱体尺寸计算
箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中拟定。
箱体选用HT-200，根据工作条件的规定，箱座壁厚

δ 一级齿轮减速器底座壁厚 δ=0.025a+1>8

δ=0.025 x 244+1=7 取10

δ1 箱盖壁厚 δ1=0.8>8 δ=10x0.8=8

b 箱座上部凸缘厚度 b=1.5 b=1.5x10=15

b1 箱盖凸缘厚度 b1=1.51 b1=1.51x8=12

P 箱座下部凸缘厚度 P=2.35 P=2.35x10=23.5

m 箱底加强筋厚度 m=0.85 m=0.85x10=8.5

dФ地脚螺栓直径 由表9-3得 dФ=20

d1 轴承旁联接螺栓直径 d1=0.75dФ d1=0.75x20=15

d2 箱座与箱盖联接螺栓直径 d2（0.5~0.6） dф
d2=0.6x20=12

d3 轴承盖固定螺栓直径 由表9-19 d3=8mm
c1 箱体外壁至螺栓d 由表9-4 dФ=20 c1=30
d1=15 c1=26 d2=12 c1=22

K 箱座上部及下部凸缘宽度 由表9-4 c2=26 c1+c2=56 c2=21 c1+c2=47 c2=18 c1+c2=40

R 小齿轮中心至箱盖内壁 由作图决定
R1 R2 凸缘圆角半径 见表9-5 9-6
R8

R0 凸起支撑面圆弧半径 R8=c2=21

L1 箱座与箱盖联接螺栓中心距
L2 螺栓孔的钻孔深度 表9-3 （L1=L2）
L3 内螺纹攻丝深度 见表9-30 （L3=H）
L4 箱座与地基结合面宽度 L4=c1+c2+δ
L4=26+21+9=56

e 轴承镗孔边至螺栓d1中心距 e≈（1 ~1.2）d1
e=1.2x15=18

h 轴承盖螺栓分布圆直径 D1=D+2.5xd3 D1=15

dp 吊环螺栓直径 dp=0.8 dФ dp=0.8x20=16

a 齿顶圆与箱体内壁间的最小间隙 Amin=1.2δ
Amin=1.2x10=12

n 地脚螺栓数目 h=(L+B)/(200-30)=4

第9章 附件的设计
（1）窥视孔盖和窥视孔
为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设立便于观测传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加式出与孔盖的接触面。本设计中取，孔盖用的螺钉紧固。
（2）排油孔、放油油塞、通气器、油标
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放，平时排油孔用油塞及封油垫封住。本设计中取螺塞 ,油圈22×14 。
为沟通箱内外的气流，应在箱盖顶部或窥视空板上安装通气器，可以使箱内的热胀气体自由的溢出,数据查手册.
为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观测、油面较稳定的部位设立油标。本次设计采用杆式油标M12。
（3）吊耳和吊钩
为拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊耳的尺寸可以根据具体情况加以修改。
(4)定位销
定位销的公称直径可取,并圆整为标准值。定位销的总长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利装拆，故取。

减速器箱体结构及尺寸草图

致 谢

一方面向在我大学三年内的学习生活和毕业论文写作完毕过程中给予我指导、关心、支持和帮助的所有老师、同学表达最衷心的感谢和最真挚的祝福