同軸式二級圓柱齒輪減速器

機械工程學院機械設計課程設計說明書設計設計題目：專業(yè)：班姓指導教師：機械設計制造及其自動化學號2016年6月30日目錄一、設計任務書 0二、傳動方案的擬定及說明 0三、電動機的選擇 1四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 2五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3六、傳動件的設計計算 4七、軸的設計計算 10八、滾動軸承的選擇及計算 28九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 33十、聯(lián)軸器的選擇 35十一、減速器附件的選擇和箱體的設計 35十二、潤滑與密封 36十三、設計小結(jié) 37十四、參考資料 38設計計算及說明 結(jié)果一、設計任務書題目：用于帶式輸送機傳動裝置的同軸式二級圓柱齒輪減速器?；緮?shù)據(jù)：已知輸送帶的工作拉力 F=2800N,輸送帶速度v=1.2m/s,及卷筒直徑D=360mm；1030016小時；7-8級齒輪，小批量生產(chǎn)：部件：（1）電動機 （2）減速器 （3）聯(lián)軸器 （4）輸送帶（5）輸送帶鼓輪設計工作量：繪制減速器裝配圖一張0或。2兩張。1份。二、傳動方案的擬定及說明如圖一所示，傳動方案采用同軸式二級圓柱齒輪減速箱，減速器的軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差。常用于輸入和輸出軸同軸線的場合。圖一帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1—電動機；2，4—聯(lián)軸器；3—減速器；5—滾筒；6—輸送帶機械設計課程設計—同軸式二級圓柱齒輪減速器機械設計課程設計—同軸式二級圓柱齒輪減速器PAGEPAGE8設計計算及說明 結(jié)果三、電動機的選擇和計算電動機類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的Ｙ（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構。電動機容量卷筒軸的輸出功率PwP Fvw 1000

28001.21000

3036kW

P3.36kWw電動機的輸出功率PdPP wd 2221 2 3 4,1 2

,,3

為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由《機械設計課程設計（以下未作說明皆為此書中查得表2-2查得圓柱齒輪傳 0.98；1彈性聯(lián)軸器 0.99；運輸機滾筒 0.96；滾動軸承 ，則2 3 40.86 0.86P 3.36d故P w d

3.681kW

P3.618kWdPed由第16章表16-1選取電動機額定功率Ped

4kW。

P 4kWed電動機的轉(zhuǎn)速工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為n 601000vw D

59.68r/min經(jīng)考慮，選定電動機型號為Y132M1-6。設計計算及說明 結(jié)果電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸額定功率(kw)額定功率(kw)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-6 410009602.02.2HDEGKL13238803312515型號四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置總傳動比n 96i m 15.07n 63.69w分配各級傳動比因為減速器為同軸式減速器，所以兩級減速比相同i=15.07ii1

i。i15.07i3.881i23.88設計計算及說明 結(jié)果五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速減速器高速軸為Ⅰ軸，中速軸為Ⅱ軸，低速軸為Ⅲ軸，各軸轉(zhuǎn)速為nnⅠ

960r/min1nn1Ⅱ i22n n2Ⅲ i

960247.42r/3.88247.4263.76r/min3.883各軸輸入功率ed按電動機額定功率Ped

計算各軸輸入功率，即PP 40.983.960kWⅠ d1PP 3.9600.980.983.803kWⅡ 114PP 3.8030.980.983.652kWⅢ 2PP出

143.652kW各軸轉(zhuǎn)矩P 4T9550Ⅰd nⅠ

9550 m960TTⅠ d 1

mTTi Ⅱ Ⅰ 1 2 4TTi

mmⅢ ⅡTT卷

2 31

3m電動機軸高速軸Ⅰ電動機軸高速軸Ⅰ中速軸Ⅱ低速軸Ⅲ卷桶軸960960247.4263.7663.7643.963.8033.6523.43639.7939.39146.78546.95530.62（r/min）功率（kW）轉(zhuǎn)矩（Nm）設計計算及說明 結(jié)果六、傳動件的設計計算1.斜齒輪傳動設計計算按低速級齒輪設計：小齒輪轉(zhuǎn)矩T1

T146.78Nm，小齒輪轉(zhuǎn)速Ⅱnn1

247.42r/min，傳動比ii2

3.88。

斜齒圓柱齒輪選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)①選用斜齒圓柱齒輪②運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）（斜齒輪設計部分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)，硬度為280HB；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)，硬度為240HB，二者40HBS。z24：大齒輪齒數(shù)ziz3.8824931 2 1⑤初選取螺旋角14按齒面接觸強度設計按式(10-21）試算，即

7級精度z 241141d 2KtT1

u1(ZH

ZE)23 d

u ]H①確定公式內(nèi)各計算數(shù)值K1.6t由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)Z 2.433Hc) 由圖10-26查得 0.88， 0.780.881.661 2 1 2T1

146.78Nm由表10-7選取齒寬系數(shù) 11d110-6ZE

189.8MPa210-21dHlim1600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPa10-13N 60n1

jLh

605761(2836510)2.02109N 2 i

2.02109 5.441083.7131設計計算及說明 結(jié)果10-19K 0.90,K 0.94HN1 HN2計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 H1

KHN1

Hlim1S

0.901

MPa540MPa;H2

K HN2 HlimS

0.94550MPa517MPa1H②計算

H1 H2

540517528.5MPa2試算小齒輪分度圓直徑d ，由計算公式得1t21.6422.36103 3.7131 2.433189.82

d 92.40mmd

mm92.40mm 11.66 3.713 528.5 計算圓周速度vd v1

92.40155.13

ms0.7505ms

v1.196ms601000 601000bmntb dd

1.092.40mm92.40mm1m d1

cos 92.40cos14mm3.74mmnt z 241h2.25mnt

2.253.74mmb/h92.40/8.4110.76計算縱向重合度

ztan0.318124tan141.9031計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù)K 1根v1.196ms級精度，由圖10-8A查得動載系數(shù)K 1.04；由表10-4查得K 的值與直齒輪的相同，故v tK1.321 ；因KAt

/b1[422.36/(92.4/2)]/92.498.9N/mm100N/mm表10-3查得K K 1.4；圖10-13查得K 1.28H F 設計計算及說明 結(jié)果故載荷系數(shù)：KK K K K 11.041.41.3211.92A V H H(10-10a)得d 1

K3Kt

90.40

1.92mm98.19mm1.6計算模數(shù)mn1m d1

cos 919cos14mm97mm

m 3.97mmnn z 241按齒根彎曲強度設計由式(10-17)m

2KTY1

cos2 Y YFa San d①確定計算參數(shù)

z21

] F計算載荷系數(shù)KK K K K 11.041.41.281.86A V F F根據(jù)縱向重合度1.90310-28Y0.88計算當量齒數(shù)1z z 1

26.27v1 cos3 cos3142z z 2

101.80v2 cos3 cos314查取齒形系數(shù)由表10-5查得Y 2.592,Y 2.185Fa1 Fa2查取應力校正系數(shù)由表10-5查得Y 1.596,Y 1.787Sa1 Sa2計算彎曲疲勞許用應力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 500MPa大齒輪的彎曲FE1疲勞強度極限 380MPaFE2設計計算及說明 結(jié)果由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K 0.84,K 0.88FN1 FN2取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-12)得

K FN1

FE1

0.84

300.0MPaF1F

SK FN2 FES

1.40.88500238.9MPa1.4

Y YFa Sa，并加以比較Y

]F2.5921.5961S1

300

0..01379F1Y

2.1851.7872Sa2

238.9

0.01634F2大齒輪的數(shù)值大②設計計算

2

m 2.81mmm n

28642.36103088s412421.66

0.01634mmn對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強n度計算的法面模數(shù)，取m 3mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞n強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d 98.19mm來計算應有的齒數(shù)。于1是由1z d1

cos 98.19cos1431.761 m 3 zn 1

32取z 32，則zuz3.88241251 2 1幾何尺寸計算①計算中心距

z 1252a

Zn

125

mm2241.16mm2cos

2cos14

a②按圓整后的中心距修正螺旋角設計計算及說明 結(jié)果機械設計課程設計—同軸式二級圓柱齒輪減速器機械設計課程設計—同軸式二級圓柱齒輪減速器PAGEPAGE9arccos

Z2

arccos124)31313552233因值改變不多，故參數(shù) ,K ,Z 等不必修正 H③計算大、小齒輪的分度圓直徑1dZmn1

323 mm98.75mm1 cos cos131355

d98.75mm12dZmn2

1243 mm381.79mm

d381.79mm22 cos cos131355④計算齒輪寬度bd

d 198.75mm98.75mm1

B 1圓整后取B1

105mm,B2

100mm

B 100mm2由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。高速級小齒輪 大齒

低速級小齒輪 大齒輪傳動比3.88傳動比3.88模數(shù)(mm)螺旋角3中心距(mm)241齒數(shù)32125 32125齒寬(mm)105100 105100分度圓98.75381.7998.75381.79徑齒根圓 91.25 375.04 91.25 375.04齒頂圓104.75388.54104.75388.54旋向左旋右旋右旋左旋設計計算及說明 結(jié)果機械設計課程設計—同軸式二級圓柱齒輪減速器機械設計課程設計—同軸式二級圓柱齒輪減速器PAGEPAGE39七、軸的設計計算高速軸的設計高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)（r/min）高速軸功率（kw）轉(zhuǎn)矩T（Nm960 3.96 39.39作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為d=98.75mm ，根據(jù)《機械設計（軸的設計計部分未作說明皆查此書）(10-14)，則F 239.39 797.77Nt d 98.7510Ftan

tg20

F797.77NF t n 797.77 298.53N tr cos cos131355

F298.53NrFFa

tan797.77tan20108.66N

F108.66Na初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-030

112,于是得d A

P112

3.96

17.96mmmin

03n

3960 dmin17.96mm軸的結(jié)構設計1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ ⅤⅥⅦ設計計算及說明 結(jié)果根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度- ①為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑d =32mm。聯(lián)軸器與軸配合的長度L=80mm- ⅡⅢ角-接觸軸參照工作要求并根據(jù)d 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選-ⅡⅢ取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承7204AC軸承，其尺寸-為d×D×B=20mm×47mm×14mm，故d -ⅢⅣ

Ⅶ-

=20mm；而L-ⅢⅣ-=14+20=34mm，L-=10mm。ⅤⅥ右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得7204AC軸承的定h=3mm3mm，d

=26mm。

=45mm

ⅤⅥ=102mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。

Ⅳ-Ⅴ

Ⅳ-Ⅴ36mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構設計而定L-=60mm。ⅡⅢ至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的軸向定位聯(lián)軸器與軸的周向定位選用平鍵6mm×6mm×63mm，聯(lián)軸器與軸的配H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵6mm×6mm×70mm，為了保m6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角1.245，各圓角半徑見圖長度 直徑軸段編號

配合說明ⅠⅡ（mm）75（mm）18與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合ⅡⅢ6019定位軸肩ⅢⅣ35207204AC配合，套筒定位ⅣⅤ10245與小齒輪鍵聯(lián)接配合ⅤⅥ1049定位軸環(huán)ⅥⅦ30207204AC總長度311mm求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取7204ACa=14.9mm撐跨距為L1=118.5mm，L2+L3=67+57=124mm?？闯鼋孛鍯是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷 水平面HF 1143N，F(xiàn) 1262NNH1 NH2

垂直面VF 2237N，F(xiàn) 1516NNV1 NV2支反力FM H

LNH2 3

85185N

M F LMV NV2 3 aC截面

145551NmmMmax

M2H

MV

851852168646Nmm總彎矩Tmm扭矩設計計算及說明 結(jié)果按彎扭合成應力校核軸的強度(15-5)，軸的計算應力＝M2T)2 16864626

Mpa28.61Mpaca W 0.1403已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得[

]70MPa。因此-1 ca

]，故安全。-1中速軸的設計中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（r/min）（kw）（Nm）247.42 3.83 146.78作用在軸上的力d381.79mm(10-14)，則1

28.61Mpaca安全F

2146.78 768.90Nt1 d 381.79103Ftan tan20F t n 768.90 288.42Nr1 cos cosFFtan768.90tan14191.70Na1 td298.75mm(10-14)，則設計計算及說明 結(jié)果F 2146.782970.76Nt2 98.75103FtanF t n

2970.76tan201115.12Nr2F

cos cos154tan2970.76tan14741.19Na2 t初步確定軸的最小直徑(15-2)4515-3，取A0112,于是得

dmin

27.85mmPd A3

112

3.803

27.85mmmin

0 n 247.42軸的結(jié)構設計擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 0根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的7206AC型角接觸球軸承，其尺寸為d×D×B=30mm×62mm×16mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=16+20=36mm。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得7206AC型角接觸球軸承的定位軸肩高度，因此，左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)的高度為3mm。②取安裝大齒輪出的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ=45mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。③為了使大齒輪軸向定位，取dⅢ-Ⅳ=50mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。設計計算及說明 結(jié)果軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵10mm×8mm×70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角1.245，各圓角半徑見圖長度軸段編號直徑（mm）配合說明（mm）ⅠⅡ 3630與7209AC配合，套筒定位ⅡⅢ 9845與大齒輪鍵聯(lián)接配合ⅢⅣ 9050定位軸環(huán)ⅣⅤ 10345與小齒輪鍵聯(lián)接配合ⅤⅥ 3630與7209AC配合總長度363mm（5）求軸上的載荷23首先根據(jù)軸的結(jié)構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取7206ACa=18.7mm支撐跨距為231L=65.3mm，L1

=190.5，L

=65.8mm。H 看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的M、M及H 載荷 水平面H 垂直面V支反力F

F 68NNH1F 6186NNH2

F 1382NNV1F 2682NNV2C截面

M F L460875NmmH NH2 3

M F LMV NV2 3 a2353536Nmm總彎矩

Mmax

M2H

MV

46087523535362580856Nmm扭矩 Tmm設計計算及說明 結(jié)果設計計算及說明 結(jié)果（6）按彎扭合成應力校核軸的強度(15-5)，軸的計算應力＝M2(T)2

58085626

Mpa50.70Mpa

＝50.70Mpaca W 0.1503 ca已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得[

]70MPa。因此-1 ca

]，故安全。 安全-1低速軸的設計低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（r/min）（kw）T

Nm）63.76 3.652 546.95作用在軸上的力d(10-14)，則F 2546.95 2865.19Nt d 381.79103Ftan tg20F t n 2865.19 1074.771Nr cos cosFFtan2865.19tan14714.37Na t初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3

112，于是得

PA3

112

3.652

43.17mm

dmin

43.17mm0

0 n 63.76軸的結(jié)構設計擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）Ⅰ ⅡⅢ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ設計計算及說明 結(jié)果根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度- d =50mmL- ⅤⅥ1 聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的長度應比L 略短一些，現(xiàn)取1 ⅥⅦ=105mm。7210AC-角接觸球軸。參照工作要求并根據(jù)d 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取-ⅥⅦ標準精度級的

7210AC型角接觸球軸承，其尺寸為d×D×B=50mm×90mm- - - ×20mm，故d =d =50mm；而L =20mm，L =20+20=40mm- - - ⅠⅡ ⅣⅤ ⅠⅡ ⅣⅤ左端滾動軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得7210AC

型角接觸球軸-承的定位高度h=3.5mm，因此，取得d =52mm。右端軸承采用套筒進行軸向定-ⅡⅢ位，同理可得套筒右端高度為3.5mm。-③取安裝齒輪出的軸段Ⅳ的直徑d 齒輪的右端與右端軸承之間采用套-ⅢⅣ筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為100mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段-應略短于輪轂寬度，故取l =98mm。-ⅢⅣ由減速器及軸承端蓋的結(jié)構設計而定-蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm，故取L 。-ⅤⅥ至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為14mm×9mm×80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角2.045，各圓角半徑見圖ⅠⅡⅢⅣⅣⅤ

長度（mm）2010404460

直徑（mm）5054525047

配合說明與7214AC型角接觸球軸承配合軸環(huán)與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位7214AC配合與位105 45 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度 333mm設計計算及說明 結(jié)果設計計算及說明 結(jié)果求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取7210ACa=26.3mm撐跨距為LL1

47.962109.9mmH 看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的M、M及H 載荷 水平面H 垂直面V支反力

F 3943.35N F 2039.50NNH1 NV1F FNH2

3522.72N

NV

4831.04NB截面

M F L264204NmmH NH1 1

M F LV NV2 2362325Nmm總彎矩

max

M2H

MV

2642042

448423Nmm扭矩 Tmm按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力，取0.6，軸的計算應力

22.21Mpa ca＝M2

(T)2

4484232

0.613709202

Mpa22.21Mpaca W 0.1753安全45Cr15-1查得故安全。精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面

]70MPa。因此

]，-1截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面ⅤⅥⅦ無需校核。重；從受載情況來看，截面B上的應力最大。截面Ⅲ的應力集中影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端B不必校核。截面ⅠⅡ顯然更不必校核。由《機械設計》第三兩側(cè)。設計計算及說明 結(jié)果截面Ⅳ左側(cè)W30.1503mm312500mm3WT截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為

0.2503mm

25000mm3M448423504817936.92Nm50截面Ⅳ上的扭矩為T1370920Nmm截面上的彎曲應力

M

17936.92

MPa1.43MPab W 12500截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 TT WT

25000

MPa5.48MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 735MPa, 355MPa, 200MPab 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2r