同轴二级减速器

1、目 录一、问题重述1二、系统总体方案设计12.1 电动机选择12.2 传动装置的总传动比和传动比的分配22.3 传动装置运动、动力参数的计算3三、传动零件设计53.1 带传动设计53.2 齿轮传动设计6四、轴的结构设计104.1 高速轴的结构设计104.2 中间轴的结构设计144.3 低速轴的结构设计16五、滚动轴承的组合设计205.1 高速轴上轴承设计215.2 高速轴上轴承设计215.3 高速轴上轴承设计22六、键与联轴器的选择226.1 高速轴上键的选择226.2 中间轴上键的选择236.3 低速轴上键的选择236.4 联轴器的选择24七、减速器附件的选择和箱体的设计257.1 箱体的结

2、构及尺寸257.2 减速器的附件267.3 减速器的润滑及密封2628一、问题重述题目：带式运输机传动装置设计工作条件：单向运转，工作平稳，空载起动，两班制工作，每班8小时，输送带速度容许误差为±5%使用年限：10年（设每年工作300天），维修期限间隔3年。生产批量：小批量生产原始数据：运输机工作轴转矩，运输带工作速度，卷筒直径。传动方案要求如图所示 二、系统总体方案设计2.1 电动机选择2.1.1 选择电动机的类型和结构目前应用最广的是Y系列鼠笼式三相异步电机，它结构简单，工作可靠，启动性能好，价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，该装置的载荷平

3、稳，工作环境也能满足要求，故选用Y型三相异步鼠笼式电机。2.1.2 确定电动机功率和型号（1）工作机构所需功率式中 工作机构的转矩； 工作机构的转速； 工作机构自身的传动效率, 取0.96。（2）传动装置的效率，传动装置为串联时，总效率为各级传动效率和轴承、联轴器效率的连乘积，即：式中 带传动的传动效率，取0.96滚动轴承的传动效率，取0.99（一对）8级精度齿轮的传动效率，取0.97联轴器的传动效率，取0.99（3）电机所电动机所需输出的功率： （4）电动机型号的确定查得型号三相异步电动机参数如下额定功率=5.5满载转速=9602.2 传动装置的总传动比和传动比的分配2.2.1 总传动比的计

4、算由上面计算得卷筒的转速电动机的额定转速总传动比: 2.2.2 传动比的分配式中 带传动的传动比，取为3； 减速器中高速级齿轮传动比 减速器中低速级齿轮传动比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，取高速级齿轮传动比，故：低速级的圆柱齿轮传动比为：卷筒的实际转速与理论转速的误差在内，故传动比分配合理。2.3 传动装置运动、动力参数的计算高速轴 中间轴 低速轴图2.3.1 带式输送机传动装置2.3.1 各轴功率的计算高速轴的的输入功率中间轴的输入功率低速轴的输入功率滚筒的输入功率式中 带传动的传动效率，取0.96滚动轴承的传动效率，取0.99（一对）

5、8级精度齿轮的传动效率，取0.97联轴器的传动效率，取0.992.3.2 各轴转速的计算高速轴转速中间轴转速低速轴转速2.3.3 各轴输入转矩的计算高速轴转矩中间轴转矩低速轴转矩表2.3.1 各轴的运动及动力参数项目电动机轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴转速/96032091.426.1226.12功率/4.334.163.993.833.75转矩/43.07124.15416.91400.31371.1三、传动零件设计3.1 带传动设计（1）确定计算功率查表得工作情况系数=1.2，故：（2）选择带的带型根据，查表得选用A型。（3）确定带轮的基准直径并验算带速 1） 初选小带轮的基准直径。由表8-6

6、和表8-8，取小带轮的基准直径2）验算带速。按下式验算带的速度,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据下式计算大带轮基准直径根据表8-8，圆整为。（4）确定V带的中心距和基准长度1）根据式(8-20)，初定中心距。2）由式(8-22)计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度3）按式(8-23)计算实际中心距。中心距变化范围为491.65572.65。（5）验算小带轮上的包角（6）确定带的根数1）计算单根V带的额定功率由和，查表8-4a得。根据，和型带，查表8-4b得。查表8-5得，表8-2得，于是2）计算带的根数。取5根。（7）计算单根带的初拉力的最小值由表8-3得型带的单位长度质量

7、，所以应使带的实际初拉力（8）计算压轴力3.2 齿轮传动设计3.2.1 高速级齿轮传动设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度（GB10095-88）3）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240，二者硬度差为40。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2. 按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即（1）确定公式内各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮传递的转矩3）查表选取齿宽系数4）查表查得材料弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮

8、的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由式10-13计算应力循环次数7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数 8）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（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值2）计算圆周速度3）计算齿宽4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5）计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载系数;直齿轮，;由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支撑不对称布置时，。由，查图10-13得；故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得7）计算模数3. 按齿根弯曲强度设

9、计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式（1） 确定公式内的计算参数1）由图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2）由图弯曲疲劳寿命系数，3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得4）计算载荷系数5）查取齿形系数由表10-5查得，6）查取应力校正系数由表10-5查得，7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2） 设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳算得的模数2.12并就

10、近圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数将小齿轮齿数圆整为大齿轮齿数，为均匀磨损，与互质，取4. 几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径2）计算中心距3）计算齿轮宽度取，5. 结构设计及绘制齿轮零件图（见附件）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。表3.2.1 传动齿轮参数高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.5模数2.5中心距152.5齿数27952795齿宽73687368直径分度圆67.5237.567.5237.5齿

11、根圆64.375234.37564.375234.375齿顶圆7024070240四、轴的结构设计4.1 高速轴的结构设计1. 轴上的功率，转速和转矩功率转速转矩4.163201241502. 求作用在轴上的力圆周力 径向力 法向载荷 3. 初步确定轴的最小直径先按下式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 高速轴的最小尺寸为安装带轮的的直径，考虑在此段轴上要开一键槽，直径在计算的最小直径的基础上增加3%，取.4. 轴的结构设计根据轴上零件的定位、装备及轴的工艺性要求，初步确定出高速轴的结构如下图。图4.1轴的结构图（1）各轴段直径的确定1）为了满足

12、带轮的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径。带轮与轴配合的长度mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取mm。2）轴承选用6308，其尺寸为（mm），故mm；而mm，同样取mm。右端滚动轴承采用轴肩定位，查机械设计手册的mm，同理mm。3）小齿轮宽度mm，故mm。4）取齿轮距箱体内壁之间的距离mm，即mm，同样取mm。5）轴承端盖的总宽度为20mm（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，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离mm，故取mm。6）确定轴上圆角及倒角尺寸查机械设计手册，取轴端倒角为，各圆角半径为R1.6。高速

13、轴各轴段的直径及长度如下表表4.1 各轴端的直径及长度轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-7430与V带轮键联接配合-5036定位V带轮-2340与右滚动轴承6208配合-1649定位右滚动轴承6208-7367.5齿轮-1649定位左滚动轴承6208-2340与左滚动轴承6208配合总长度275mm5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图轴的最危险截面出现在当齿轮与带轮的弯矩相互叠加处，由轴力图可知，最大弯矩将会出现在截面B与C处。对B截面：水平方向弯矩：竖直方向弯矩：由压轴力产生的弯矩：对C截面：水平方向弯矩：竖直方向弯矩：由压轴力产生的弯矩：因为，危险截面出现在B截面处

14、。6. 做出弯矩图及扭矩图图4.2 轴的载荷分析图7. 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据下式以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得。因此，故安全。4.2 中间轴的结构设计1. 轴上的功率，转速和转矩功率转速转矩3.9991.44169002. 求作用在轴上的力（1）大齿轮受力圆周力 径向力 法向载荷 （2）小齿轮受力圆周力 径向力 法向载荷 3. 初步确定轴的最小直径先按下式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 高

15、速轴的最小尺寸为安装大齿轮的的直径，考虑在此段轴上要开一键槽，直径在计算的最小直径的基础上增加3%，取。4. 轴的结构设计根据轴上零件的定位、装备及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下图。图4.3轴的结构图（1）各轴段直径的确定1）轴承选用6410，其尺寸为（mm），故mm；而mm。左端滚动轴承采用轴肩定位，查机械设计手册的mm。2）小齿轮宽度mm，故mm。3）大齿轮宽度mm，故mm，齿轮内径mm，故mm。4）大齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取mm，则轴环处的直径mm。轴环宽度，取mm。齿轮右端采用轴套定位，因此轴套左端 mm，右端轴承左边采用轴套定位，得轴套左端 mm，轴套长度mm

16、。故得mm。5）考虑到小齿轮与低速轴上大齿轮的正确啮合，mm。6）取mm，mm。6）确定轴上圆角及倒角尺寸查机械设计手册，取轴端倒角为，各圆角半径为。中间轴各轴段的直径及长度如下表表4.2 各轴端的直径及长度轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-3150与左滚动轴承6210联接配合-34.562定位左轴承-7367.5齿轮轴-10760-1075定位轴环-6565与大齿轮相配合-50.550与右滚动轴承6210配合总长度371mm5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。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6. 做出弯矩图及扭矩图，如图4.47. 按弯矩合成应力

17、校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。虽然在轴上B处所受的弯矩最大，但是由于小齿轮做成齿轮轴的形式，小齿轮在前面已经校核符合条件，故此处只需校核C处的强度，根据下式以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得。因此，故安全。4.3 低速轴的结构设计1. 轴上的功率，转速和转矩功率转速转矩3.8326.1214003002. 求作用在轴上的力圆周力 径向力 图4.4 轴的载荷分析图法向载荷 3. 初步确定轴的最小直径先按下式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

18、，取 ,于是得低速轴的最小直径显然是安装半联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号，即。4. 轴的结构设计根据轴上零件的定位、装备及轴的工艺性要求，初步确定出低速轴的结构如下图。图4.5轴的结构图（1）各轴段直径的确定1）为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径。半联轴器与轴配合的长度mm，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mm。2）轴承选用6315，其尺寸为（mm），故mm；而mm，同样取mm。右端滚动轴承采用轴肩定位，查机械设计手册的mm。3）齿轮宽度mm，故mm，齿轮内

19、径mm，故mm。4）取齿轮距箱体内支撑架之间的距离mm，即mm。5）轴承端盖的总宽度为20mm（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，取端盖的外端面与半联轴器端面间的距离mm，故取mm。6）齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取mm，则轴环处的直径mm。轴环宽度，取mm。齿轮左端采用轴套定位，因此轴套右端 mm，左端轴承右端采用轴套定位，得轴套左端 mm，轴套长度mm。故得mm。7）确定轴上圆角及倒角尺寸查机械设计手册，取轴端倒角为，各圆角半径为R2.1。低速轴各轴段的直径及长度如下表表4.3 各轴端的直径及长度轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-10563与半联轴器联接

20、配合-5072定位半联轴器-6075与左滚动轴承6315配合-6587与齿轮相配合-10100定位齿轮-1687定位右滚动轴承6315-3775与右滚动轴承6315配合总长度343mm5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。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6. 做出弯矩图及扭矩图，如图4.67. 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据下式以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得。因此，故安全。图4.6 轴的载荷分析图五、滚动轴承的组合

21、设计轴承预计寿命5.1 高速轴上轴承设计径向力 直齿轮轴向力 1. 初步计算当量动载荷，根据式查表得，取2. 求轴承应有的基本额定动载荷3. 按设计手册选的6308轴承4. 验算6308的寿命验算合格，故选用6308轴承5.2 高速轴上轴承设计径向力 直齿轮轴向力 1. 初步计算当量动载荷，根据式查表得，取2. 求轴承应有的基本额定动载荷3. 按设计手册选的6410轴承4. 验算6410的寿命验算合格，故选用6410轴承5.3 高速轴上轴承设计径向力 直齿轮轴向力 1. 初步计算当量动载荷，根据式查表得，取2. 求轴承应有的基本额定动载荷3. 按设计手册选的6315轴承4. 验算6315的寿命

22、验算合格，故选用6315轴承六、键与联轴器的选择6.1 高速轴上键的选择1. 选择键连接的类型和尺寸取普通平键（A型）根据，查表得键的截面尺寸：宽度，高度，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长2. 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查表得许用挤压，取平均值，。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由下式可得键连接强度足够，键的标记为：键6.2 中间轴上键的选择1. 选择键连接的类型和尺寸取普通平键（A型）根据，查表得键的截面尺寸：宽度，高度，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长2. 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查表得许用挤压，取平均值，。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高

23、度。由下式可得键连接强度足够，键的标记为：键6.3 低速轴上键的选择6.3.1 轴与齿轮配合键的选择1. 选择键连接的类型和尺寸取普通平键（A型）根据，查表得键的截面尺寸：宽度，高度，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长2. 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查表得许用挤压，取平均值，。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由下式可得与许用挤压应力上限相差不大，键的标记为：键6.3.2 轴与半联轴器配合键的选择1. 选择键连接的类型和尺寸取普通平键（A型）根据，查表得键的截面尺寸：宽度，高度，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长2. 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查表得许用

24、挤压，取平均值，。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由下式可得键连接强度足够，键的标记为：键6.4 联轴器的选择联轴器的计算扭矩，考虑到转矩变化较小，查表得，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查，选用型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000 班联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。七、减速器附件的选择和箱体的设计7.1 箱体的结构及尺寸名称符号尺寸/mm箱座壁厚9箱盖壁厚19箱盖凸缘厚度b1b1=13.5箱座凸缘厚度bb=13.5箱座底凸缘厚度b2b2=22.5加强筋厚m、m1m=8;m1=8地脚螺钉直径df22地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d118箱盖、箱座联接螺栓直径d214联接螺栓d2的间距150轴承端盖螺钉直径d310观察盖板螺钉直径d410定位销直径d12df、