二級齒輪減速器（同軸式）_機械設計課程設計說明書

1、課程設計同軸式二級減速器(6-E)機械設計課程設計 2021-2021第2學期 設計題目： 二級齒輪減速器同軸式姓 名： 班 級： 指導教師： 成 績： 日期：2021年7月 目 錄1. 設計目的32. 設計方案34 3.1 電機選擇4 3.2 傳動裝置的總傳動比及分配564. 傳動件的設計8 4.1 V帶的設計8 4.2 齒輪的設計9 12 5.1 高速軸及軸上零件的設計、校核12 5.2 中速軸及軸上零件的設計、校核17 5.3 低速軸及軸上零件的設計、校核216. 箱體結構的設計257. 潤滑設計268. 密封類型的設計269. 其他附件的設計2610. 參考文獻27一、設計目的： 帶式

2、運輸機傳動系統(tǒng)中的二級圓柱齒輪減速器 1工作條件要求減速器沿輸送帶運動方向具有最小尺寸，單向運轉，有輕微振動，兩班制工作，使用期限10年。2原始數(shù)據(jù)條件題 號6-A6-B6-C6-D6-E輸送帶拉力FKN輸送帶速度vm/s輸送帶滾筒直徑D(mm)4204104004304503設計工作量1設計說明書2減速器裝配圖3減速器零件圖1) 中間軸零件圖2中間軸大齒輪零件圖3下箱體零件圖 2、 設計方案：三、傳動裝置的總體設計3.1 電動機的選擇設計內容計算及說明結 果1、選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動機，其機構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V2、選擇電動機的容量工

3、作機的有效功率為：從電機到工作機輸送帶間的總效率為：式中，分別為V型帶，軸承，齒輪傳動，聯(lián)軸器的傳動效率，有機械課程設計表可知V型帶的傳動效率為=0.96，本設計選擇球軸承故傳動效率=0.99，齒輪為圓柱齒輪8級精度油潤滑故=0.97，聯(lián)軸器選擇彈性聯(lián)軸器故9。 77所以需要電動機的工作功率為：=0.86773、確定電動機的轉速按表推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比=840,而工作機卷軸筒的轉速為： 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量和價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定使用同步轉速為1500r/min的電動機 根據(jù)電動機的類型、容量和轉速，由電機產品目錄或有關手冊選定電動機的

4、型號為Y132S-4，其主要性能如下表所示:電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/min)Y132s-41440質量為68kg 3.2 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比設計內容計算及說明結 果1、總傳動比 2、分配傳動比考慮潤滑的條件，為使兩級大齒輪相近，取 第一級為帶傳動減速故可取 =4,故： =4 3.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)設計內容計算及說明結 果1、各軸的轉數(shù)軸 軸 軸 r/min卷筒軸 =360 2、各軸的輸出功率軸 kw軸kw軸 kw卷筒軸 kw kw kw kw kw3、各軸的輸出轉矩故軸軸軸卷筒軸將上述計算結果匯總與下表:帶式傳動裝置的運動和動力參軸名功率P/k

5、w轉矩T/m轉速r/min傳動比i效率電機軸36.514404軸360軸1軸11801卷筒軸1四、傳動件的設計 4.1 減速器外傳動部件V帶的設計設計內容計算及說明結 果1、帶的型號和根數(shù)確實定額定功率P=5.5 KW 取KA根據(jù)功率KA和小帶輪轉速n1=1440r/min按機械設計圖8-11推薦帶型選擇：普通V帶A型 普通V帶V帶A型2、主要參數(shù)的選擇取小輪基準直徑d1=90mm大輪基準直徑d2= mm由表8-8圓整為355mm帶速 m/s初步確定中心距ao,即 0.7d1+d2ao2d1+d2 311.5mm ao890 mm 取ao=700基準長度 查表8-2選Ld=1400mm實際中心

6、距a mm考慮到傳動的安裝、調整和V帶張緊的需要，中心距的變動范圍為:667mm730mm小包角 900 ，滿足條件計算V帶根數(shù)查表得 K42 KL= P0=1.064KW PKW所以：故取6根單根V帶的初拉力最小值 N作用在帶輪軸上的最小壓軸力Fq Nd1=90mmd2=355mmm/s=1424mmLd=1420mm=688mm=157.90Z=6=N=1N 4.2 減速器內傳動部件的設計.1低速級齒輪設計設計內容計算及說明結 果1、選擇材料、熱處理方法及公差等級及齒數(shù)1選用直齒齒輪2大小齒輪均為鍛鋼，小齒輪材料為45鋼調質，硬度為2250HBS 大齒輪材料為45鋼調質，硬度為220HBS

7、。（3） 選用的精度等級為8級（4） 選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)7745鋼小齒輪調質處理大齒輪調質處理8級精度Z1=24Z2=772、計算傳 動的主要尺寸2、計算傳 動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行計算，其設計公式為：1確定公式內各計算數(shù)值1） 選載荷系數(shù)=1.3。2） 小齒輪傳遞的扭矩T1=。3） 查表10-7，齒寬系數(shù)。4） 查表10-6， ZEMP1/25） 查圖10-2d，小齒輪，大齒輪6) 應力循環(huán)次數(shù)7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，8) 接觸疲勞許用應力取平安系數(shù)S=1（2） 計算1） 計算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小值2） 圓周速度v3） 齒寬

8、4） 模數(shù)齒高齒寬齒高之比5） 載荷系數(shù)V=0.619m/s，8級精度，查圖10-8，取動載荷系數(shù)直齒輪，。查表10-2，取使用系數(shù)。由表10-4,8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置，由，查圖10-13，得故載荷系數(shù)6） 按實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑7） 計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設計（1） 確定各計算參數(shù)1） 查圖10-20C，彎曲疲勞強度極限，2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3） 計算彎曲疲勞許用應力4） 載荷系數(shù)K5） 查齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)查表10-56） 計算大小齒輪的并加以比擬。，大齒輪的數(shù)值較大。（2） 設計計算故取模數(shù)m=4mm，小齒輪分度圓直徑。，取。4. 幾何尺寸

9、計算分度圓直徑。中心距齒輪寬度，取 由于此題是同軸式二級減速器，因此必須保證高、低速級齒輪中心距完全相同。有傳動參數(shù)數(shù)據(jù)表可知，低速級齒輪受力比高速級大，因此取高速級齒輪的參數(shù)如齒數(shù)與模數(shù)以及材料與低速級相同。 五、軸及軸上零件的設計計算設計內容計算及說明結 果1、條件 高速軸傳遞的功率p1= kw，轉速n1=360r/min2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，應選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調制處理3、初算軸徑 才由教材表15-3查得C=126-103，取C=105，那么：軸最小軸徑處和V帶輪之間有一個鍵槽，軸徑軸徑應該增大5%，軸端最細處的直徑：d1mm

10、+*0.05mm= mm圓整為標準系列值，取30mmdmin=30mm4、結構設計軸的結構如下圖1） 帶輪及軸段I的設計: dI=30mm V 帶與軸配合長度L=2dI=60mm 2軸段II的設計： 由于V帶輪的寬度大于60mm，II段左端要留出足夠的長度保證帶輪到軸承端蓋的距離可以在不拆帶輪的情況下卸軸承端蓋上的螺釘，右端伸入齒輪2mm，于是取131mm。dII=40mm.3） 與齒輪配合段III設計：齒輪寬120mm，取這段長118mm。dIII=45mm4） 軸肩IV的設計： 軸肩取長13mm，高4mm。5) 與軸承配合段V的設計： 長15mm，直徑40mmdI=30mmLI=60mmd

11、II=40mmLII=131mmdIII=45mmLIII=118mmdIV=53mmLIV=13mmdv=40mmLv=15mm5、鍵連接軸上零件的周向定位：齒輪用的鍵為b*h*l=14*9*110V帶選用的鍵尺寸為b*h*l=8*7*56A型平鍵連接齒輪b*h*l=14*9*110V帶b*h*l=6*6*646、倒角倒角為C2.7、軸的受力分析畫軸的受力分析圖，軸的受力分析分析圖如下圖： ：作用在齒輪上的圓周力徑向力壓軸力如圖，由力矩平衡和靜力平衡求得各力大小設向上和垂直紙面向外方向為正，最大彎矩扭矩2235N950N8、強度的校核彎矩最大處為危險截面彎曲截面系數(shù)為：按第三強度理論取，那么

12、軸符合強度要求。9、鍵連接強度的校核V帶處鍵連接的擠壓應力為：與齒輪連接鍵的擠壓應力為：鍵的材料都是鋼，查表的取值為100-120，故符合強度要求。10校核軸的壽命軸承選用深溝球軸承6008GB/T 276-1994軸承的徑向載荷，因為是直齒輪，軸向力幾乎為零。當量動載荷取，按照一天工作16小時，一年300個工作日，可滿足2年的使用壽命。軸承兩年一換 5.2 中間軸的設計與計算設計內容計算及說明結 果1、條件 中間軸齒輪的功率為kw，轉速n2=r/min2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，應選用常用的材料45鋼，調質處理材料45鋼調質處理3、初選軸徑由教材表15-3

13、查得C=126-103，取C=105，那么：取50mm50 mm4、結構設計軸的結構如下圖從左往右第一段與軸承和套筒配合，取直徑為50mm，第二段與低速級小齒輪配合，取直徑55mm，長118mm，第三段為軸肩，高5mm，長由箱體決定，為70.5mm，第三段與高速級大齒輪配合，直徑55mm，長113mm，最右段與軸承和套筒配合，直徑50mm，長33.5mm。 5、鍵連接軸上零件的周向定位： 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用A型平鍵連接。查表得：大齒輪選用的鍵尺寸為b*h*l=16*10*110小齒輪選用的鍵尺寸為b*h*l=16*10*1106、倒角兩端倒角均為C27、軸的受力分析：作用在齒輪上的

14、大齒輪：圓周力徑向力小齒輪：圓周力徑向力(1) 畫軸的受力分析圖，軸的受力分析圖如下列圖所示：如圖，由力矩平衡和靜力平衡求得各力大小設向上和垂直紙面向外方向為正，最大彎矩扭矩大齒輪：2218N807N小齒輪：71732611N8、校核軸的強度彎矩最大處為危險截面，其彎矩系數(shù)：按第三強度理論取，那么軸符合強度要求。軸的強度滿足要求9、校核鍵連接強度兩處平鍵同規(guī)格，同扭矩鍵的材料都是鋼，查表的取值為100-120，故符合強度要求。鍵連接強度滿足要求10、校核軸承壽命軸承選用深溝球軸承6010GB/T 276-1994軸承的徑向載荷，因為是直齒輪，軸向力幾乎為零。當量動載荷取，按照一天工作16小時，

15、一年300個工作日，可滿足2年的使用壽命。小齒輪旁軸承兩年一換，大齒輪旁軸承不用換設計內容計算及說明結 果1、條件 低速軸的功率為kw，轉速n3=34r/min,2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，應選用常用的材料45鋼，調質處理材料45鋼調質處理3、初選軸徑由教材表15-3查得C=126-103，取C=105，那么：取60mm60mm4、結構設計低速軸軸的結構如下圖：從左向右第一段與聯(lián)軸器配合，聯(lián)軸器型號為彈性柱銷聯(lián)軸器LX4，直徑60mm，長度107mm。第二段與軸承端蓋、軸承、套筒配合，直徑70mm，長度120.5mm。第三段與齒輪配合，直徑75mm，長113

16、mm。第四段為軸肩，高6mm，長15mm，最右段與軸承配合，直徑70mm，長20mm。5、鍵連接軸上零件的周向定位： 齒輪，聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用A型平鍵連接。查表得：齒輪選用的鍵尺寸為b*h*l=20*12*110聯(lián)軸器選用鍵尺寸為b*h*l=18*11*100A型平鍵連接齒輪b*h*l=20*12*110聯(lián)軸器b*h*l=18*11*1006、倒角兩端倒角為：C27、軸的受力分析：作用在齒輪上的齒輪：圓周力徑向力(2) 畫軸的受力分析圖，軸的受力分析圖如下列圖所示：，最大彎矩扭矩齒輪：6811N2479N8、校核軸的強度彎矩最大處為其危險截面其彎矩系數(shù)：按第三強度理論取，那么軸符合強度

17、要求。軸的強度滿足要求9、校核鍵連接強度齒輪處鍵連接的擠壓應力為：聯(lián)軸器鍵連接的擠壓應力為鍵的材料都是鋼，查表的取值為100-120，故符合強度要求。鍵連接強度滿足要求10、校核軸承壽命軸承選用深溝球軸承6014GB/T 276-1994軸承的徑向載荷，因為是直齒輪，軸向力幾乎為零。當量動載荷取，按照一天工作16小時，一年300個工作日，可滿足使用壽命。軸承滿足使用壽命。六、箱體結構的設計兩級同軸式圓柱齒輪減速器箱體的主要結構尺寸如下表：名稱公式數(shù)值mm箱座壁厚=0.025a+3810箱蓋壁厚1=0.02a+3810箱體凸緣厚度箱座15箱蓋b115箱座底b225加強肋厚箱座m9箱蓋m17地腳螺

18、釘直徑和數(shù)目df=0.036a+12M24n=6軸承旁連接螺栓直徑d1=0.72 dfM16箱蓋和箱座連接螺栓直徑d2=0.6 dfM12軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高速軸d3 =0.4-0.5 dfM8n=4中間軸M8n=8低速軸M10n=6軸承蓋外徑D2高速軸D2=D+5d3108中間軸120低速軸160觀察孔蓋螺釘直徑d4=0.4 dfM20df、d1、d2至箱外壁距離dfC134d122d218df、d1、d2至凸緣邊緣的距離dfC228d120d216大齒輪齒頂圓與內壁距離1 10齒輪端面與內壁距離2 10外壁至軸承座端面的距離C2+C1+(510)=48定位銷直徑d12凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定七、潤滑設計高速級齒輪線速度大于2m/s，故齒輪采用飛濺潤滑，軸承均用油潤滑。八、 密封類