《二級同軸式減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級同軸式減速器（23頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、目錄 設計任務書 1 傳動方案的擬定及說明 4 電動機的選擇 4 計算傳動裝置的運動和動力參數 5 傳動件的設計計算 5 軸的設計計算 8 滾動軸承的選擇及計算 14 鍵聯接的選擇及校核計算 16 連軸器的選擇 16 減速器附件的選擇 17 潤滑與密封 18 設計小結 18 參考資料目錄 18 本人有此說明書的CAD圖，需要和 我聯系869260800 機械設計課程設計任務書 題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪 減速器 總體布置簡圖 1 —電動機；2—聯軸器；3 —齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓

2、輪；6 —聯軸器 二． 工作情況： 載荷平穩(wěn)、單向旋轉 三． 原始數據 鼓輪的扭矩T （N ? m） : 850 鼓輪的直徑 D（mm）： 350 運輸帶速度 V（m/s）： 0.7 帶速允許偏差（％） ： 5 使用年限（年） ： 5 工作制度（班 / 日）： 2 四． 設計內容 1. 電動機的選擇與運動參數計算； 2. 斜齒輪傳動設計計算 3. 軸的設計 4. 滾動軸承的選擇 5. 鍵和連軸器的選擇與校核； 6. 裝配圖、零件圖的繪制 7. 設計計算說明書的編寫 五． 設計任務 1． 減速器總裝配圖一張 2． 齒輪、軸零件圖各一張 3． 設計說明書一份

3、六． 設計進度 1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算 2、 第二階段：軸與軸系零件的設計 3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制 4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 傳動方案的擬定及說明 由題目所知傳動機構類型為： 同軸式二級圓柱齒輪減速器。 故只要對本傳動機構進行分 析論證。 本傳動機構的特點是： 減速器橫向尺寸較小， 兩大吃論浸油深度可以大致相同。 結構較 復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 電動機的選擇 1．電動機類型和結構的選擇 因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式 Y (IP

4、44)系 列的電動機。 2．電動機容量的選擇 1) 工作機所需功率 Pw Pw = 3.4kW 2) 電動機的輸出功率 Pd= Pw/ n n=n聯n軸承n齒n聯n軸承=0.904 Pd= 3.76kW 3．電動機轉速的選擇 nd=( i1 ' ? i2'…in ') nw 初選為同步轉速為 1000r/min 的電動機 4．電動機型號的確定 由表20- 1查出電動機型號為 Y132M1-6,其額定功率為 4kW，滿載轉速960r/min?；痉?合題目所需的要求。 計算傳動裝置的運動和動力參數 傳動裝置的總傳動比及其分配 1．計算總傳動

5、比 由電動機的滿載轉速 nm 和工作機主動軸轉速 nw 可確定傳動裝置應有的總傳動比為： i = nm/nw nw = 38.4 i = 25.14 2?合理分配各級傳動比 由于減速箱是同軸式布置，所以 i1 = i2。 因為 i = 25.14，取 i= 25, i1=i2=5 速度偏差為0.5%<5%，所以可行。 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 項目 電動機軸 高速軸1 中間軸II 低速軸III 鼓輪 轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 轉矩（N

6、 ? m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 傳動比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 傳動件設計計算 1.選精度等級、材料及齒數 1） 材料及熱處理； 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，二者材料硬度差為 40HBS。 2） 精度等級選用7級精度； 3） 試選小齒輪齒數 z1 = 20,大齒輪齒數 z2= 100的； 4） 選取螺旋角。初選螺旋角 3 = 14° 2?按齒面接觸強度設計 因為低速級的載

7、荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算 按式（10—21）試算，即 '：2KtT u+1'NZe'2 匸?〒E丿 1）確定公式內的各計算數值 （1） 試選 Kt = 1.6 （2） 由圖10— 30選取區(qū)域系數 ZH = 2.433 （3） 由表10— 7選取尺寬系數$ d = 1 （4） 由圖 10 — 26 查得 e a 1 = 0.75, e a 2 = 0.87，則 & a = e a 1+ & a 2 = 1.62 （5） 由表10— 6查得材料的彈性影響系數 ZE = 189.8Mpa （6） 由圖10— 21d按

8、齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 d Hlim1 = 600MPa;大齒輪 的解除疲勞強度極限 d Hlim2 = 550MPa; （7） 由式10— 13計算應力循環(huán)次數 N1 = 60n1jLh = 60X 192X 1 x（ 2X 8X 300X 5）= 3.32X 10e8 N2 = N1/5 = 6.64 X 107 (8) 由圖10- 19查得接觸疲勞壽命系數 KHN1 = 0.95; KHN2 = 0.98 (9) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%,安全系數S= 1,由式(10- 12)得 [d H]1 == 0.95X 600MPa = 570MPa

9、 [d H]2 = = 0.98x 550MPa = 539MPa [d H] = [ d H]1 + [ d H]2/2 = 554.5MPa 2)計算 d1t > 3 2m91 "O3 1 1.62 (1) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t r r2 ZhZe dH ]丿 6〔2.433X89.8 ) I =67.85 5 i 554.5 丿 (2) 計算圓周速度 v=兀 =n 67.85192 =o.68m/s 60 1000 60 1000 (3) 計算齒寬b及模數mnt b= $ dd1t=1 x 67.85mm=67.85m

10、m d1t cosB 67.85 cos14。 mn t= 一 = =3.39 z1 20 h=2.25mnt=2.25 x 3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 (4) 計算縱向重合度e B £ B = 0.318% z1 tan B =0.318 x 1 x tan14。=1.59 (5) 計算載荷系數K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10 — 8查得動載系數 KV=1.11 ;由表10—4查的 KH B的計算公式和直齒輪的相同， 2 2 _3 故 KH B =1.12+0.18(1+0

11、.6 x 1 )1 x 1 +0.23 x 10 67.85=1.42 由表 10—13 查得 KF B =1.36 由表10— 3查得KH a =KH a =1.4。故載荷系數 K=KAKVKH a KH B =1 x 1.03 x 1.4 x 1.42=2.05 (6) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式( 10— 10a)得 3 d1= d1t , K / Kt = 3 =67.85 . 2.05/1.6 mm=73.6mm (7) 計算模數mn dicosp 73.6 cos14。 mn = mm=3.74 z1 20 3 ?按齒根彎曲強度設計

12、 由式(10—17) !■ 2 3 2KTYp cos p YFaYsa \ d Z1 e a —F」 1)確定計算參數 (1) 計算載荷系數 K=KAKVKF a KF p =1 X 1.03 X 1.4X 1.36=1.96 (2) 根據縱向重合度e p =0.318 $ dz1ta np =1.59，從圖10— 28查得螺旋角影響系數 Y p = 0。88 (3) 計算當量齒數 3 3 。 z仁 z1/cos p =20/cos 14 =21.89 3 3 。 z2=z2/cos p =100/cos 14 =109.47 (4) 查取齒型系數 由表 10

13、— 5 查得 YFa仁2.724 ; Yfa2=2.172 (5) 查取應力校正系數 由表 10— 5 查得 Ysa1=1.569 ; Ysa2=1.798 (6) 計算[—F] —F1=500Mpa —F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [—F1]=339.29Mpa [—F2]=266MPa Y Y (7)計算大、小齒輪的 丄節(jié)Sa并加以比較 YFa1YSa1 ~r ~ 2.74H.569 - =0.0126 —F 1 339.29  YFa2YSa2 2.172 1.798 =0.01468 266 大齒輪的數值大。

14、 2）設計計算 mn> 0.01468 =2.4 3 2 1.96 cos214 0.88 191 Y 1 x 202 x 1.62 mn=2.5 4?幾何尺寸計算 1）計算中心距 d1 cosS z1 - =32.9，取 z仁33 mn z2=165 Z1 Z2 mn a - - - =255.07mm 2cosS a圓整后取255mm 2）按圓整后的中心距修正螺旋角 c （Z1 +Z2 Mn 。，” S =arcos - - - =13 55'0” 2a 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 =^mn=85.00mm cosS

15、Z2mn d2 -- =425mm cosg 4） 計算齒輪寬度 b= $ dd1 b=85mm B仁90mm , B2=85mm 5） 結構設計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm ,而又小于 500mm,故以選用腹板式 為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 軸的設計計算 擬定輸入軸齒輪為右旋 II軸： 1 ?初步確定軸的最小直徑 3 p “3‘384 d》A° — = 126 =34?2mm VN V 192 2 ?求作用在齒輪上的受力 2T Ft仁 =899N d Fr1=Ft tan an =337N 10

16、 cosp Fa仁Fttan p =223N ; Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3. 軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 II m iv v vt vii vni i. I-II段軸用于安裝軸承 30307，故取直徑為35mm。 ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為 44mm。 iii. III-IV段為小齒輪，外徑 90mm。 iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為 55mm。 v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為 40mm。 vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為 35mm。 2）根據軸向定位的要

17、求確定軸的各段直徑和長度 1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為 22.75mm。 2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙 12mm，軸承和箱體的間隙 4mm，所以 長度為16mm。 3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度 90mm。 4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為 120mm。 83mm。 5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為 6. VI-VIII 長度為 44mm。 求軸上的載荷 11 66 207.5 63.5 — #

18、uiini Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得軸承30307的Y值為1.6 Fd仁443N Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N 4. 精確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面 2） 截面IV右側的 工 Mm =17.5M P a W 截面上的轉切應力為 r二互 =7.64MPa Wr 12 15.98 2 = 7.99MPa 13 由于軸選用40cr，調質處理，所以 二 B =735MPa，二 =386MPa

19、 ,=260MPa。 （[2]P355 表 15-1） a）綜合系數的計算 r 2 D 由 0.045， 1.6經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應 d 55 d 力集中為：十=2.23，: =1.81， （[2]P38附表3-2經直線插入） 軸的材料敏感系數為q..：；=0.85，q. =0.87， （[2]P37 附圖 3-1） 故有效應力集中系數為 3 =1 -1)= 2.05 k =1 q （： .一1） =1.70 查得尺寸系數為 ==0.72，扭轉尺寸系數為；.二0.76， （[2]P37 附圖 3-2）（ [2]P39 附圖 3-3） 軸采用磨削加工，

20、表面質量系數為-- - - 0.92， （[2]P40 附圖 3-4） P =1 軸表面未經強化處理，即 q 1，則綜合系數值為 K..-；. =肚丄-1 =2.93 % ? K =—丄 -1 二 2.11 叫PT b） 碳鋼系數的確定 碳鋼的特性系數取為■■■<.... = 0.1，: =0.05 c） 安全系數的計算 軸的疲勞安全系數為 14 # Ca -6.92 # -.1 S ］廠亠—=24.66 a . - m 15 # S4 Sea 6.66 ? 1.5 二 S S：

21、S2 故軸的選用安全。 I軸： 1 ?作用在齒輪上的力 FH仁FH2=337/2=168.5 Fv仁F v2=889/2=444.5 2?初步確定軸的最小直徑 da1 = Ao 誓=17.9mm 3.軸的結構設計 1）確定軸上零件的裝配方案 、 I I n hi iv v vi 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 d） 由于聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸 受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為 25mm。 e） 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達 2.5mm，所以該段 直徑選為30。 f） 該段軸要安裝軸承，

22、考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207 型，即該段直徑定為 35mm。 g） 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有 2mm的圓角，經標準化，定為 40mm。 h） 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達 5mm ,所以該段直徑選為 46mm。 i） 軸肩固定軸承，直徑為 42mm。 j） 該段軸要安裝軸承，直徑定為 35mm。 2）各段長度的確定 各段長度的確定從左到右分述如下： a） 該段軸安裝軸承和擋油盤， 軸承寬18.25mm,該段長度定為18.25mm。 b） 該段為軸環(huán)，寬度不小于 7mm，定為11mm。 c） 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短 2mm，齒

23、輪寬為 90mm，定為 88mm。 d） 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取 13.5mm、軸承與箱體內壁距 離取4mm （采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。 e） 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝 尺寸，定為57mm。 f） 該段由聯軸器孔長決定為 42 mm 4 ?按彎扭合成應力校核軸的強度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45鋼的強度極限為[二p] =275MPa，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 :=0.6。 (T3)2 W 二 43MPa ::[二 p] 17 # I

24、II軸 1 ?作用在齒輪上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv仁 Fv2=1685/2=842.5N 2?初步確定軸的最小直徑 da1 = Ao3 * = 51.4mm 3.軸的結構設計 1）軸上零件的裝配方案 # # I \ I廠 '丨丨 I II III IV V VI VII # 2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直徑 60 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9

25、 9.5 33.25 5. 求軸上的載荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 彎扭校合 W =0.1d3 =0.1 60^ 21600mm3 Mm CT, = 51.2MPa 十 p] 滾動軸承的選擇及計算 I軸： 1.求兩軸承受到的徑向載荷 5、軸承30206的校核 1） 徑向力 168.5 2） 派生力 FdA =甩 -52.7N , FdB =空 =52.7N 2Y 2Y 3）軸向力 由于 Fa「FdB =223 52.7 二 275.7N FdA , 所以軸向力為FaA =223 , FaB =52.7 4）當量載

26、荷 由于 弘=1.32 e , b = 0.31 ：： e , F rA F rB 所以 XA =04 , YA =1.6, XB =1 , YB =0 。 由于為一般載荷，所以載荷系數為 fp =1.2，故當量載荷為 Pa 二 fp(XAFrA YaFra) =509.04N PB = fp^F^ YdFab) = 202.22 5) 軸承壽命的校核 6 ^(色 3.98 io7h .24OOOh 60n! Pa II軸： 6、軸承30307的校核 1) 徑向力 FrA =TFH〒VT = 1418.5N Frb = . fH2 Fv22 = 603.5N 2)

27、派生力 FdA =電=443N , FdB 二空=189N dA 2Y 2Y 3) 軸向力 由于 Fai FdB -892 189 =1081 N - FdA , 所以軸向力為FaA =638N , FaB =189N 4) 當量載荷 由于 FaA = 0.45 e，FaB = 0.31 ：： e， F rA F rB 所以 Xa =0.4，Ya =1.6，Xb =1，Yb =0。 由于為一般載荷，所以載荷系數為 fp =1.2，故當量載荷為 Pa = fp(XAFrA YaFra) = 1905.84 N Pb 二 fp(XBFrB YbFrbH 724.2N 5)

28、 軸承壽命的校核 106 Cr Lh ( p =1.50 107 h 24000h 60q Pa III 軸： 7、軸承32214的校核 1）徑向力 FrA」F『1 Fv21 二 842.5N Frb 二「Ff?—Fv? =842.5N 2） 派生力 FdA=電=294.6N , FdB =電=294.6N 2Y dB 2Y 3） 軸向力 由于 Fa1 FdB =294.6 1115 =1409.6N ■ FdA , 所以軸向力為 FaA =1115N , FaB = 294.6N 4) 當量載荷 由于電=1.32 e ,空二 0.34 ：：： e , FrA F

29、rB 所以 XA =04 , YA =1.5, XB =1 , YB =0。 由于為一般載荷，所以載荷系數為 fp =1.2，故當量載荷為 Pa 二 fpgFrA YaFra） = 2317.87N P^ fpgFrB YBFaB^1011N 5）軸承壽命的校核 106 Cr 戸 7 Lh （ ），56.1 10 h 24000h 60 n1 Pa 鍵連接的選擇及校核計算 代號 直徑 （mm） 工作長度 (mm) 工作咼度 (mm) 轉矩 （N ? m） 極限應力 (MPa) 高 速 軸 8X 7X 60 （單頭） 25 35 3.5 39

30、.8 26.0 12X 8X 80 （單頭） 40 68 4 39.8 7.32 中 間 軸 12X 8X 70 （單頭） 40 58 4 191 41.2 低 速 軸 20X 12X 80 （單頭） 75 60 6 925.2 68.5 18X 11X 110 （單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為[二p]=110MPa，所以上述鍵皆安全。 連軸器的選擇 由于彈性聯軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。 二、高速軸用聯軸器的設計計算 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以

31、工作情況系數為 Ka =1.5 , 計算轉矩為 Tc^ KaT1 =1.5 39.8 =59.7N m 所以考慮選用彈性柱銷聯軸器 TL4(GB4323-84 )，但由于聯軸器一端與電動機相連, 其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用 TL5( GB4323-84) 其主要參數如下： 材料HT200 公稱轉矩Tn =125N m 軸孔直徑 d1 = 38mm， d2 =25mm 軸孔長 L = 82mm， L^ 60mm 裝配尺寸A = 45mm 半聯軸器厚b =38mm ([1]P163 表 17-3)( GB4323-84) 三、第二個聯軸器的設計計算 由于裝置用于

32、運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 KA =1.5, 計算轉矩為 Tea =KAT3 =1.5 925.2 =1387.8N m 所以選用彈性柱銷聯軸器 TL10( GB4323-84) 其主要參數如下： 材料HT200 公稱轉矩Tn二2000 N m 軸孔直徑d1 =d2 = 63mm 軸孔長 L = 142mm， L1 = 107mm 裝配尺寸A二80mm 半聯軸器厚b = 58mm ([1]P163 表 17-3)( GB4323-84) 減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內使用，選通氣器（一次過濾） ，采用M18 X 1.5 油面指示器 選用游標

33、尺 M16 起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片 M16X 1.5 潤滑與密封 一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑， 由于低速級周向速度為， 所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑， 取為 35mm。 二、滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 三、 潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利， 考慮到該裝置用于小型設備， 選用 L-AN15 潤滑油。 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（ F） B25-42-7-ACM ，（ F） B70-9

34、0-10-ACM 。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 設計小結 由于時間緊迫， 所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大， 重量也很大。齒輪的 計算不夠精確等等缺陷， 我相信， 通過這次的實踐， 能使我在以后的設計中避免很多不必要 的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 參考資料目錄 [1 ] 《機械設計課程設計》 一版； ，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編， 1995 年 12 月第 [2] 《機械設計（第七版） 》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編， 2001 年 7 月第七版； [3] 《簡明機械設計手冊》 ，同濟大學出版社，洪鐘德主編， 2002年 5月第一版； [4] 《減速器選用手冊》 ，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002年 6月第一版； [5] 《工程機械構造圖冊》 ，機械工業(yè)出版社，劉希平主編 [6] 《機械制圖（第四版） 》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編 四版； 2001 年 8 月第 莫雨松，李碩根， [7] 《互換性與技術測量（第四版） 》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵， 楊興駿編， 2001 年 1 月第四版。 23