同轴式二级圆柱齿轮减速器完结

1、设计计算及说明结果一、设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图2. 工作情况工作平稳、单向运转3. 原始数据卷筒有运输带卷筒直效 圆 周速度径（mm）力（ N）（m/s）46002.45004. 设计内容(1) 电动机的选择与参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(3) 轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写0/45二、传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V 带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用 V 带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及说明结果

2、1/45601000v6010002.4nwD50091.72r / min三、电动机的选择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 PwFv5000 * 2.4Pw 12kWPw12kW10001000(2) 电动机的输出功率PdPdPw传动装置的总效率3212345式中，1 , 2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2-4查得： V 带传动10.955 ；滚动轴承20.9875；圆柱齿轮传动30.97 ；弹性联轴器40

3、.9925；卷筒轴滑动轴承 50.955 ，则0.9550.987530.9720.99250.9550.82015故 Pd Pw12 14.63kW 0.82015(3) 电动机额定功率 Ped由第二十章表20-1 选取电动机额定功率Ped15kW 。3. 电动机的转速由表 2-1 查得 V 带传动常用传动比范围 i1 ' 24 ，由表 2-2 查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围 i 2 ' 860 ，则电动机转速可选范围为设计计算及说明0.82015Pd14.63kWPed15kW结果2/45nd ' nwi 1 ' i 2 '66810026

4、r / min可见同步转速为750r/min、1000r/min 、1500r/min和 3000r/min的电动机均符合。 这里初选同步转速分别为1000r/min和 1500r/min 的两种电动机进行比较，如下表：方电动机型额 定 功电动机转速（ r/min） 传动装置的传动比案号率（ kW）同步满载总传动V 带两 级 减比传动速器1Y160L-615100097034.4682.513.7872Y160L-4151500146023.2182.210.554由表中数据可知两个方案均可行，但方案2 的电动机质量较小， 且比价低。 因此，可采用方案2，选定电动机型号为Y160L-4 。四、

5、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nm1460i16.0nw91.722. 分配各级传动比取 V 带传动的传动比i 12.5，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为i2i16i 36.4i12.5i2i 3 2.5i16所得 i 2 i3 符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。i12.7i 2i32.73/45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. 各轴转速电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为n0 nm1460r / minn01460n576r / mini12.5n1576n155.13r / mini

6、 22.5n2155.13n45.78r / mini 32.52. 各轴输入功率按电动机额定功率 Ped 计算各轴输入功率，即P0Ped12 kWPP01120.955 11.4kWPP12311.4 0.9875 0.9711kWPP22 311 0.9875 0.9710.5kW3. 各轴转矩T0P095501249.74Nm95501460n0P11.4T95509550118.75Nmn576P11T95509550422.36Nmn155.13T9550P955010.51370.92Nmn45.78电动高速轴中速轴低速轴机轴转速1460576155.1345.78（ r/min

7、）功率（ kW） 1211.41110.54/45转矩49.74118.75422.361370.92（ N m）设计计算及说明结果5/45六、传动件的设计计算1. V 带传动设计计算（ 1） 确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（ V 带设计部分未作说明皆查此书）表8-7 得， 工作情况系数 K A 1.2PcaK A Pd 1.2 1214.4kW（ 2）选择 V 带的带型由 Pca 、 n0 由图 8-11 选用 A 型（ 3）确定带轮的基准直径d d 并验算带速 v初选小带轮的基准直径dd 1 。由表 8-6 和表 8-8 ，取小带轮的基准直径d d1125mm验算带

8、速 v。按式 (8-13)验算带的速度vdd 1n012514601000609.425m / s601000因为 5m / s v30m / s , 故带速合适。Pca14.4kWA 型d d 1125mm计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a), 计算大带轮基准直径 dd 2d d 2i1 dd12.5125312.5mm根据表8-8 ，圆整为 d d 2315mmd d 2315mm（ 4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld根据式 (8-20)，初定中心距 a0500mm 。由式 (8-22) 计算带所需的基准长度Ld 02a0(d d1(d d 2dd1 ) 2(dd 1(d

9、 d 2 d d 1 ) 2d d 2 )2a0dd 2 )24a024a02 500(125(315125)2315)1709.2mm24500由表 8-2 选带的基准长度Ld 1800mmLd1800mm设计计算及说明结果6/45按式 (8-23) 计算实际中心距a。aa0LdLd 150018001709.2545.4mm22中心距变化范围为518.4 599.4mm。（ 5）验算小带轮上的包角11180(dd 2dd 1 ) 57.3180(315125) 57.316090a545.4（ 6）确定带的根数 计算单根 V 带的额定功率由 dd1 125mm 和 n01460r / mi

10、n ，查表 8-4a 得 P01.91kW根据 n01460r / min ， i=2.5和 A 型带，查表 8-4b 得P00.03kW查表 85得 K0.95，表 82得K L0.99于是Pr(P0P0) KK L1.91kW1.8246kW 计算 V 带的根数 z。zPca124.93Pr1.8246取5根。（ 7）计算单根 V 带的初拉力的最小值(F0 )min由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m ，所以(F0 ) min500(2.5KK) Pcaqv2zv500(2.50.95)90.19.4252 N165N0.9559.425应使带的实际初拉力F0(F0

11、)min（ 8）计算压轴力 Fp(F p )min2z( F0 ) minsin125 165 sin 1521622N22设计计算及说明a545.4mm11605 根( F0 )min165N( Fp ) min1622N结果7/452. 斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T1T422.36 N m ，小齿轮转速n1n 155.13r / min ，传动比 ii33.713 。（ 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7 级精度（ GB10095-88）7 级精度由机械设计 （斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-

12、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。z1 24选小齿轮齿数z1 24 ：大齿轮齿数 z2iz1 3.7132489初选取螺旋角1414（ 2）按齿面接触强度设计按式 (10-21 ）试算，即d1t 32K tT1u 1Z HZ E)2u(H d确定公式内各计算数值a)试选载荷系数 K t1.6b)由图 10-30选取区域系数 Z H2.433c)由图 10-26查得1 0.78,20.88，120.78 0.881.66d) 小齿轮传递的传矩 T1 422.36N me)由表 10-7选取齿宽

13、系数d11f)由表 10-6查得材料弹性影响系数 Z E 189.8MPa 2g) 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600；MPa大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPah) 由式 10-13 计算应力循环次数：N 1 60 n1j Lh60 5761 (2 8 365 10) 2.02 109N 12.02109108N 23.7135.44i1设计计算及说明结果8/45i) 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN10.90, K HN 20.94j) 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

14、K HN1H lim 10.90600540MPa;H 1SMPa1H 2KHN2H lim 20.94550 MPa517MPaS1k) 许用接触应力H 1H 2540 517H528.5MPa22计算a) 试算小齿轮分度圆直径 d1t ，由计算公式得21.6422.361033.71312.43323189.8mm 92.40mmd1t11.663.713528.5b) 计算圆周速度vd1t n192.40 155.13100060m s 0.7505m s601000c) 齿宽 b 及模数 mntbd d1t1.0 92.40mm 92.40mmmntd1t cos92.40 cos14

15、mm 3.74mmz124h 2.25mnt2.253.74mm8.41mmb / h92.40 / 8.4110.76d1t92.40mmv0.7505m sd) 计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 1 24 tan14 1.903e) 计算载荷系数 K由表 10-2查得使用系数 K A 1根据 v0.7505m s ， 7 级精度，由图10-8查得动载系数K v1.04 ；由表10-4查得 K H 的值与直齿轮的相同，故K H1.321；因K A Ft / b1 422.36/(92.4 / 2) / 92.498.9N / mm 100N / mm 表 10-3查得 K

16、HK F1.4；图 10-13查得 K F 1.289/45设计计算及说明结果故载荷系数：KK AK VK HK H 1 1.04 1.41.321 1.92f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a) 得d1d1t 3K90.403 1.92 mm 98.19mmK t1.6g) 计算模数 mnmnd1 cos98.19 cos14mn 3.97 mmz1mm3.97mm24（ 3） 按齿根弯曲强度设计由式 (10-17)2KT1Y cos2YFa YSamn32 F d z1确定计算参数a) 计算载荷系数KKA KVKF KF1 1.04 1.41.28 1.86b)

17、根据纵向重合度1.903，从图 10-28查得螺旋角影响系数 Y 0.88c)计算当量齿数zv1z12426.27cos3cos3 14zv2z28997.43cos3cos3 14d) 查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa 12.592,YFa 22.185e) 查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa11.596,YSa21.787f) 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FE 1500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa10/45设计计算及说明结果11/45由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN10.84, K FN 2

18、0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式 (10-12) 得K FN1FE 10.84500F1S1.4300.0MPaKFN2FE 20.88500F 2S1.4238.9MPag) 计算大、小齿轮的YFa YSa，并加以比较F YFa1YSa12.5921.5960.01379300F1YFa 2YSa22.1851.7870.01634238.9F 2大齿轮的数值大设计计算21.86422.3610 30.88cos142mn30.01634mm 2.81mm12421.66对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn3mm ，已

19、可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d198.19mm来计算应有的齿数。于是由z1d1 cos98.19 cos1431.76mn3取 z132，则 z2uz13.71324119（ 4） 几何尺寸计算计算中心距aZ1 Z 2 mn32119 3 mm 233.43mm2 cos2cos14将中心距圆整为233mm按圆整后的中心距修正螺旋角设计计算及说明mn2.81mmz132z2119a233.43mm结果12/45Z1Z2 mn(32119) 3arccos2aarccos213 33 55233因值改变不多，故参数,K ,ZH 等不必修正计算大、小

20、齿轮的分度圆直径d1Z1 mn32398.75mmcosmmcos13 33 55d 2Z 2 mn1193367.24mmcosmmcos13 33 55计算齿轮宽度bdd1198.75mm98.75mm圆整后取 B1105mm, B2100mm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。d1 98.75mm d 2 367.24mmB1105

21、mmB2100mm高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.713模数 (mm)3螺旋角13 33 55中心距 (mm)233齿数3211932119齿宽 (mm)105100105100分度圆98.75367.2498.75367.24直径91.25359.7491.25359.74齿根圆(mm)104.75373.24104.75373.24齿顶圆旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及说明结果13/45七、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（ r / min ）（ kw ）（ N m ）5766.91118.75(2) 作用在轴上的力已知高速级

22、齿轮的分度圆直径为d =98.75 mm ，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2T2118.752405.06 NFt98.75 10 3dFttan n2405.06tg 20Fr900.49 Ncoscos13 33 55Fa Fttan2405.06tg 20 875.37NFt2405.06NFr900.49NFa875.37NFp1622NFp1622 N(3) 初步确定轴的最小直径先按照式子（15-2）初步估算的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根d min 25.64mm据表 15-3，取 A0112 ,于是得d minA03 P11

23、2 3 6.9125.64mmn576(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 14/452）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足 V 带轮的轴向定位， -轴段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 d- =32mm 。V 带轮与轴配合的长度 L1=80mm ，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L - =75mm 。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d- =32mm，由轴承产品目录中初步选取0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 3

24、0307，其尺寸为 d× D×T=35mm× 80mm × 22.75mm ，故 d - =d -=35mm ；而 L - =21+21=42mm ， L - =10mm 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308 型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm ，因此，套筒左端高度为4.5mm ， d - =44mm 。取安装齿轮的轴段- 的直径 d- =40mm ，取 L=103mm 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，取端盖的外端面与V 带轮右端面间的距

25、离L=24mm，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V 带轮与轴的周向定位选用平键10mm × 8mm × 63mm ，V 带轮与轴的配合为H7/r6 ；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm × 8mm × 70mm ，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 ）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2 ，取轴端倒角 1.2 45 ，各圆角半径见图轴段编长度直径配合说明号（mm）（mm）-7530

26、与 V 带轮键联接配合-6032定位轴肩 -4235与滚动轴承 30307 配合，套筒定位 -10340与小齿轮键联接配合 -1044定位轴环 -2335与滚动轴承 30307 配合总长度313mm（ 5）求轴上的载荷15/45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30307 型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm 。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm ， L2+L3=74.5+67.5=142mm 。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 M H、 M V 及 M

27、的值列于下表。设计计算及说明结果16/45设计计算及说明结果17/45载荷水平面 H垂直面 V支反FNH 11143N ， FNH 21262 NFNV 12237N ，FNV 21516 N力 FC 截M HFNH 2L385185 NmmM VFNV 2L3M a145551N mm面弯矩 M总弯矩扭矩M maxM H2M V28518521455512168646N mmca28.61MpaT118750N mm安全（ 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0.6，轴的计算应力M 2( T)216864620.6118750

28、2Mpa28.61MpacaW0.1403已选 定轴的材料 为 45Cr，调 质处理。由表 15-1查得 -1 70MPa 。 因此ca -1 ，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TFt12300.19NFr 1861.22NFa1837.20N（ r / min ）（ kw ）（ N m ）153.66.64422.36(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 d1 367.24mm ，根据式 (10-14) ，则18/452T2422.362300.19NFt1367.24 10 3dFttann2300.19tg 20Fr1861.2

29、2Ncoscos13 33 55Fa1Fttan2300.19tg 20837.20N已知低速级齿轮的分度圆直径为d 298.75mm ，根据式 (10-14)，则设计计算及说明结果19/452422.368554.13NFt 210398.75Ft tann8554.13tg 20Ft 28554.13NFr 23202.79Ncoscos13 33 55Fr 23202.79NFa 2Fttan8554.13 tg 203113.45NFa23113.45N(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 A0

30、112 ,于是得d min A0 3P6.64112 339.31mmn153.6d min39.31mm(4)轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）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，故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据d - =d -=45mm ，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为d× D× T=45mm ×100mm × 27.25mm ，故 L-=L - =27+20=47mm 。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得303

31、09 型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm ，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为 4.5mm 。取安装大齿轮出的轴段 -的直径 d - =50mm ；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 - =55mm ，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20/453 ）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14mm × 9mm × 70mm，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 ）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2 ，取轴端倒角 1.2 45 ，各圆角半径见图轴段编长度直径号（mm）（mm）配合说明-4945与滚动轴承 30309 配合，套筒定位-9850与大齿轮键联接配合 -9055定位轴环 -10350与小齿轮键联接配合 -4545与滚动轴承 30309 配合总长度385mm（ 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 30309 型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑