同济大学同轴式减速箱设计计算书

1、机械设计课程设计计算说明书同轴式减速箱 设计计算及说明主要结果一、设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器(一) 总体布置简图(二) 工作情况工作平稳、单向运转(三) 原始数据运输机卷筒扭矩（Nm）运输带速度（m/s）鼓轮直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）14500.803505102(四) 设计内容1. 电动机的选择与参数计算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(五) 设计任务1. 减速器总装配图1张2. 齿轮、轴零件图各一张3. 设计计算说明书一

2、份二、传动方案的分析与论证本传动方案采用同轴式二级圆柱齿轮减速器，下面对该传动方案的优缺点进行分析：一般选用同步转速为的电动机为原动机，因此传动装置的总传动比约为23或34。根据总传动比的数值可知应选择二级传动。同轴式作为常用的二级减速器传动方案，其常用传动比为840，符合要求。减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。并且此传动方案采用电动机在高速端通过V带传动与减速器相连，有利于整个传动系统结构紧凑、匀称，并且V带传动有缓冲减振，传动平稳，过载保护和减小噪声的优点。但是同轴式结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴长，刚度差，且中间轴承润滑较困难。三、电动机的选择计算(一) 电动机类型和结构

3、形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列的三相异步电动机，它为卧式封闭结构。(二) 电动机的容量(三) 电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由参考资料2表2-1查得V带传动常用传动比范围为，单级圆柱齿轮传动比范围为 ，则电动机转速可选范围为，都符合，初选同步转速为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表所示方案电动机型号额定功率/kW电动机转速（r/min）电动机质量/kg传动装置的传动比同步满载总传动比V带单级齿轮1Y160M-4111500146012333.182.73.512Y160L-61110009701472

4、2.052.33.10由上表的数据可知两个方案均可行，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，可采用方案2，选定电动机型号为Y160L-6。(四) 电动机的技术数据和外形、安装尺寸由参考资料2表20-1、表20-2查出Y160L-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用。见表1表 1 电动机的主要技术参数型号额定功率(kW)同步转速满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160L-61110009702.02.0HDELF×GDHD1604211064512×8385四、传动装置的运动与动力参数的选择和计算五、计算传动装置的运动和动

5、力参数（三） 各轴转矩将计算结果汇总列表备用，见下表2表2 传动装置的运动和动力参数项目电动机轴高速轴1中速轴2低速轴3转速（r/min）97042213644功率（kW）8.17.87.57.2转矩（N）79.75176.52526.651562.73传动比2.33.103.10效率0.960.960.96六、传动零件的设计计算（本小节设计计算所用参数的选择除明确说明外全部参考参考资料1一书）(一) V带传动的设计计算(二) 齿轮传动设计计算由于该齿轮传动为闭式齿轮传动，因此按齿面接触疲劳强度进行设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。而低速级齿轮的齿面接触疲劳强度弱于高速级齿轮，因此先按低速级齿轮设

6、计，然后校核高速级齿轮。1. 低速级齿轮传动设计计算1) 选择齿轮材料、精度等级和热处理类型a) 由表10-1选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为260-280HBS，大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为220-240HBS；b) 由于此运输机为一般工作机，速度不高，故选择7级精度（GB10095-88）2) 选择齿数、齿宽系数，初选载荷系数、螺旋角a) 选小齿轮齿数，则大齿轮齿数b) 由表10-7选取齿宽系数c) 初选载荷系数d) 初选螺旋角对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，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

7、强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由 因值改变不多，故参数、等不必修正2. 高速级齿轮校核1) 选择齿轮材料、精度等级和热处理类型按照低速级齿轮可选择高速级小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为260-280HBS，大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为220-240HBS，由于此运输机为一般工作机，速度不高，故选择7级精度（GB10095-88）2) 选择齿数，初选载荷系数、螺旋角a) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数为b) 初选载荷系数c) 初选螺旋角为 选择齿宽系数由表10-7可知，两支承相对于小齿轮做对称布置的齿宽系数应选择0.91.4。为了尽可能大的利用高速级齿轮的强度，同时保证键的强

8、度，选择。3. 齿轮结构设计4. 验算带速允许偏差5. 总结最后选定齿轮的齿数分别为32和100，分度圆直径分别为,，中心距。齿轮组齿宽为高速组和以及低速组和。两小齿轮采用实心式，两大齿轮采用辐板式。取低速级大齿轮为右旋，则低速级小齿轮为左旋，根据轴向力相抵消的原则课确定高速级大、小齿轮分别为左旋和右旋。结构设计从略。七、轴的设计计算(一) 高速轴的设计计算1. 高速轴上的功率、转速和转矩 2. 求作用在齿轮上的力 各个力的方向见53. 初步确定轴上的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考资料1表15-3，取A0=115，于是得 显然，高速轴的最小直径应作为安装带轮处轴的直径，由于

9、安装带轮这一轴端上有一个键槽，因此需要将放大6%作为，则修正后的 查参考资料2表9-1，选取与带轮相配的轴孔直径为35mm。4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案下图为拟定的装配方案2) 更加轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 为了满足带轮轴向定位的要求，1-2段轴段右端需要制出一轴肩，故取2-3段直径，右端用轴端挡圈定位，查参考资料2表13-19取挡圈直径为65mm。b) 由于大带轮轮毂长度为70mm，为使轮毂和轴径相配合，取。c) 初步选择滚动轴承。由于，因此轴承同时承受径向力和较大的轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。查参考资料2表15-5，初步选择30209型圆锥滚子轴承

10、，其尺寸为，因此。取，右侧轴承的左端面用轴肩固定，查参考资料2表11-4，取。d) 取安装齿轮处的轴段直径。高速级小齿轮的轮毂宽度为95mm，因此取，齿轮右端采用轴环定位，取，由于轴环宽度。e) 设计轴承端盖。由轴承端盖安装处的轴径，轴承孔，根据参考资料2表9-9和表13-7，选择轴承盖普通螺栓为GB/T 5785 35-2000 M8×35。据此可确定轴承盖的厚度，圆整为10mm，由结构确定，。，。f) 由安装的轴径，查参考资料2表16-10，选取毡圈尺寸为。g) 轴承端盖总宽度为41.25mm，根据轴承端盖的装拆及便于观察轴承的润滑情况，取端盖的外端面与大带轮右端面间的距离，故取

11、。h) 根据装配图草图可确定齿轮距轴承端面的距离为19mm，因此， 。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用圆头平键连接。根 据参考资料2表14-1，按d1-2=35mm，选择平键，取键长为50mm，选择带轮和轴段配合为H7/n6,；按d4-5=56mm，取平键，取键长为70mm，选择齿轮与轴的配合为H7/n6.4) 确定轴上圆角和倒角的尺寸参考参考资料1表15-2，选择轴端倒角为，除了4-5、5-6段圆角为R2外，其余都为R1.6.5. 求轴上的载荷首先做出轴的计算简图如下图。图1 高速轴的内力图由参考资料2表15-5查得30209型

12、圆锥滚子轴承的，由此计算出，。由此可做出轴的弯矩图和扭矩图如上图。从轴的结构图以及内力图中可以看出C截面为危险截面。现对C截面的MH、MV及M的值列于下表3表3 高速轴危险截面的内力值载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1= 1803N FNH2=1803NFNV1=928N FNH2=411N弯矩MMH=124227 Nmm MV1=63939 NmmMV2=28289Nmm总弯矩M1=139716 Nmm，M2=127407Nmm扭矩T=176520 Nmm6. 按弯扭合成应力校核轴的危险截面的强度由轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，计算抗弯截面系数，则轴的计算应力为 由轴的材料

13、为45钢，调质处理，由参考资料1表15-1查得，因此，故安全。(二) 低速轴的设计计算1. 低速轴上的功率、转速和转矩 2. 求作用在齿轮上的力 各个力的方向见53. 初步确定轴上的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考资料1表15-3，取A0=110，于是得 显然，高速轴的最小直径应作为安装半联轴器处轴的直径，由于安装带轮这一轴端上有一个键槽，因此需要将放大6%作为，则修正后的 查参考资料2表17-4，选LX4型弹性柱销联轴器，公称转矩为，考虑轴承内圈直径的限制，需定做的联轴器，因此取。4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案下图为拟定的装配方案2) 更加轴向定位的要求确定

14、轴的各段直径和长度a) 为了满足半联轴器轴向定位的要求，6-7段轴段左端需要制出一轴肩，故取6-7段直径，右端用轴端挡圈定位，查参考资料2表13-19取挡圈直径为80mm。b) 由于半联轴器与轴配合的长度为107mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上，取。c) 初步选择滚动轴承。由于，因此轴承同时承受径向力和较大的轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。查参考资料2表15-5，初步选择30214型圆锥滚子轴承，其尺寸为，。左侧轴承的右端端面采用轴肩定位，查参考资料2表11-4，取d) 取安装齿轮处的轴段直径。低速级大齿轮的轮毂宽度为100mm，因此取，齿轮左端采用轴环定位，取，由于轴环宽度。e) 设计

15、轴承端盖。由轴承端盖安装处的轴径，轴承孔，根据参考资料2表9-9和表13-7，选择轴承盖普通螺栓为GB/T 5782-2000 M10×40。据此可确定轴承盖的厚度，由结构确定，。f) 由安装的轴径，查参考资料2表16-10，选取毡圈尺寸为。g) 轴承端盖总宽度为37.5mm，根据轴承端盖的装拆及便于观察轴承的润滑情况，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离，故取。h) 根据装配图草图可确定齿轮距轴承端面的距离为21.5mm，因此，又由低速级两轴承相对于大齿轮做对称布置可知。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位。齿轮与轴的周向定位采用圆头平键连接，半联轴器

16、与轴的周向定位采用半圆头平键连接。根据参考资料2表14-1，按d7-8=64mm，选择平键，取键长为90mm，选择半联轴器和轴段配合为H7/k6,；按d4-5=75mm，取平键，取键长为80mm，选择齿轮与轴的配合为H7/n6。同时为了防止右端轴承安装时将6-7段轴段拉毛，取滚动轴承配合为H7/m5，取6-7段轴承端盖和轴的配合为H7/d11.4) 确定轴上圆角和倒角的尺寸参考参考资料1表15-2，选择轴端倒角为，圆角为R2.5. 求轴上的载荷首先做出轴的计算简图如下图2。由参考资料2表15-5查得30214型圆锥滚子轴承的，由此计算出由两支承对称布置可知。由此可做出轴的弯矩图和扭矩图如图2。

17、从轴的结构图以及内力图中可以看出B截面为危险截面。现对B截面的MH、MV及M的值列于下表4表4 低速轴危险截面的内力值载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1= 5106N FNH2=5106NFNV1=296N FNH2=4088N弯矩MMH=367632 Nmm MV1=21312 NmmMV2=294390Nmm总弯矩M1=368249Nmm，M2=431663Nmm扭矩T=1562730Nmm6. 按弯扭合成应力校核轴的危险截面的强度由轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，计算抗弯截面系数，则轴的计算应力为 由轴的材料为45钢，调质处理，由参考资料1表15-1查得，因此，故安全。图

18、2 低速轴的内力图7. 精确校核轴的疲劳强度（该小节所用参数选择全部来自参考资料1一书）1) 确定危险截面截面C，6，7，D只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以C，6，7，D均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面4的应力集中的影响和截面5相近，但截面4不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但由于键槽和过盈配合引起的应力集中都在两端，而且这里的轴径最大，故截面B也不必校核。截面2和3

19、既不受扭矩作用，弯矩也较小，因此不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面5左右两侧即可。2) 求危险截面的弯矩和扭矩3) 截面4右侧：抗弯截面系数，抗扭截面系数截面4 右侧的弯曲应力和扭转切应力分别为 由轴材料为45钢，调质处理，查表15-1得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2查取。由，查得由附图3-1查得轴材料的敏性系数为因此，有效应力集中系数分别为 由附图3-2查得尺寸系数，由附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为。轴未经表面强化处理，则，则综合系数分别为 又碳钢的特性系数，则安全系数值为 取S=1

20、.7，则，故安全4) 截面4左侧抗弯截面系数，抗扭截面系数截面4 右侧的弯曲应力和扭转切应力分别为 由附表3-8查出过盈配合处的则综合系数分别为 则安全系数值为 ，故安全(三) 中速轴的设计计算1. 中速轴上的功率、转速和转矩 2. 求作用在齿轮上的力对高速级大齿轮： 对低速级小齿轮： 各个力的方向见53. 初步确定轴上的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考资料1表15-3，取A0=130，于是得 显然，该最小直径应作为安装滚动轴承处轴的直径，查参考资料2表15-5选用30210型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案下图为拟定的装配方案2) 更

21、加轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 查参考资料2表11-4，取，为使两齿轮的轴向定位准确，并且由大小齿轮的齿宽分别为90mm和105mm，可取，。b) 两齿轮之间需要轴肩进行轴向定位，查参考资料2表11-4，取，由装配图草图测得c) 由装配图草图测得左侧轴承距大齿轮端面的距离为21.5mm，则,取，右侧轴承距小齿轮端面的距离为19mm，则，取d) 设计轴承端盖。由轴承孔，根据参考资料2表9-9和表13-7，选择轴承盖普通螺栓为GB/T 5782-2000 M8×35。据此可确定轴承盖的厚度，由结构确定， ，。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位。齿

22、轮与轴的周向定位均采用圆头平键连接。根据参考资料2表14-1，按，选择平键，由，取大齿轮轮毂与轴配合的键长为70mm，由，取小齿轮轮毂与轴配合的键长为80mm，选择两齿轮与轴的配合均为H7/n6。4) 确定轴上圆角和倒角的尺寸参考参考资料1表15-2，选择轴端倒角为，圆角为R2.5. 求轴上的载荷首先做出轴的计算简图如下图2。由参考资料2表15-5查得30214型圆锥滚子轴承的，由此计算出，。由此可做出轴的弯矩图和扭矩图如下图3。从轴的结构图以及内力图中可以看出C截面为危险截面。现对C截面的MH、MV及M的值列于下表5表5 中速轴危险截面的内力值载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1= 468N

23、 FNH2=7713NFNV1=1903N FNH2=3394N弯矩MMH2=568019 Nmm MV3= 355468NmmMV4=249051Nmm总弯矩M3=670077 Nmm，M4=620219Nmm扭矩T=526650Nmm6. 按弯扭合成应力校核轴的危险截面的强度由轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，计算抗弯截面系数，则轴的计算应力为 由轴的材料为45钢，调质处理，由参考资料1表15-1查得，因此，故安全。图3 中速轴的内力图八、 滚动轴承的选择和寿命计算(一) 高速轴轴承1. 计算两轴承受到的径向载荷由轴的受力分析可知，两轴承所受的径向载荷分别为 2. 计算两轴承所

24、受到的轴向力查参考资料2表15-5得，对于30209型圆锥滚子轴承，当Fa/Fr>e时，Y=1.5，则由径向力产生的派生轴向力分别为，两派生轴向力的方向见下图，故轴左移，1端压紧，2端放松，则两轴承的轴向力分别为3. 求轴承的当量动载荷查参考资料2表15-5,30207型圆锥滚子轴承，e=0.4，查参考资料1表13-6，取载荷系数，则轴承的当量动载荷为 4. 验算轴承寿命查参考资料2表15-5,30209型圆锥棍子轴承的基本额定动载荷为67.8kN，减速器的寿命因为，因此用轴承1进行验算，因此轴承满足寿命要求。(二) 低速轴轴承1. 计算两轴承受到的径向载荷由轴的受力分析可知，两轴承所受

25、的径向载荷分别为 2. 计算两轴承所受到的轴向力查参考资料2表15-5得，对于30214型圆锥滚子轴承，当Fa/Fr>e时，Y=1.4，则由径向力产生的派生轴向力分别为，两派生轴向力的方向见下图，故轴右移，2端压紧，1端放松，则两轴承的轴向力分别为3. 求轴承的当量动载荷查参考资料2表15-5,30214型圆锥滚子轴承，e=0.42，查参考资料1表13-6，取载荷系数，则轴承的当量动载荷为 4. 验算轴承寿命查参考资料2表15-5,30214型圆锥棍子轴承的基本额定动载荷为132kN，减速器的寿命因为，因此用轴承2进行验算，因此轴承满足寿命要求。(三) 中速轴滚动轴承1. 计算两轴承受到

26、的径向载荷由轴的受力分析可知，两轴承所受的径向载荷分别为 2. 计算两轴承所受到的轴向力查参考资料2表15-5得，对于30210型圆锥滚子轴承，当Fa/Fr>e时，Y=1.4，则由径向力产生的派生轴向力分别为，两派生轴向力的方向见下图，故轴左移，1端压紧，2端放松，则两轴承的轴向力分别为3. 求轴承的当量动载荷查参考资料2表15-5,30210型圆锥滚子轴承，e=0.42，查参考资料1表13-6，取载荷系数，则轴承的当量动载荷为 4. 验算轴承寿命查参考资料2表15-5,30210型圆锥棍子轴承的基本额定动载荷为73.2kN，减速器的寿命因为，因此用轴承2进行验算，因此轴承满足寿命要求。九、 键连接的选择和校核计算查参考资料1表6-2，取1. 高速轴上带轮上的键选用GB/T 1096 普通平键 ，故安全2. 高速轴上带