同轴式二级圆柱齿轮减速箱设计说明书

1、3、设计任务1 .题目 2 ( 3)设计一用于带式输送机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。2 .总体布置简图图13 .工作情况工作平稳，单向运转4 .原始数据运输机卷筒 扭矩(n?m)运输带速 度(m/s)卷筒直径(mm带速允许 偏差(%使用年限 (年)工作制度(班/日)14000.7535051025 .设计内容(1) 电动机的选择与运动参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(3) 轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写6 .设计任务(1) 减速器总装配图1张(0号或1号图纸)(2) 齿轮、轴零件图各一张(2号或3号图纸)

2、(3) 设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明传动方案如总体布置简图(图1)所示，中间传动采用 v带传动和同轴式二级减速箱进行降速。v带传动适用于中高速级，具有结构简单，传动平稳，过载保护等优点；同轴式减 速箱横向尺寸小，两大齿轮浸油深度大致相同。减速箱输出轴(低速轴)与输送机卷筒轴采用联轴器连接。三、电动机的选择设计计算及说明结果1 .电动机类型的选择根据电源及工作条件，选用卧式封闭型y (ip44)系列三相交流异步电动机。、2 .电动机功率的选择1)带速v(m/s),卷筒直径d(mm),卷筒车t速nw(r/min)有如下关多ndnw系v =60 m1000ntt60 m1000v 60

3、 m1000 m 0.75.则 nw = 40.93r / minn dn 父 3502)由工作机主轴输出扭矩 t(n m)和转速nw(r/min),计算工作机 主轴所需功率为pw = -tn = 1400. 40.93 = 6.00kw955095503)电动机输出功率的计算考虑传动装置的功率损耗，电动机输出功率为pd=m式中，”为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即f弓” n其中，12,，分别为传动系统中个传动副、联轴器及各对轴承的效率。根据课程设计(此段计算均查自此书)表2-4, v带传动1=0.955,圆柱齿轮传动 7=0.97,滚动轴承“3 =0.9875,联轴器”4 =0.99,

4、滚筒滑动轴承”5 =0.955。所以p 二qd口22 533 力4 76.00_.一23- 7.33kw0.955 父 0.97 父 0.9875 父 0.99 父 0.955电动机的额定功率应 rd大于计算所得的输出功率pd,根据表20-1,选择电动机额定功率为 ped =7.5kw4)电动机转速的选择nw = 40.93r / minpw = 6.00kwpd =7.33kwp3d = 7.5kw设计计算及说明结果根据表2-1和表2-2, v带传动的传动比为ii =2 4 ,同轴式二级圆柱齿轮减速器传动比为i2 = 8 60 ,所以可得电动机的转速范围为nd =（i/i2）nw =（16

5、240）父40.93 =654.88 9823.2r / min表20-1提供的4种转速均可以。一般常用同步转速为1000r/min和1500r/min的电动机，故从这两 种电动机中进行选择。电动机y132m-4力杀12电动机y160m-6y132m-4同步转速（r/min）10001500满载转速（r/min）9701440总传动比23.7035.18各级传动比v带2.52.5减速器9.4814.07减速器每一级3.083.7511981参考比价53.52通过比较方案1和2,两者传动比配置方面相差不大，所以根据电动机质量以及价格，选择方案2,即选择电动机 y132m-4。电动机重要参数记录如

6、下表型号132m-4同步转速1500r/min满载转速1440r/min堵转转矩/额定转矩2.2最大转矩/额定转矩2.3电动机外伸轴长度80mm直径38mm四、传动比配置和传动装置运动、动力参数计算设计计算及说明结果1.传动比配置1）总传动比nd1440i =35.18nw 40.932）分配各级传动比取带轮传动的传动比为i = 2.5则减速箱每传动传动比为i = 35.18i1 =2.54设计计算及说明结果i23 = i =14.07ii减速箱每一级传动比为2.传动装置运动、动力参数计算电动机轴为0号轴，减速箱高速轴为 1号轴，中速轴为 2号轴，低速 轴为3号轴。1）各轴转速n0 =1440

7、r / mini2 =i3 =3.75no1440n = = 576r / min11 2.5n1576n2 =153.6r / min12 3.75n2 153.6n3 = - = 40.96r / min13 3.752)各轴功率b = % = 7.5kwp =f0 rli = 7.5 父 0.955 = 7.16kwp2 = p 2 3 =7.16 0.97 0.9875 = 6.86kw 2 i 23p3 =f2 2 3 =6.86 0.97 0.9875 = 6.57kwn0 = 1440r / min01 = 576r / minn2 = 153.6r / min% = 40.96

8、r / minf0 = 7.5kwp = 7.16kwf2 = 6.86kwf3 = 6.57kwp07.5t0 =9550 0一 9550 ：= 40.74n mn01440t1 -9550 p口9550 7.16 w18.71n mn1576f26.86t2 =9550 -2-9550 -=426.52n mn2153.6t3 =9550 p3-9550 6.571531.82n mn340.96各轴转矩3)t0 =40.74n mt1 = 118.71n mt2 = 426.52n mt3 =1531.82n m电动机轴高速轴1中速轴2低速轴3转速(r/min )1440576153.6

9、40.96功率（kw7.57.166.866.57转矩（n m）40.74118.71426.521531.82整理记录如下6五、各级传动主体设计计算设计计算及说明结果1. v带传动设计计算电动机功率ped =7.5kw ,传动比ii =2.5 ,电动机转速n0 =1440r/min1）确定计算功率pca根据机械设计（此段计算均查自此书）表 8-7查得工作情况系数ka =1.2，故电=小眩=1.27.5 = 9kw2）选择v带的带型根据pca、n0由图8-11选用a型。3）确定带轮的基准直径 dd并验算带速va.初选小带轮的基准直径 dd1o由表8-6和表8-8以及图8-11,取小带轮的基准直

10、径 dd1 = 125mm。b.验算带速v按式（8-13）验算带速ndd1no冗黑 125m1440v =d1-0-= 9.42m/s60 m100060 m1000因为5m/sv906486)计算带的根数za.计算单根v带的额定功率pr。由 dd1=125mm 和 n0 =1440r/min ,查表 8-4a 得 p0 =1.910kw。根据 n0 =1440r/min , i1 =2.5 和 a 型带，查表 8-4b 得f0 =0.17kw。查表 8-5 得 ka = 0.956 ,表 8-2 得 kl = 1.03 ,于是r =(r +ap0) ka kl = (1.910 + 0.17

11、)父0.956父1/03= 2.05kwb.计算v带的根数zpa9z - 4.39fr2.05取z = 5根7)计算单根v带的初拉力的最小值(f0)min由表8-3得a型带的单位长度质量 q 0.1kg / m ,所以/匚、5 (2.5-dp2(f0 ) min 500qvkazv(2.5 0,956)父9 工2=500父+0,1父9,422 =163,2n0.956 5 9.42应使带的实际初拉力 f0 (f0 )min。ld = 2000mma = 648mm1 划 163fr =2.05kwz =5(f0)min=163.2n9设计计算及说明结果设计计算及说明8)计算压轴力fp压轴力的最

12、小值为5(fp)min =1614.1n(fp)min =2z(f0)min sin -1 =2 5 163.2 sin 163 =1614.1n229)带轮主要尺寸根据表8-10,取相邻两轮槽中心距e = 15mm,两侧轮槽中心线到带b = 82mm轮边缘距离f =11mm,所以带轮的宽度为b =4e 2 f =4 15 2 11 = 82mm2.斜齿轮传动设计计算减速箱低速级承受载荷大，按照低速级进行设计计算。小齿轮转矩工=426.52n m ,转速n1 =153.6r/min ,传动比u =3.751)选精度等级、材料及齿数a.输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(gb1009

13、5-88 )。b.材料选择。由表 10-1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。c.选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2 =3.75父24 = 90。d.选取螺旋角。初选螺旋角1 =14二。2)按齿面接触强度设计按式(10-21)试算，即d 2kl 鼠zhz1t-vd u 100)。k =1.76故载荷系数k -kakvkh.kh ?.-1 1.05 1.2 1.394-1.7610-10a)得(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(a - d1t1.63) = 84.2父

14、v kt= 86.86mmd1 = 86.86mm(7)计算模数mn。d1 cos :mn 二86.86 cos14 - / = 3.51mmmn = 3.51mm243)按齿根弯曲强度设计 由式(10-17)2kty：c0s2 ： yfaysadz12 二%a.确定计算参数(1)计算载荷系数。(2)根据纵向重合度k =1.70k = kakvkf.kf . =1 1.05 1.2 1.35=1.70君p = 1.808,从图10-28查得螺旋角影响系数yp=0.88。(3)计算当量齿zv1z)24cos3 : cos31426.27zv2z23cos90cos314-=98.52(4)查取齿

15、形系数。由表 10-5 查得 yfa1 =2.592；匕2 =2.183(5)查取应力校正系数。由表 10-5 查得 ysal =1.596；ysa2 =1.789sa212设计计算及说明结果(6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限e1 0.87 x500-7i/ioctf1 = 310.7mpas1.4r kkfn2仃 fe2 0.89 父380oi/|doctf2 = 241.6mpas1.4(9)计算大小齿轮的 yaya并加以比较。际yfa1ys1 2.592父 1.596 fa1 sal = 0.01331川1310.7y = 21当= 0.01616 际2241.6大齿轮的

16、数值大。b.设计计算2m1.70父426.52父103 m0.88mcos214二八小mn 3zm 0.01616= 2.77mm00.95 父 242 m 1.66对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数mn大于由齿根弯曲疲方强度计算的发面模数，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d1 = 86.86mm来计算应有的齿数。于是由acosp86.86xcos14 oo4 =28.09mn3取 4 =28,则 z2 =zu =28父3.75 = 105。4)几何尺寸计算 a.计算中心距(乙 +z2)m) (28 +105)m 3

17、a - - 205.6mm2cos p2 x cos14将中心距圆整为 a = 206mm。b.按圆整后的中心距修正螺旋角mn = 2.77mm4 =28z2 =105a = 206mm设计计算及说明；(乙z2)mn(28105)3:=arccosarccos14 25 532a2 206因p值改变不多，故参数 % k p,zh等不必修正。c.计算大小齿轮的分度圆直径 zm28 3d2d.计算齿轮宽度z2mln86.74mm cos142553105 3cos：cos1425 53=325.26mmb= dd1 =0.95 86.74 = 82.40mm圆整后取 b2 =85mm ; b1 =

18、90mm。由于同轴式二级减速箱的两对齿轮的传动比相同，低速级齿轮承载大,所以高速级齿轮的齿数、模数、齿宽按以上低速级齿轮设计取值。结果:=14 25 53d1 = 86.74mmd2 = 325.26mmbi = 90mmb2 = 85mme.结构设计为使中速轴上两个齿轮的轴向力可以相互抵消一部分，所以各个齿轮 的旋向为：高速级小齿轮，左旋；高速级大齿轮，右旋；低速级小齿轮，右旋； 低速级大齿轮，左旋。齿轮数据列表如下高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.75模数(mm)3螺旋角14 2553”中心距(mm)206齿数2810528105齿范(mm)90859085直径(mm)分度圆7

19、9.24317.7679.24317.76齿根圆92.74331.2692.74331.26齿顶圆86.74325.2686.74325.26旋向左旋右旋右旋左旋小齿轮齿顶圆直径 da1 = 92.74mm e 160mm,故采用实心式；大齿轮齿顶圆直径da2 = 331.26mm w500mm，故采用腹板式。13结果六、轴的设计计算及轴上零件的选择设计计算及说明1 .高速轴设计1）基本数据转矩 t1=118.71n m,转速 n1=576r/min,功率 r = 7.16kw2）计算作用在轴上的力高速轴小齿轮分度圆直径 4 = 86.74mm2t12 118.71 103周向力：ft _12

20、737.11nft =2737.11nfr =1028.7nfae = 704.4nd186.741.4h,取lv狼=10mm。 -（5）取大齿轮距箱体内壁的距离a=15mm,轴承端面距箱体内壁距离s=10mm,轴承宽度t = 28.25mm,则lvi-w =t+s = 18.25 + 10=38.25mmlm-zv =t+s + a+（b2-l1v-v）=28.25 10 15 （85-82） = 56.25mm（6）根据轴承盖宽度和轴承盖螺钉长度，由结构取ln-m =75mm各轴段直径、长度见下表。轴段i -nn -mm -w直径（mm）657580长度（mm）1057556.25备注联轴

21、器hl6轴承30216轴段w-vv -vivi -vn直径（mm）859780长度（mm）821038.25备注齿轮轴承30216总长（mm）366.5c.轴上零件的周向定位大齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按di由表6-1查得平键尺寸为 bh黑l =18mmm 11mm 乂 100mm；同理，大齿轮与轴的 连接，选用平键为 b mh 乂 l =22mmx14mmm 70mm。轴承定位采用过渡 配合保证。d.导圆和导角查手册取i -n段和w -vn段轴端导角为 c=2mm, 451各轴肩处导圆为r=2mm。（有定位要求的除外）设计计算及说明结果e.轴上的载荷轴上的受力分析如下图所示

22、，各力已向中心转换51 5717sar 75耳了e轴器由t律 后1弋z轮郭ft-ae fed1承/t1*frmahfnv1产h2 nvmh17mv图 6-2-2作为简支梁的跨距为l1 =73.75+68.75 = 142.5mm ,梁总长为l2 =68.75 + 73.75+150.5 = 293mm。根据受力分析及扭矩图和弯矩图,确定危险截面，计算列于下表中载荷水平囿h垂直面v支反力ffnhi =4598.4n ,fnh2 =1058.4nfnv1 =4874.7n ,fnv2 =4544.3n弯矩mmh1 =316.1n mmh2 =78.1n mmv =335.1n m22设计计算及说明

23、结果载荷水平囿h垂直向v总弯 矩m =x；m h1 +mx2 = %；316.12 +335.12 = 460.7n m扭矩t3 =1531.82n mcca cam (二 t3)w(460.7 10 )(0.6 1531.82 10 )316.7mpa0.1 85轴为45钢调质，由表15-1查得仃=60mpa ,因此oca 仃,故安全。3.中速轴设计1）基本数据转矩 t2 =426.52n m ,转速 n2 =153.6r / min ,功率 p, =6.86kw2）计算作用在轴上的力中速轴大齿轮分度圆直径 d2 = 325.26mm二% =16.7mpa ca周向力:ft12t2 _ 2

24、426.52 103d2 325.26-2622.6n径向力:fr1二 2622.6 tan20=985.7ncos142553轴向力：fae1 = ft1 tan - =2622.6 tan14 25 53 =674.9n ae 1i 1中速轴小齿轮分度圆直径 d1 = 86.74mm周向力:ft22t2 = 2 426.52 103d1 一 86.74-9834.4n径向力:fr2二 ft2tan： ncos :tan20= 9834.43696.1ncos1425 53ft1 = 2622.6nf.1 =985.7nfae1 = 674.9nft2 = 9834.4nfr2 =3696.

25、1n轴向力：fae2 = ft2 tan =9834.4 tan14 2553 2530.8n ae2 i 2受力分析见图6-2-2 （各力已经向中心作等效变换）f.按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环应力，取0. =0.6,轴的计算应力fae2 = 2530.8n24设计计算及说明结果设计计算及说明3)初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3,取a = 112,得dmin = 39.74mm中速轴的最小直径为安装轴承的轴段直径4和dv二，按轴承内径选取合适值。4)轴的结构设

26、计a.拟定轴上零件的装配方案选用图6-3-1所示的装配方案iriiiiv图 6-3-1b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初步选择滚动轴承。因轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故轴承30209di -n = 45mm选择单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据最小直径的要求，由产品目 录选用单列圆锥滚子轴承 30209,其尺寸为d 父 d 父丁 = 45mm 父85mmm 22.75mm，故 d【- =dv- 打=45mm。(2)m -iv轴段同时为两个齿轮的定位轴肩，故使du皿=dw v。小-dv-vi=45mm齿轮分度圆直径为 86.74mm ,故根据标准尺寸取 dn-m = d

27、-v = 50mm,du - m=50mm计算小齿轮齿根圆到键槽底部距离，米取小齿轮和轴分离。根据齿轮宽度div - v=50mm取 l-m =87mm, l1v-v =82mm。齿轮与轴承之间米用套筒和挡油盘定 位。lu - m=87mm(3)m-iv轴段为两个齿轮的定位轴肩，取卜=5mm ,故l1v - v=82mmdm-iv =60mm。dm- iv=60mm(4)根据齿轮啮合，小齿轮到箱体内壁的距离a1 -12.5mm,大齿轮到箱体内壁的距离 a2 = 17.5mm ；轴承到箱体内壁的距离为s = 10mm,轴承的宽度为t = 20.75mm,所以li-=t+s + a1+(b-li)

28、= 20.75 + 10 + 12.5+(9087) = 46.25mmli - n=46.25mmlv-vi =t +s+a2 +(b2 -liv-v)l_v_vi = 51.25mm=20.75 10 17.5 (85 -82) = 51.25mm（5）根据整体结构，取 l1v = 102mml_m- iv = 102mm各段直径、长度见下表轴段i -nn -mm -iv直径（mm）455060长度（mm）46.2587102备注轴承30209齿轮轴段iv-vv -vi直径（mm）5045长度（mm）8251.25备注齿轮轴承30209总长（mm）368.5c.轴上零件的周向定位大、小齿轮

29、与轴的周向定位均采用平键连接。按dn-m = d” v = 50mm由表6-1查得平键尺寸为 b父h父l =14mm父9mm 乂 70mm。轴承定位采用 过渡配合保证d.导圆和导角查手册取i -n段和v -w段轴端导角为 c=1.6mm, 45 各轴肩处导圆为r=1.6mm。（有定位要求的除外） e.轴上的载荷轴上的受力分析如图 6-3-2所示，各力已向中心转换作为简支梁的跨距为l =72.25 +74.75+189.5 = 336.5mm。根据受力分析及扭矩图和弯矩图，确定危险截面，计算列于下表中载荷水平囿h垂直面v支反力ffnh1 =1560.3n ,fnh2 =3121.5nfnv1 =

30、71.5n ,fnv2 =714q3n弯矩mmh =225.5n mmv =515.9n m总弯 矩m = vm h +m； =4225.52 +515.92 =563.0n m扭矩t2 = 426.52n m25设计计算及说明纪i果fnh2hh1*v图 6-3-2f.按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环应力，取0. =0.6,轴的计算应力cam2 (二丁3)2w= 49.5mpa=49.5mpa ca.(563 103)2 (0.6 426.52 103)230.1 503轴为45钢调质，由表15-1查得仃,=60mpa ,因此仃 仃,

31、1ca17故安全。27结果七、键和轴承的校核设计计算及说明t_键的校核键、轴和轮毂材料均为钢，由机械设计（此段未作说明均查自此书）表6-2查得许用挤压应力ap =100120mpa ,取其平均值ap =110mpa。1）高速轴上键的校核高速轴转矩t1 -118.71n ma.带轮处的键校核键尺寸为bmhxl= 8mm x 7 mm x 70mm ,键的工作长度为 l =l -b =70 8 =62mm ,键与轮毂键槽的接触长度为 k =0.5h =0.5父7 =3.5mm ,由式（6-1）可得2t 1032 118.71 103二p39.1mpa 0 p =110mpap kld 3.5 62

32、 28p故合适。b.小齿轮处键的校核键 尺寸为b x h x l =12 mm 丸8mm x 70mm ,键 的工作 长度为 l = l -b =70 -12 =58mm ,键与轮毂键槽的接触长度为 k =0.5h =0.5父8 =4mm ,由式（6-1）可得_332t 102 118.71 10kld -4 58 40= 25.6mpa ；0p =110mpa故合适。2）中速轴上键的校核中速轴转矩t =426.52n m大、小齿轮处的键校核键尺寸为b x h x l = 14mm父9mmm 70mm ,键 的工作长度为 l =l-b=70 -14=56mm ,键与轮毂键槽的接触长度为 k =

33、0.5h =0.5 父9 = 4.5mm ,由式（6-1）可得2t 1032 426.52 103二p =67.7mpa 二二p =110mpap kld 4.5 56 50p故合适。3）低速轴上键的校核低速轴转矩t3 =1531.82n ma.联轴器处的键校核键尺寸为bhml = 18mm父11mm m100mm ,键的工作长度为二 p = 110mpa二 p =39.1mpa pj =25.6mpa p二 p =67.7mpa35设计计算及说明l =l 0.5b =100 -0.5父18 =91mm ,键与轮毂键槽 的接触 长度为 k =0.5h =0.5x11 =5.5mm ,由式（6-1）可得2t 1032 1531.82 103kld5.5 91 65= 94.2mpa e时y = 1.6 , fr基本额定动载荷 c =54.2kn。轴承 1： fnhi =2528.2n,fnvi =1320.2n径向力：fr1 =