1309150同軸式減速器說明書

1、機械設計課程設計設計題目: 同軸式二級圓柱齒輪減速器機械與工程系 院（系） 機械設計制造及其自動化 專業(yè) 班級 13機械4班 學號1309150 設計人 葛曉杭 指導教師 李小江目錄一、設計任務書1二、傳動方案的擬定及說明1三、電動機的選擇2四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比3五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4斜齒輪傳動設計計算5六、軸的設計計算10 低速軸的設計10 精確校核軸的疲勞強度11七、滾動軸承的選擇及計算14 低速軸的軸承14九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算15十、聯(lián)軸器的選擇16十一、減速器附件的選擇和箱體的設計16十二、潤滑與密封17十三、設計小結18設計計算及說明結果一、 設

2、計任務書設計一用于帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器1. 總體布置簡圖2. 工作情況工作平穩(wěn)、單向運轉3. 原始數(shù)據運輸機卷筒扭矩（Nm）運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）12500.8035051024. 設計內容(1) 電動機的選擇與參數(shù)計算(2) 斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制(7) 設計計算說明書的編寫5. 設計任務(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）(2)齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙）(3)設計計算說明書一份二、 傳動方案的擬定及說

3、明如任務書上布置簡圖所示，傳動方案采用V帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱，采用V帶可起到過載保護作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小。設計計算及說明結果三、 電動機的選擇1. 電動機類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2. 電動機容量(1) 卷筒軸的輸出功率(2) 電動機的輸出功率傳動裝置的總效率式中，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2-4查得：V帶傳動；滾動軸承；圓柱齒輪傳動；彈性聯(lián)軸器；卷筒軸滑動軸承，則故 (3) 電動機額定功率由第二十章表20-1選取電動機額定功率。3.

4、 電動機的轉速由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍，由表2-2查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍，則電動機轉速可選范圍為設計計算及說明結果可見同步轉速為1000r/min和1500r/min的電動機均符合。這里初選同步轉速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表：方案電動機型號額定功率（kW）電動機轉速（r/min）電動機質量（kg）傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動兩級減速器1Y132M-47.5150014408134.4682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554由表中數(shù)據可知兩個方案均可行，但方

5、案1的電動機質量較小，且比價低。因此，可采用方案1，選定電動機型號為Y132M-4。4. 電動機的技術數(shù)據和外形、安裝尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型電動機的主要技術數(shù)據和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。型號額定功率(kw)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKL×質量（kg）1323880331251510×81四、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1. 傳動裝置總傳動比2. 分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為所得符合一般圓柱齒

6、輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。設計計算及說明結果五、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1. 各軸轉速電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為2. 各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 3. 各軸轉矩電動機軸高速軸中速軸低速軸轉速（r/min）1440480144.5843.55功率（kW）7.286.996.586.19轉矩（）48.28139.07434.631353設計計算及說明結果1. 斜齒輪傳動設計計算按低速級齒輪設計：小齒輪轉矩，小齒輪轉速，傳動比。（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不

7、高，故選7級精度（GB10095-88）由機械設計（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（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)初選取螺旋角（2） 按齒面接觸強度設計按式(10-21）試算，即確定公式內各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c) 由圖10-26查得，d) 小齒輪傳遞的傳矩e) 由表10-7選取齒寬系數(shù)f) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)g) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限h) 由式10-13

8、計算應力循環(huán)次數(shù)：斜齒圓柱齒輪7級精度設計計算及說明結果i) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)j) 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k) 許用接觸應力（取較小者）計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)mntd) 計算縱向重合度e) 計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù) 根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的值與直齒輪的相同，故表10-3查得；圖10-13查得設計計算及說明結果故載荷系數(shù)： f) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得g) 計算模數(shù)（3） 按齒根

9、彎曲強度設計由式(10-17)確定計算參數(shù)a) 計算載荷系數(shù)b) 根據縱向重合度c) 由式（10-18）得螺旋角影響系數(shù)d) 計算當量齒數(shù)e) 查取齒形系數(shù)由圖10-17查得f) 查取應力校正系數(shù)由圖10-18查得g) 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限設計計算及說明結果由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-14)得h) 計算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設計計算對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強

10、度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則（4） 幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為203mm按圓整后的中心距修正螺旋角設計計算及說明結果因值改變不多，故參數(shù)等不必修正計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度圓整后取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。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.32模數(shù)(mm)23

11、.5螺旋角（度）13.96513.095中心距(mm)203齒數(shù)471502687齒寬(mm)9730910093直徑(mm)分度圓98.75367.2493313齒根圓91.25359.7491.25359.74齒頂圓104.75373.24104.75373.24旋向左旋右旋右旋左旋設計計算及說明結果六、 軸的設計計算1. 低速軸的設計(1) 低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）高速軸功率（）轉矩T（）43.556.191353(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=98.75 ，根據機械設計（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按

12、式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 設計計算及說明結果 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=64mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，現(xiàn)取L-=105mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d-=65mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為

13、d×D×T=70mm×150mm×38mm，故d-=d-=70mm；而L-=38mm，L-=38+20=58mm。左端滾動軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得30314型軸承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6mm。取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=75mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。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。軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆，取

14、端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。1） 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18mm×11mm×80mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為20mm×12mm×80mm，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。2） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-3870與滾動軸承30314配合-1082軸環(huán)-9875與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-5870與

15、滾動軸承30314配合-6068與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-10563與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度369mm（5） 求軸上的載荷首先根據軸的結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a值。對于30314型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=31mm。因此，軸的支撐跨距為根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。設計計算及說明結果設計計算及說明結果載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩（5） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據式(15-5)及上表中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切

16、應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。安全設計計算及說明結果七、 滾動軸承的選擇及計算軸承預期壽命 低速軸的軸承選用30314型圓錐滾子軸承，查課程設計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由低速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得p336 八、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算由機械設計式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2，?。?） V帶輪處的鍵取普通平鍵10×63GB1096-79鍵的工作長度鍵高度（2） 高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵12×70GB1

17、096-79鍵的工作長度鍵高（3） 中速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵14×70GB1096-79鍵的工作長度鍵高（4） 中速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵14×70GB1096-79鍵的工作長度鍵高（5） 低速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵20×80GB1096-79鍵的工作長度鍵高該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求設計計算及說明結果（6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵取普通平鍵18×80GB1096-79鍵的工作長度鍵高九、 聯(lián)軸器的選擇根據輸出軸轉矩，查課程設計表17-4選用HL5聯(lián)軸器60×142GB5014-8

18、5，其公稱扭矩為符合要求。十、 減速器附件的選擇和箱體的設計1. 窺視孔和視孔蓋查課程設計（減速器附件的選擇部分未作說明皆查此書）表9-18，選用板結構視孔蓋， 。2. 通氣器查表9-7，選用經一次過濾裝置的通氣冒。3. 油面指示器查表9-14，選用油標尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，選用外六角油塞及封油墊。5. 起吊裝置查表9-20，選用箱蓋吊耳， 箱座吊耳，6. 定位銷查表14-3，選用圓錐銷GB 117-86 A12407. 起蓋螺釘查表13-7，選用GB5782-86 M835該鍵滿足強度要求設計計算及說明結果8. 箱體的設計名稱符號尺寸箱座壁厚8箱蓋壁厚17箱體凸緣厚度b、b1、b2b=12;b1=11;b2=20加強筋厚m、m1m=7;m1=6地腳螺釘直徑df19地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d114箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d210十一、 潤滑與密封由于中速速軸上的大齒輪齒頂線速度大于2m/s，所以軸承采用油潤滑。為防止?jié)櫥屯庑?，用氈圈密封。設計計算及說明結果十二、 設計小結 在平時學習生活中，我們學習了很多相關的課程，像理論力學、材料力學、機械原理、機械設計等等。但是卻很少有機會把所學的知識實際運用出來。通過這次機械設計課程設計，使我