二級同軸式減速箱設計

1、第一章機械設計課程設計計算說明書設計題目 二級同軸式圓柱齒輪減速器 機電工程 院(系) AP05 班設計者 指導老師 _2008_年 9 月 18 日目 錄一、機械設計課程設計任務書1（一）總體布置簡圖1（二）設計要求1（三）原始技術(shù)數(shù)據(jù)1二、機械裝置的總體方案設計1（一）電動機選擇1（二）分配傳動比2（三）運動和動力參數(shù)計算3三、主要零部件的設計計算4（一）帶傳動的設計計算4（二）齒輪傳動設計計算6（三）軸的設計計算9（四）滾動軸承的選擇及計算17（五）鍵連接的選擇及校核計算18（六）聯(lián)軸器的選擇18四、減速器箱體及附件的設計選擇（一）減速器附件的選擇19（二）潤滑與密封19五、參考文獻20

2、一、機械設計課程設計任務書題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器（一）總體布置簡圖（二）設計要求（1）設計用于帶式運輸機的傳動裝置（2）連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載起動，運輸帶允許速度誤差為5%。（3）使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作。（三）原始技術(shù)數(shù)據(jù)（1）同軸式二級圓柱齒輪減速器簡圖如右圖所示。（2）同軸式二級圓柱齒輪減速器設計原始數(shù)據(jù)運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩運輸帶工作速度卷筒直徑二、機械裝置的總體方案設計（一）電動機選擇（1）選擇電動機類型按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。（2）選擇電動機容量工作軸轉(zhuǎn)矩工作速度卷筒直徑則卷筒軸工

3、作轉(zhuǎn)速根據(jù)，有傳動裝置的總效率為各部份效率為：V帶傳動效率為：，滾動軸承效率（一對），閉式齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率，代入得所需電動機功率為因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可，參考Y系列電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率為11kw。（3）確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速通常，V帶傳動的傳動比常用范圍，二級圓柱齒輪減速器為，則總傳動比的范圍為，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為根據(jù)計算出的容量，由表查出有兩種適用的電動機型號，其技術(shù)參數(shù)比較情況見下表：方 案電動機型號額定功率/Kw同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y161M1-211300029302Y160M-41115001460綜

4、合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及鏈傳動和減速器的傳動比，可知方案1比較適合。因此選定電動機型號為Y160M-4，所選電動機的額定功率P = 11kw，滿載轉(zhuǎn)速n= 1460r/min 。（二）分配傳動比（1）總傳動比（2）分配傳動裝置各級傳動比取V帶傳動的傳動比，則減速器的傳動比i為由于減速箱是同軸式布置，所以近似取，則速度偏差為0.4%<5%，所以可行（三）運動和動力參數(shù)計算電動機軸高速軸中間軸低速軸卷筒軸各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩軸名功率P（kw）轉(zhuǎn)矩T（N·m）轉(zhuǎn)速（r/min）傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸高速軸中間軸低速軸卷筒軸9.939.549.168

5、.9810.349.739.449.078.89162.44681348.11321.667.63160.8463.31361.71308.41460584194.6764.8964.892.53310.960.960.960.98三、主要零部件的設計計算（一）帶傳動的設計計算1、確定計算功率帶式運輸機空載起動，兩班制工作，由機械設計表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.3，故2、選擇V帶的帶型根據(jù)，n1由機械設計圖8-11選用B型。3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v（1）初選小帶輪的基準直徑。由機械設計表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑（2）驗算帶速v因為，故帶速合適。（2）計算大齒輪的基準

6、直徑大齒輪基準直徑4、確定V帶的中心距a和基準長度Ld（1）根據(jù)機械設計式（8-20），初定中心距（2）根據(jù)機械設計式（8-22）計算帶所需的基準長度由機械設計表8-2選帶的基準長度為Ld=2240mm.（3）按機械設計式（8-23）計算實際中心距5、驗算小帶輪上的包角6、計算V帶的根數(shù)（1）計算單根V帶的額定功率由和，查機械設計表8-4a，得根據(jù)，和B型帶，查機械設計表8-4b，得查機械設計表8-5和表8-2，分別得于是，（2）計算V帶的根數(shù)z ，取整數(shù)5根7，單根V帶的初拉力的最小值由機械設計表8-3查得B型帶的單位質(zhì)量為0.18kg/m，所以8、計算壓軸力壓軸力的最小值為（二）齒輪傳動設

7、計計算（以下圖表、公式均查自機械設計第八版）1、選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選用直齒齒輪傳動；（2）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（3）精度等級選用7級精度；（4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)；2、按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（109a）進行試算，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選Kt1.3（2）（3）由表107選取尺寬系數(shù)d1（4）由表106查得材料的彈性影響系數(shù)（5）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大

8、齒輪的解除疲勞強度極限（6）由式（1013）計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×194.67×1×（2×8×300×10）N2N1/3（7）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95（8）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 0.90×600MPa540MPa 0.95×550MPa522.5MPa 2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t（2）計算圓周速度v=（3）計算齒寬b及模數(shù)mtb=dd1t=1×110mm=110mm齒高h=2.25m

9、t=2.25×4.58mm=10.3mmb/h=110/10.3=10.1（4）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.12m/s，7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.11；直齒輪已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1由表104，用插值法查得7級精度，小齒輪非對稱布置時，查的由b/h=10.1，查圖10-13，得故載荷系數(shù)（5）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得d1=（6）計算模數(shù)mn =3、按齒根彎曲強度設計由式(105) （1） 確定計算參數(shù)1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲強度極限；大齒輪的彎由疲勞極限2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN10.85，KFN20.903

10、）計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S1.4，由式（1012）得 4）計算載荷系數(shù)5）查取齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)由表105查得；6）計算大小齒輪的并加以比較=大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算取標準值m=5mm按接觸強度算得分度圓直徑d1=117.6mm算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)4、計算中心距（1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距（3）計算齒輪寬度b=dd1=120mm 取B2=120mm ，B1=125mm，（4）結(jié)構(gòu)設計因大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)。（三）軸的設計計算軸（中間軸）： 軸上小齒輪直徑 大齒輪直徑1 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)

11、處理。根據(jù)機械設計表15-3，選取A0=126，于是得2 求作用在齒輪上的受力3 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）I-II段軸用于安裝軸承6410，直徑為50mm。長度為54.5mm。2）II-III段用于安裝小齒輪，直徑為55mm。長度為122mm。3）III-IV段為分隔兩齒輪，外徑65mm。長度為117.5mm。4）IV-V段安裝大齒輪，直徑為55mm。長度為117mm。5）V-VI段安裝軸承，直徑為50mm。長度為57mm。4 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。再根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 5 按彎矩合成

12、應力校核軸的強度從彎矩和扭矩圖中可以看出截面A受的載荷較大，判斷為危險截面。故在此只校核截面A的強度。由于軸受的載荷脈動循環(huán)變應力，所以取。軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計查得。因此，故安全。6 精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面 截面A上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑較大，故不必校核。截面應力集中，且左側(cè)軸直徑較小。故對截面左側(cè)進行較核即可。（2）截面左側(cè)截面左側(cè)的彎矩M為截面左側(cè)的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的轉(zhuǎn)切應力為軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機械設計表15-1查得，由機械設計附表3-2經(jīng)插值后查得，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中

13、系數(shù)，又由機械設計附圖3-1查得軸的材料敏感系數(shù)為，故有效應力集中系數(shù)為由機械設計附圖3-2查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，軸采用磨削加工，由機械設計附圖3-2查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸表面未經(jīng)強化處理，即，按機械設計式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)值為又由機械設計第三章1、2節(jié)所學內(nèi)容得碳鋼的特性系數(shù)，于是，計算軸的疲勞安全系數(shù)為故軸的選用安全。軸（低速軸）：1、 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表15-3，選取A0=112，于是得輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使段軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設計

14、表14-1，取KA=1.3，則。查機械設計綜合課程設計表6-10，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000N·m。半聯(lián)軸器的孔徑為d=60mm，故取軸的最小直徑dmin=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm。2、求作用在齒輪上的受力3、軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）I-II段軸用于安裝聯(lián)軸器，直徑為60mm。半聯(lián)軸器與軸配合的長度L1=107mm，為了保證軸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上。I-II段的長度應比L1略短一些，取I-II段長度為105 mm。2）IV-V段安裝大齒輪，直徑為75mm

15、。軸段長度要比齒輪輪轂短3mm，齒輪寬為120mm，故取長度為117mm。3）III-IV段安裝軸承6314，故外徑取70mm。取齒輪與箱體內(nèi)壁的距離為15mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取8mm，軸承寬35mm，故III-IV段長度L=（15+8+35+120-117）=61mm。4）為了使齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，故V-VI直徑為85mm。長度為12mm。5）-段用于固定軸承，直徑為80mm。長度為11mm。6）-段安裝軸承，外徑70mm。長度為35mm。7）綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸。取II-III段直徑為65mm。長度為50mm。4、求軸上的載

16、荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。再根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。水平面垂直面5、按彎扭合成應力校核軸的強度結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。所以只校核截面A的強度。由于軸受的載荷脈動循環(huán)變應力，所以取。軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計查得。因此，故安全。軸（高速軸）1、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表15-3，選取A0=126，于是得取整數(shù)2、作用在齒輪上的力3、 軸的結(jié)構(gòu)設計1） 軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）I-II段軸安裝軸承6309，外徑45mm。長度為3

17、5.5mm。2）為了使齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，故II-III段直徑為60mm。長度為10mm。3）III-IV段安裝小齒輪，直徑為50mm。軸段長度要比齒輪輪轂短3mm，齒輪寬為125mm，故取長度為122mm。4）IV-V段安裝軸承6309，故外徑取45mm。取齒輪與箱體內(nèi)壁的距離為12.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取8mm，軸承寬25mm，故III-IV段長度L=（12.5+8+25+125-122）=48.5mm。5）綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度。取V-段直徑為40mm。長度為50mm。6）-段接皮帶輪，外徑35mm。長度為100mm。4、求軸上的載荷 根

18、據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。再根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 5、按彎扭合成應力校核軸的強度結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。所以只校核截面A的強度。由于軸受的載荷脈動循環(huán)變應力，所以取。軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計查得。因此，故安全。（四）滾動軸承的選擇及計算1、軸（高速軸）：軸承6309 由于軸外伸部分接皮帶輪，上面帶輪設計計算出帶輪壓軸力所以顯然軸承2所受徑向力比軸承1受到的徑向力大，故以軸承2進行驗算軸承2所受徑向力由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為軸承壽命2、（中間軸）：軸承6410 顯然軸承1受的徑向力較大，故

19、用軸承1進行驗算徑向力由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為軸承壽命3、 軸（低速軸）：軸承6314水平面垂直面徑向力 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為軸承壽命（五）鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（N·m）極限應力（MPa）高速軸14×9×11050964.5162.415中間軸16×10×1105594546836.216×11×1105594546836.2低速軸20×12×110759061348.166.618×11×90（單頭）60815.51348.11