同轴式二级圆柱齿轮减速器(共42页).docx

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1、精选优质文档-倾情为你奉上机械工程学院机械设计课程设计说明书设 计 题 目： 同轴式二级圆柱齿轮减速器 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 姓 名： 学 号 指 导 教 师： 2016年 6月 30日目 录一、设计任务书0二、传动方案的拟定及说明0三、电动机的选择1四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比2五、计算传动装置的运动和动力参数3六、传动件的设计计算4七、轴的设计计算10八、滚动轴承的选择及计算28九、键联接的选择及校核计算33十、联轴器的选择35十一、减速器附件的选择和箱体的设计35十二、润滑与密封36十三、设计小结37十四、参考资料38专心-专注-专业设计计算及说明结果一

2、、设计任务书题目：用于带式输送机传动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器。1. 基本数据： 已知输送带的工作拉力F=2800N,输送带速度v=1.2m/s,及卷筒直径D=360mm；2. 工作情况：两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳3.工作寿面：使用期限为10年，每年300个工作日，每日工作16小时；4.制作条件及生产批量：中等规模机械厂制造，可加工7-8级齿轮，小批量生产：5.部件：（1） 电动机（2）减速器（3）联轴器 （4）输送带 （5）输送带鼓轮6.设计工作量：（1）绘制减速器装配图一张（A0或A1）。（2）绘制减速器零件图2两张。（3）编写设计说明书1份。二、传动方案的拟定及说明 如图一

3、所示，传动方案采用同轴式二级圆柱齿轮减速箱，减速器的轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。常用于输入和输出轴同轴线的场合。图一 带式输送机传动系统简图1电动机； 2，4联轴器； 3减速器； 5滚筒；6输送带设计计算及说明结果三、 电动机的选择和计算1.电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2.电动机容量(1) 卷筒轴的输出功率(2) 电动机的输出功率传动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计（以下未作说明皆为此书中查得）表2-2查得：圆柱齿轮传动；弹性联轴器；运输机滚筒；滚动轴承，则 故

4、(3) 电动机额定功率由第16章表16-1选取电动机额定功率。3.电动机的转速工作机滚筒的转速为 经考虑，选定电动机型号为Y132M1-6。设计计算及说明结果1. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表16-1、表16-2查出Y132M1-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-6410009602.02.2HDEGKL13238803312515四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 传动装置总传动比2. 分配各级传动比因为减速器为同轴式减速器，所以两级减速比相

5、同i=15.07。设计计算及说明结果五、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为2. 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3. 各轴转矩电动机轴高速轴中速轴低速轴卷桶轴转速（r/min）960960247.4263.7663.76功率（kW）43.963.8033.6523.436转矩（）39.7939.39146.78546.95530.62设计计算及说明结果六、传动件的设计计算1. 斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作

6、机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）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，二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选取螺旋角（2） 按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 由图10-20选取区域系数c) 由图10-26查得，d) 小齿轮传递的传矩e) 由表10-7选取齿宽系数f) 由表10-6查得材料弹性影响系数g) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限h) 由

7、式10-13计算应力循环次数：斜齿圆柱齿轮7级精度设计计算及说明结果i) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数j) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得k) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数mntd) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故；因表10-3查得；图10-13查得设计计算及说明结果故载荷系数： f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得g) 计算模数（3） 按

8、齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数由表10-5查得e) 查取应力校正系数由表10-5查得f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限设计计算及说明结果由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得g) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，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

9、按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则（4） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为241mm按圆整后的中心距修正螺旋角设计计算及说明结果因值改变不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.88模数(mm)3螺旋角中

10、心距(mm)241齿数3212532125齿宽(mm)105100105100直径(mm)分度圆98.75381.7998.75381.79齿根圆91.25375.0491.25375.04齿顶圆104.75388.54104.75388.54旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及说明结果七、轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）9603.9639.39(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=98.75 ，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最

11、小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 设计计算及说明结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=32mm。联轴器与轴配合的长度L1=80mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d-=18mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7204AC轴承，其尺寸为dDB=20mm47mm14mm，故d-=d-=20mm；而L-=14+20=34mm，L-=10mm。

12、右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7204AC轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，套筒左端高度为3mm，d-=26mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=45mm，取L-=102mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，端盖的外端面与联轴器右端面间有一定距离，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位联轴器与轴的周向定位选用平键6mm6mm63mm，联轴器与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键6mm6mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选

13、齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-7518与联轴器键联接配合-6019定位轴肩-3520与7204AC轴承配合，套筒定位-10245与小齿轮键联接配合-1049定位轴环-3020角接触球轴承7204AC轴承总长度311mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7204AC型角接触球轴承，由手册中查得a=14.9mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118.5m

14、m， L2+L3=67+57=124mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，C截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）247.423.83146.78(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径

15、为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则安全设计计算及说明结果(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,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 02）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d-=d-=30mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的7206AC型角接触球轴承，其尺寸为dDB=30mm62mm16mm，故L-=L-=16+20=36mm。两端滚动轴

16、承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得7206AC型角接触球轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为3mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=45mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=50mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L-=100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设计计算及说明结果3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键10mm8mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴

17、上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-3630与7209AC型角接触球轴承配合，套筒定位-9845与大齿轮键联接配合-9050定位轴环-10345与小齿轮键联接配合-3630与7209AC型角接触球轴承配合总长度363mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7206AC型角接触球轴承，由手册中查得a=18.7 mm。因此，轴的支撑跨距为L1=65.3mm， L2=190.5，L3=65.8mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出

18、截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果设计计算及说明结果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）63.763.652546.95(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(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

19、的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 (4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 安全设计计算及说明结果2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=105mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用7210AC型角接触球轴承。参照工作要求并根据d-=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的7210AC型角接触球轴承，其尺

20、寸为dDB=50mm90mm20mm，故d-=d-=50mm；而L-=20mm，L-=20+20=40mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得7210AC型角接触球轴承的定位高度h=3.5mm，因此，取得d-=52mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为3.5mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=50mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=98mm。轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间

21、的距离L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为14mm9mm80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为16mm10mm80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-2050与7214AC型角接触球轴承配合-1054轴环-4052与大齿轮以键联接配合，套筒定位-4450与7214AC型角接触球轴承配合-6047与端盖配合，做联轴器的轴向定位

22、-10545与联轴器键联接配合总长度333mm设计计算及说明结果设计计算及说明结果（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7210AC型角接触球轴承，由手册中查得a=26.3mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理

23、。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中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，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，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，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈

24、配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧。安全设计计算及说明结果2） 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查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 经插值后可查得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为尺寸系数扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为设计计算及说明结果又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。3） 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面

25、右侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查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 安全设计计算及说明结果经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。安全设计计算及说明结果八、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 1. 高速轴的轴承选用7204AC

26、型角接触球轴承，查表13-5，得 （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和设计计算及说明结果 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。2. 中速轴的轴承选用7206AC角接触球轴承，查课程设计表13-5，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和满足寿命要求设计计算及说明结果由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载

27、荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。满足寿命要求设计计算及说明结果3. 低速轴的轴承选用7210AC角接触球轴承，查课程设计表13-5，得 e=0.68（1） 求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 设计计算及说明结果由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。满足寿命要求设计计算及说明结果九、键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表

28、6-2，取（1） 联轴器处的键取普通平键663GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 高速轴上小齿轮处的键取普通平键670GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（3） 中速轴上大齿轮处的键取普通平键1070GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（4） 中速轴上小齿轮处的键取普通平键1070GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（5） 低速轴上大齿轮处的键取普通平键1480GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说

29、明结果（6） 联轴器周向定位的键取普通平键1680GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度 该键满足强度要求十、联轴器的选择根据输出轴转矩，查课程设计表13-4选用GY6联轴器45112GB/T5840-2003，其公称扭矩为符合要求。十一、减速器附件的选择和箱体的设计1. 窥视孔和视孔盖查课程设计（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表14-4，选用板结构视孔盖， 。2. 通气器查表14-9，选用通气塞。3. 油面指示器查表14-5，选用压配式圆型油标A32 JB/T 7941.119954. 放油孔和螺塞选用外六角油塞及封油垫。5. 起吊装置查表14-12，选用箱盖吊耳环

30、， 箱座吊耳钩，设计计算及说明结果8. 箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚9箱盖壁厚19箱体凸缘厚度b、b1、b2b=14;b1=12;b2=23加强筋厚m、m1m=9;m1=8地脚螺钉直径df32地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径d124箱盖、箱座联接螺栓直径d216十二、润滑与密封由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度大于2m/s，所以轴承采用油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。设计计算及说明结果十三、设计小结本减速箱采用焊接箱体结构，轴承座煅造经机加工后焊接在箱体上。底部箱底固定地脚也为焊接结构。设计计算及说明结果参考资料1濮良贵 纪名刚 吴立言 主编 机械设计（第九版）M 高等教育出版社2013 2王利华 主编 机械设计实践教程M 华中科技大学出版社2012 3唐增宝 常建娥 主编 机械设计课程设计（第四版）M 华中科技大学出版社2015