二级同轴式圆柱齿轮减速器设计说明书

1、二级同轴式圆柱齿轮减速器设计说明书目录设计任务书 1 传动方案的拟定及说明 4 电动机的选择 4 计算传动装置的运动和动力参数 5 传动件的设计计算 5 轴的设计计算 8 滚动轴承的选择及计算 14 键联接的选择及校核计算 16 连轴器的选择 16 减速器附件的选择 17 润滑与密封 18 设计小结 18 参考资料目录 18机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器1电动机； 2联轴器； 3齿轮减速器； 4 带式运输机； 5鼓轮； 6联轴器二 工作情况：载荷平稳、单向旋转三 原始数据鼓轮的扭矩 T （N·m）：850 鼓轮的直径 D（ mm）

2、：350 运输带速度 V（ m/s）：0.7 带速允许偏差（） ：5 使用年限（年）：5 工作制度（班 /日）： 2四 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. 键和连轴器的选择与校核；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 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段： 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计 算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知

3、传动机构类型为： 同轴式二级圆 柱齿轮减速器。 故只要对本传动机构进行分析论 证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较 小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。 结构较复 杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴 承润滑较困难电动机的选择1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是： 载荷平稳、 单向 旋转。所以选用常用的封闭式 Y(IP44)系列的 电动机。2 电动机容量的选择1) 工作机所需功率 PwPw3.4kW2) 电动机的输出功率PdPw/3 2 '联轴承齿联轴承0.904Pd3.76kW3 电动机转速的选择nd( i1 '·i2 'in '

4、)nw 初选为同步转速为 1000r/min 的电动机4电动机型号的确定由表 201 查出电动机型号为 Y132M1-6, 其额定 功率为 4kW ，满载转速 960r/min。基本符合题 目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为： inm/nwnw38.4i25.142 合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置，所以 i1i2。 因为 i25.14，取 i 25，i1=i2=5 速度偏差为 0.5%<5% ，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机 轴

5、高速轴 I中间 轴 II低速轴III鼓轮转速（ r/min ）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57转矩 （N·m）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算1 选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理； 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。2）精度等级选用 7级精度；3）试选小齿轮齿数 z1 20，大齿轮齿数 z2100 的；4）选取螺旋角。初选螺旋角 14°

6、2 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷， 所以通过低速级的数据进行计算按式（ 1021）试算，即dt 2KtT·u 1 ZH ZE 计算d u H1）确定公式内的各计算数值（1） 试选 Kt 1.6（2） 由图 1030选取区域系数 ZH 2.433（3） 由表 107 选取尺宽系数 d1（4） 由图 1026 查得 10.75， 2 0.87，则 121.625）由表 106 查得材料的弹性影响系数ZE 189.8Mpa（6）由图 1021d按齿面硬度查得小齿轮的 接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa；大齿轮 的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa；（

7、7）由式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh60×192×1×（ 2×8× 300×5）3.32×10e8N2N1/56.64×107（8）由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.95；KHN2 0.98（9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（ 10 12）得 H1 0.95× 600MPa 570MPa H2 0.98× 550MPa 539MPa H H1 H2/2 554.5MPa 21) 试算小齿轮分度圆直径 d1td1tu1ZHZEu

8、Hd2KtT12 1.6 191 103 1 1.626 2.433 189.8 2 =67.855 554.52) 计算圆周速度=0.68m/sd1t n 2 67 .85192v= =60 1000 60 10003) 计算齿宽 b 及模数 mnt b=dd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= d1t cos= 67.85cos14 =3.39z120h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.894) 计算纵向重合度 = 0.318z1 tan =0.318 × 1 ×tan14。=1.5

9、9(5) 计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=0.68m/s,7级精度，由图 10 8 查得动载系数 KV=1.11；由表 104 查的 KH 的计算公式和直齿轮的相同， 故 KH =1.12+0.18(1+0.6 ×12 )1×12 +0.23×10 3 67.85=1.42 由表 1013 查得 KF =1.36 由表 103 查得 KH =KH =1.4。故 载荷系数K=KAKVKH KH =1×1.03×1.4×1.42=2.056) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆 直径，由式( 1010a)得33d

10、1=d1t K/Kt =67.85 2.05 /1.6 mm=73.6mm7) 计算模数 mnmnmm=3.74d1 cos= 73.6 cos14。 z1 = 203 按齿根弯曲强度设计由式(1017)23 2KTY cos2 YFaYSa mn2 · Fa Sad z1F1) 确定计算参数1) 计算载荷系数K=KAKVKF KF =1 × 1.03× 1.4× 1.36=1.962) 根据纵向重合度 =0.318dz1tan =1.59，从图 1028 查得螺旋角影响系数 Y0。883) 计算当量齿数 z1=z1/cos3 =20/cos3 14。=

11、21.89 z2=z2/cos3=100/cos314。=109.474) 查取齿型系数由表 105 查得 YFa1=2.724；Yfa2=2.1725) 查取应力校正系数 由表 105 查得 Ysa1=1.569；Ysa2=1.7986) 计算 F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98F1=339.29MpaF2=266MPa7) 计算大、小齿轮的 YFaYSa 并加以比较Sa12.74 1.569339.29=0.01262YSa22.172 1.798266=0.01468大齿轮的数值大2)设计计算mn20.01468 =2.42 1.96 co

12、s按圆整后的中心距修正螺旋角 14 0.88 19121 202 1.62mn=2.54 几何尺寸计算1) 计算中心距z1 d1 cos=32.9，取 z1=33 mnz2=165a z1 z2 mn =255.07mm 2cosa 圆整后取 255mm=arcos z1 z2 mn =13。55'50”2a3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 z1mn =85.00mmcosd2 z2mn =425mmcos4) 计算齿轮宽度b=dd1b=85mm B1=90mm，B2=85mm5) 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式 为宜。

13、其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋II 轴：1 初步确定轴的最小直径d A0 NP 126 31.9824 =34.2mmFt1= 2T =899NdFr1=Ft tan n =337N cosFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案i. I-II 段轴用于安装轴承 30307，故取直径 为 35mm。ii. II-III 段轴肩用于固定轴承，查手册得到 直径为 44mm。iii. III-IV 段为小齿轮，外径 90mm。iv. IV-V 段分隔两齿轮，直径为 55mm。v.

14、 V-VI 段安装大齿轮，直径为 40mm。vi. VI-VIII 段安 装套筒和轴承 ，直径为 35mm。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和 长度1. I-II 段轴承宽度为 22.75mm，所以长度为 22.75mm。2. II-III 段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙 12mm，轴承和箱体的间隙 4mm，所以 长度为 16mm。3. III-IV 段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽 度 90mm。4. IV-V 段用于隔开 两个 齿轮，长 度为 120mm。5. V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于齿 轮的宽度，为 83mm。6. VI-VIII 长度为 44mm。4 求轴上的载荷20

15、7.563.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承 30307的Y值为 1.6Fd1=443NFd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。故： Fa1=638NFa2=189N5 精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面由于截面 IV 处受的载荷较大， 直径较小， 所 以判断为危险截面2)截面 IV 右侧的b M m 17.5MPabW截面上的转切应力为 T T2 7.64MPab m T 15.98 7.99MPab m 2 2由于轴选用 40cr，调质处理，所以B 735MPa ， 1 386MPa ， 1 260MPa 。（2P355表 15-1）a）综合系数的计算由 r 2

16、 0.045， D 1.6 经直线插入，知道 d 55 d因轴肩而形成的理论应力集中为 2.23， 1.81，（2P38附表 3-2 经直线插入） 轴的材料敏感系数为 q 0.85， q 0.87， （2P37附图 3-1） 故有效应力集中系 数为k 1 q （ 1） 2.05k 1 q （ 1） 1.70查得尺寸系数为 0.72 ，扭转尺寸系数 为 0.76 ，（2P37附图 3-2）（2P39附图 3-3） 轴采用磨削加工，表面质量系数为0.92，（2P40附图 3-4） 轴表面未经强化处理，即 q 1 ，则综合系数值为K k 1 1 2.93K k 1 1 2.11K 1 2.11b）碳

17、钢系数的确定碳钢的特性系数取为0.1， 0.05c）安全系数的计算轴的疲劳安全系数为1S 1 6.92 K a m amS K a m 24.66ScaS S 6.66 1.5 ScaS2 S2故轴的选用安全。I 轴：1 作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52da1初步确定轴的最小直径A0 3 P1 17.9mmn13轴的结构设计2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长 度d）由 于联轴器一端连接电动机， 另一端 连接输入轴，所以该段直径尺寸受到 电动机外伸轴直径尺寸的限制， 选为 25mm。e）考虑到联轴器的轴向定位可靠， 定位 轴肩

18、高度应达 2.5mm，所以该段直 径选为 30。f）该段轴要安装轴承， 考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，则轴承选用 30207型， 即该段直径定为 35mm。g）该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经标准化，定为 40mm。h）为 了齿轮轴向定位可靠， 定位轴肩高 度应达 5mm，所以该段直径选为46mm。i） 轴肩固定轴承，直径为 42mm。j） 该 段 轴 要 安 装 轴 承 ， 直 径 定 为 35mm。1） 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下： a）该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽 18.25mm，该段长度定为 18.25mm。b）该 段为轴环，宽度不小于 7m

19、m，定 为 11mm。c）该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短 2mm，齿轮宽为 90mm，定为 88mm。d）该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距 离取 13.5mm、轴承与箱体内壁距离 取 4mm（采 用油润 滑），轴承 宽 18.25mm，定为 41.25mm。e）该段综合考虑箱体突缘厚度、 调整垫 片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺 寸，定为 57mm。f） 该段由联轴器孔长决定为 42mm4 按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45 钢的强度极限为 p 275MPa ，又由于轴受的载 荷为脉动的，所以 0.6 。M m2 ( T3 ) 2 W43MPa p III

20、 轴1 作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2 初步确定轴的最小直径da1 A0 3 P1 51.4mm n13 轴的结构设计1) 轴上零件的装配方案2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和 长度-IIII-IVIV-VV-VIVI-VVIIII-VI II直径607075877970长度105113.758399.533.255 求轴上的载荷Mm=316767N.mm T=925200N.mm6. 弯扭校合W 0.1d 3 0.1 603 21600mm3M m2 ( T1) 2 W51.2MPa p 滚动轴承的选择及计算I 轴：

21、1 求两轴承受到的径向载荷5、 轴承 30206 的校核1) 径向力2) 派生力FdA F2YrA 52.7N ，FdB F2YrB 52.7N3) 轴向力 由于 Fa1 FdB 223 52.7 275.7 N FdA ， 所以轴向力为 FaA 223， FaB 52.74) 当量载荷由于 FaA 1.32 e， FaB 0.31 e ，FrAFrB所以 XA 0.4 ， YA 1.6， XB 1，YB 0。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 f p 1.2， 故当量载荷为PA fp (XAFrA YAFaA) 509.04N PB fp(X BFrB YBFaB) 202.225) 轴承寿命

22、的校核10 Cr6100n1 (CPAr ) 3.98 107h 24000hII 轴：6、 轴承 30307 的校核1) 径向力FrA FH21 FV21 1418.5NFrb FH22 FV22 603.5N2) 派生力FdA F2YrA 443N， FdB F2YrB 189N3) 轴向力 由于 Fa1 FdB 892 189 1081N FdA ， 所以轴向力为 FaA 638 N ， FaB 189 N4) 当量载荷由于 FaA 0.45 e ， FaB 0.31 e ，FrAFrB所以 XA 0.4 ， YA 1.6， XB 1，YB 0。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 f p

23、1.2， 故当量载荷为PA f p(XAFrA YAFaA) 1905.84NPBf p(XBFrB YBFaB) 724.2NLh1065) 轴承寿命的校核Cr 760n1 PA( ) 1.50 107 h 24000hIII 轴：7、 轴承 32214 的校核1) 径向力FrA FH21 FV21 842.5NFrb FH22 FV22 842.5N2) 派生力FdA F2YrA 294.6N ， FdB F2YrB 294.6N3) 轴向力由于 Fa1 FdB 294.6 1115 1409.6N FdA ， 所以轴向力为 FaA 1115N ， F aB 294.6N4) 当量载荷由于

24、 FaA 1.32 e， FaB 0.34 e ，FrAFrB所以 XA 0.4 ， YA 1.5， XB 1，YB 0。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 f p 1.2， 故当量载荷为PA fp(X AFrA YAFaA) 2317.87N PB fp(XBFrB YBFaB) 1011N5）轴承寿命的校核10 Cr( ) 56.1 107 h 24000h60n1 PA键连接的选择及校核计算代号直径 （m m）工作 长度 （m m）工作 高度 （m m）转矩 （N ·m）极限 应力 （M Pa）高 速 轴8×7× 60（单头）25353.539.826.012

25、× 8× 80（单头）4068439.87.32中 间 轴12× 8× 70(单头)4058419141.2低 速 轴20×12×80(单头)75606925.268.518 × 11 ×110（单头）601075.5925.252.4由于键采用静联接， 冲击轻微， 所以许用挤压应 力为 p 110MPa ，所以上述键皆安全。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。一、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机， 原动机为电动机， 所以 工作情况系数为 K A 1.5，计算转矩为 Tca K AT1

26、 1.5 39.8 59.7N m所 以 考 虑 选 用 弹 性 柱 销 联 轴 器 TL4 (GB4323-84)，但由于联轴器一端与电动机 相连，其孔径受电动机外伸轴径限制， 所以选 用 TL5 ( GB4323-84) 其主要参数如下：材料 HT200 公称转矩 Tn 125 N m轴孔直径 d1 38mm， d2 25mm轴孔长 L 82mm， L1 60mm 装配尺寸 A 45mm 半联轴器厚 b 38mm(1P163表 17-3)(GB4323-84)二、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机， 原动机为电动机， 所以 工作情况系数为 K A 1.5， 计算转矩为 Tca K AT3 1.5 925.2 1387.8N m 所以选用弹性柱销联轴器 TL10(GB4323-84) 其主要参数如下：材料 HT200 公称转矩 Tn 2000 N m 轴孔直径 d1 d 2 63mm 轴孔长 L