同轴式二级圆柱齿轮减速器

目录设计任务书 (1)传动方案的拟定及说明 (4)电动机的选择 (4)计算传动装置的运动和动力参数 (5)传动件的设计计算 (5)轴的设计计算 (8)滚动轴承的选择及计算 (14)键联接的选择及校核计算 (16)连轴器的选择 (16)减速器附件的选择 (17)润滑与密封 (18)设计小结 (18)参考资料目录 (18)机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一．总体布置简图1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器二．工作情况：载荷平稳、单向旋转三．原始数据鼓轮的扭矩T（N·m）：850鼓轮的直径D（mm）：350运输带速度V（m/s）：0.7带速允许偏差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四．设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写五．设计任务1．减速器总装配图一张2．齿轮、轴零件图各一张3．设计说明书一份六．设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。

结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择1．电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择1） 工作机所需功率P wP w ＝3.4kW2） 电动机的输出功率 Pd ＝Pw/η η＝轴承’联齿轴承联ηηηηη23＝0.904Pd ＝3.76kW3．电动机转速的选择nd ＝（i1’·i2’…in ’）nw初选为同步转速为1000r/min 的电动机4．电动机型号的确定由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW ，满载转速960r/min 。

基本符合题目所需的要求。

计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1．计算总传动比由电动机的满载转速nm 和工作机主动轴转速nw 可确定传动装置应有的总传动比为： i ＝nm/nw nw ＝38.4i ＝25.142．合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i ＝25.14，取i ＝25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩传动件设计计算1． 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；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 ，二者材料硬度差为40HBS 。

2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4） 选取螺旋角。

初选螺旋角β＝14°2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—21）试算，即dt ≥[]321·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H EH d t Z Z u u T K σεφα 1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt ＝1.6 （2） 由图10－30选取区域系数ZH ＝2.433 （3） 由表10－7选取尺宽系数φd ＝1 （4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 （5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE ＝189.8Mpa （6） 由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ； （7） 由式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh ＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8N2＝N1/5＝6.64×107（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 （9） 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[σH ]1＝＝0.95×600MPa ＝570MPa [σH ]2＝＝0.98×550MPa ＝539MPa [σH]＝[σH ]1＋[σH ]2/2＝554.5MPa2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t ≥[]3211·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H EH d t Z Z u u T K σεφα =3235.5548.189433.256·62.11101911.62⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯=67.85（2） 计算圆周速度v=10006021⨯n d t π=10006085192.67⨯⨯π=0.68m/s（3） 计算齿宽b 及模数mntb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mmmnt=11cos z d t β=2014cos 85.67。

=3.39h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 计算纵向重合度εβ εβ=βεβtan 318.01z =0.318×1×tan14。

=1.59（5） 计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取K A =1根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KH β的计算公式和直齿轮的相同，故 KH β=1.12+0.18(1+0.6×12)1×12+0.23×103-67.85=1.42由表10—13查得KF β=1.36由表10—3查得KH α=KH α=1.4。

故载荷系数K=KAKVKH αKH β=1×1.03×1.4×1.42=2.05（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得d1=31/t tK K d =36.1/05.285.67⨯mm=73.6mm（7） 计算模数mnm n 11cos z d β==20cos146.73。

⨯mm=3.743．按齿根弯曲强度设计由式(10—17)1．求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm 6. 弯扭校合33321600601.01.0mm d W =⨯==][2.51)(212p m p MPa WT M σασ<=+=滚动轴承的选择及计算I 轴：1．求两轴承受到的径向载荷5、 轴承30206的校核1） 径向力5.1682121=+=V H r F F F2） 派生力N Y F F rA dA 7.522==，N YFF rB dB 7.522== 3） 轴向力由于dA dB a F N F F >=+=+7.2757.522231， 所以轴向力为223=aA F ，7.52=aB F 4） 当量载荷 由于e F F rA aA >=32.1，e F FrBaB <=31.0， 所以4.0=A X ，6.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为N F Y F X f P aA A rA A p A 04.509)(=+=22.202)(=+=aB B rB B p B F Y F X f P5） 轴承寿命的校核h h P Cr n L Ah 240001098.3)(6010716>⨯==εII 轴：6、 轴承30307的校核1） 径向力N F F F V H rA 5.14182121=+= N F F F V H rb 5.6032222=+=2） 派生力N Y F F rA dA 4432==，N YFF rB dB 1892== 3） 轴向力由于dA dB a F N F F >=+=+10811898921，所以轴向力为N F aA 638=，N F aB 189= 4） 当量载荷 由于e F F rA aA >=45.0，e F FrBaB <=31.0， 所以4.0=A X ，6.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为N F Y F X f P aA A rA A p A 84.1905)(=+=N F Y F X f P aB B rB B p B 2.724)(=+=5） 轴承寿命的校核h h P Cr n L A h 240001050.1)(6010716>⨯==εIII 轴：7、 轴承32214的校核1） 径向力N F F F V H rA 5.8422121=+= N F F F V H rb 5.8422222=+=2） 派生力N Y F F rA dA 6.2942==，N YFF rB dB 6.2942== 3） 轴向力由于dA dB a F N F F >=+=+6.140911156.2941， 所以轴向力为N F aA 1115=，N F aB 6.294= 4） 当量载荷 由于e F F rA aA >=32.1，e F FrBaB <=34.0， 所以4.0=A X ，5.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为N F Y F X f P aA A rA A p A 87.2317)(=+=N F Y F X f P aB B rB B p B 1011)(=+=5） 轴承寿命的校核h h P Cr n L Ah 24000101.56)(6010716>⨯==ε键连接的选择及校核计算由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为MPa p 110][=σ，所以上述键皆安全。

连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为5.1=A K ， 计算转矩为m N T K T A ca ⋅=⨯==7.598.395.11所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 其主要参数如下： 材料HT200公称转矩m N T n ⋅=125轴孔直径mm d 381=，mm d 252=轴孔长mm L 82=，mm L 601= 装配尺寸mm A 45= 半联轴器厚mm b 38=（[1]P163表17-3）（GB4323-84）三、第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为5.1=A K ，计算转矩为m N T K T A ca ⋅=⨯==8.13872.9255.13所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩m N T n ⋅=2000轴孔直径mm d d 6321==轴孔长mm L 142=，mm L 1071=装配尺寸mm A 80=半联轴器厚mm b 58=（[1]P163表17-3）（GB4323-84）减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M16×1.5润滑与密封一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm 。