二级同轴式减速箱设计解读.docx

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二级同轴式减速箱设计解读

第一章

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目二级同轴式圆柱齿轮减速器

机电工程院（系）AP05班

设计者

指导老师

2008__年9月18日

一、机械设计课程设计任务书1

（一）总体布置简图1

（二）设计要求1

（三）原始技术数据1

二、机械装置的总体方案设计1

（一）电动机选择1

（二）分配传动比2

（三）运动和动力参数计算3

三、主要零部件的设计计算4

（一）带传动的设计计算4

（二）齿轮传动设计计算6

（三）轴的设计计算9

（四）滚动轴承的选择及计算17

（五）键连接的选择及校核计算18

（六）联轴器的选择18

四、减速器箱体及附件的设计选择

（一）减速器附件的选择19

（二）润滑与密封19

、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

（二）设计要求

（1）设计用于带式运输机的传动装置

（2）连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许速度误差为5%

（3）使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。

（三）原始技术数据

（1）同轴式二级圆柱齿轮减速器简图如右图所示。

（2）同轴式二级圆柱齿轮减速器设计原始数据运输机工作轴转矩T=1250N_m

运输带工作速度v=1.5m/s

卷筒直径D=440mm

、机械装置的总体方案设计

（一）电动机选择

（1）选择电动机类型

按工作要求选用丫系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V

（2）选择电动机容量

工作轴转矩T=1250（N"）

工作速度v=1.5m/s卷筒直径D=440mm

则卷筒轴工作转速nw

传动装置的总效率为=121245

各部份效率为：

V带传动效率为：

1=0.96，滚动轴承效率（一对）2=0.99，

闭式齿轮传动效率3=0.97，联轴器效率4=0.99，卷筒效率5=0.96，代入得

v-0.960.9940.9720.990.96=0.825

所需电动机功率为

R二巴塑10.34（kw）

0.825

因载荷平稳，电动机额定功率巳略大于巳即可，参考Y系列电动机技术数据,选电动机的额定功率Ped为11kw。

（3）确定电动机转速

卷筒轴工作转速=65.14r/min通常，V带传动的传动比常用范围h=2~4，二级圆柱齿轮减速器为i2=8~40

，则总传动比的范围为i=16〜160，故电动机转速的可选范围为

nd=inw=（16〜160）65.14=1042.2〜10422r/min

根据计算出的容量，由表查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见

F表:

方案

电动机型号

额定功率/Kw

同步转速

（r/min）

满载转速

（r/min）

1

Y161M1-2

11

3000

2930

2

Y160M-4

11

1500

1460

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案1比较适合。

因此选定电动机型号为丫160M-4，所选电动机的额定功率P

=11kw，满载转速n=1460r/min。

（2）分配传动比

（1）总传动比

（2）分配传动装置各级传动比

取V带传动的传动比io=2.5，则减速器的传动比i为

=8.965

.ia22.413i

io2.5

由于减速箱是同轴式布置，所以

i12=i23

近似取i=9，则i12=i23=3

速度偏差为0.4%<5%，所以可行

（3）运动和动力参数计算

电动机轴

P0=Fd=10.34kw

n0二nm=1460r/min

p1034

T0=9550」-955067.63（N_m）

n01460

高速轴

R=硏=10.34996=9.93（kw）

n01460

n1-584（r/min）

i12.5

T^9550R1=9550竺=162.38（NLm）

n584

中间轴

F2=叩畀3=9.93X0.99X0.97=9.54（kw）

匕二巴=空=194.67（r/min）

i123

P954

T2=9550二=9550468（^_m）

n2194.67

低速轴

F3=F223=9.540.990.97=9.16（kw）

i233

=64.89（r/min）

T3=9550=9550-9161348.09（^m）

n364.89

卷筒轴

巳=巳口2码=9.16x0.99x0.99=8.98（kw）

F48.98||

T4=9550」=95501321.6（N[_m）

n464.89

各轴转速、输入功率、输入转矩

轴名

功率P（kw）

转矩T（N•m）

转速

（r/min）

传动比

i

效率

n

输入

输出

输入

输出

电动机轴

10.34

67.63

1460

2.5

0.96

高速轴

9.93

9.73

162.4

160.8

584

3

0.96

中间轴

9.54

9.44

468

463.3

194.67

3

0.96

低速轴

9.16

9.07

1348.1

1361.7

64.89

1

0.98

卷筒轴

8.98

8.89

1321.6

1308.4

64.89

三、主要零部件的设计计算

（一）带传动的设计计算

8-7查得工作情况系数

1、确定计算功率PCa

带式运输机空载起动，两班制工作，由《机械设计》表

Ka=1.3，故PCa二KaP=1.311=14.3（kw）

2、选择V带的带型

根据巳a,ni由《机械设计》图8-11选用B型

3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

（1）初选小带轮的基准直径dd1。

由《机械设计》表8-6和表8-8，取小带轮的

基准直径dd1=150mm

（2）验算带速v

r:

dd1n13.141501460

v311.46（m/s）

6010060100

因为5m/s：

：

：

v:

:

:

30m/s，故带速合适。

（2）计算大齿轮的基准直径

大齿轮基准直径dd2=idd1=2.5150=375（mm）

4、确定V带的中心距a和基准长度Ld

（1）根据《机械设计》式（8-20），初定中心距a。

=700mm

（2）根据《机械设计》式（8-22）计算带所需的基准长度

Ld0:

-2a0（dd1dd2）也

24a°

3.14（375-150）

=2700（150375）2242（mm）

24汇700

由《机械设计》表8-2选带的基准长度为Ld=2240mm.

（3）按《机械设计》式（8-23）计算实际中心距

=799（mm）

二-丄Ld—Ld。

“a+2240—2242

2

（1）计算单根V带的额定功率Pr

由dd1=150mm和n0=1460r/min，查《机械设计》表8-4a,得P0=3.262kw

根据n0-1460r/min,i=2.5和B型带，查《机械设计》表8-4b,得厶R=06kw

查《机械设计》表8-5和表8-2，分别得K：

.=0.958,K^0.906于是，Pr=CF0R）LK.LKl=（0.2620.46）0.9580.906=3.23

（2）计算V带的根数z

z二空=13.2/3.23=4.08，取整数5根

P

7,单根V带的初拉力的最小值（巴几山

由《机械设计》表8-3查得B型带的单位质量为0.18kg/m,所以

（F°）min=500（2.5「用qv2二

K尹

（2.5—0.958）Pca2

500包0.1811.46=209（N）

0.958沢501.46

8、计算压轴力Fp

164、

压轴力Fp的最小值为（Fp）min=2z（F°）minSin25209sin2069.66（N）

pp22

（二）齿轮传动设计计算

（以下图表、公式均查自《机械设计》第八版）

1、选精度等级、材料及齿数

（1）选用直齿齿轮传动；

（2）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。

（3）精度等级选用7级精度；

（4）试选小齿轮齿数乙=24，大齿轮齿数Z2=324=72；

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—9a）进行试算，即

恥2.32｛护溶"

确定公式内的各计算数值

（1）试选Kt=1.3

（2）T=468NLm

（3）由表10—7选取尺宽系数©d=1

（4）由表10—6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa"

（5）由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1=600MPa；

大齿轮的解除疲劳强度极限tiim2=550MPa

（6）由式（10—13）计算应力循环次数

9

Ni=60n1jLh=60X194.67X1X（2X8X300X10）=5.60610

N2=N1/3=1.869109

（7）由图10—19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.90;Khn2=0.95

（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

[fh=KhN1「门m=0.90X600MPa=540MPa

S

[ch匹S=0.95X550MPa=522.5MPa

S

2）计算

3）

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

（2）计算圆周速度

=1.12m/s

nd1tri2n110194.7v==—

601000601000

（3）计算齿宽b及模数mtb=©dd1t=1X110mm=110mm

d1t110

mt-4.58（mm）

z124

齿高h=2.25mt=2.25X4.58mm=10.3mm

b/h=110/10.3=10.1

（4）计算载荷系数

根据v=1.12m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数Kv=1.11；直齿轮

Kh：

=Kf：

=1

已知载荷平稳，所以取Ka=1

由表10—4,用插值法查得7级精度，小齿轮非对称布置时，查的K^=1.434

由b/h=10.1，Kh，1.434，查图10-13，得K^=1.34

故载荷系数K=KaKvKh：

K^=11.1111.434=1.59

（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

33

di=d1tK/Kt=110、、1.59/1.3=117.6（mm）

（6）计算模数mn

d1117.6

mn=4.9（mm）

nz124

3、按齿根弯曲强度设计

由式（10—5）

32KTYfY

2

9