二级同轴式减速器课程设计.docx
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二级同轴式减速器课程设计
第1章设计任务书
题目：
设计一用于带式输送机驱动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器
1总体布置简图
2工作情况：
载荷平稳、两班制工作运送、单向旋转
3原始数
运输带工作拉力F/N：
2300
带运输工作速度V/m/s：
1.1
使用年限（年）：
8
工作制度（小时/班）：
8
检修间隔（年）：
4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修
4设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算；
2.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
5设计任务
减速器总装配图一张
齿轮、轴零件图各一张
设计说明书的编写
第2章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：
减速器的轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，当两个大齿轮侵油深度较深时，高速轴齿轮的承载能力不能充分发挥。
常用于输入轴和输出轴同轴线的场合。
第3章电动机的选择
3.1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、单向连续旋转。
所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
3.1.1电动机容量的选择
1）工作机所需功率Pw=Fν/1000ηw，其中F=2300N，V=1.1m/s，ηw为工作机的传动率。
Pw＝2.53kW
2）传动装置总效率为
η＝
＝0.842
分别为联轴器，滚动轴承，齿轮传动及带式输送机的效率。
由表2-4选取η1=0.99，η2=0.99，η3=0.97，η4=0.95
电动机所需功率为pd=pw/η=3.005kw
3.1.2电动机转速的选择
电动机通常采用的同步转速有1000r/m和1500r/m两种，现对两种转速作对比。
由表16-3可知，同步转速是1000r/m的电动机，其满载转速nm是960r/min,同步转速是1500r/m的电动机，其满载转速nm是1440r/m。
3.1.2工作机的转速为
Nm=60×1000v/πD=60×1000×1.1/3.14×300=70.064r/min
总传动比i=nm/nw,其中nw为电动机的满载转速。
现将两种电动机的有关数据列于表1-1作比较。
表3-1两种电动机的数据比较
方案
电动机型号
额定功率
同步转速
/（r/min）
满载转速
/（r/min）
总传动比i
Ⅰ
Y132M1-6
4
1000
960
13.702
Ⅱ
Y112M-4
4
1500
1440
20.553
由表1-1可知，方案Ⅱ总传动比过大，为了使传动装置结构紧凑，选用传动方案Ⅰ较合理。
3.1.3电动机型号的确定
根据电动机功率和同步转速，选定电动机的型号为Y132M1-6。
查《机械设计课程设计》表16-3和《机械设计课程设计》表16-4，知电动机有关参数如下：
电动机额定功率P=4kw
电动机的满载转速nm=960r/min
电动机的外伸轴直径D=38mm
电动机的外伸轴长度E=80mm
第4章计算传动装置的运动和动力参数计算
4.1总传动比及其分配
总传动比i=nm/nw=960/70.064=13.702
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i=13.702,所以i1＝i2=3.7速度偏差为±5%，所以可行。
4.1.1计算传动装置各轴的运动和动力参数
根据传动装置中各轴的安装顺序，对轴一次编号为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴。
n0=nm=960r/min
n1=n0=960r/min
n2=n1/i1=960/3.7=259.459r/min
n3=n2/i2=70.124r/min
n4=n3=70.124r/min
4.1.2传动装置中各轴的功率计算
p0=pd=3.005kw
P1=p0η1=3.005kw×0.99=2.975kw
P2=p1η2η3=2.975×0.99×0.97kw=2.857kw
p3=p2×η3η2=2.857×0.97×0.99kw=2.744kw
p4=p3×η3×η4=2.744×0.97×0.95kw=2.529kw
4.1.3传动装置中各轴的输入转矩
T0=Td=9550pd/nm=9550×3.005/960N·m=29.893N·m
T1=9550p1/n1=9550×2.975/960N·m=29.595N·m
T2=9550×p2/n2=9550×2.857/259.459N·m=105.159N·m
T3=9550×p3/n3=9550×2.744/70.124N·m=373.698N·m
T4=9550×p4/n4=9550×2.529/70.124N·m=344.418N·m
将传动装置中各轴的功率、转速、转矩列表
表1-2轴的各参数
参数
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n/（r/min）
960
960
259.459
70.124
70.124
功率P/kw
3.005
2.975
2.857
2.744
2.529
转矩T/（N·m）
29.893
29.595
105.159
373.698
344.418
第5章传动件设计计算
5.1低速级齿轮传动的设计
5.1.1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）运输机为一般工作机，速度不高，故选用精度等级选用7级精度。
（3）选小齿轮齿数
，大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.7×24=89,齿数比μ=89/24=3.708
5.1.2按齿面接触强度设计
由设计计算公式10-9a进行试算，即
（1）确定公式内的各计算参数值
1）试选载荷系数
2）小齿轮传递的转矩
T=105.159N·m
3）由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数
4）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数189.8Mpa1/2
5）由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝650MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝600MPa
6）由《机械设计（第八版）》式10-13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×259.459×1×（2×8×300×8）＝5.978×108
N2＝N1/3.7＝1.612×108
7）由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.98
8）计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由《机械设计（第八版）》式10-12得
[σH]1＝＝0.90×650MPa＝585MPa
[σH]2＝＝0.98×600MPa＝588MPa
（2）计算
1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值。
=61.111mm
（3）计算圆周速度ν。
v=
=3.14×61.111×259.459/60×1000=0.830m/s
（4）计算齿宽b及模数m
b=φdd1t=1×61.111mm=61.111mm
mt=d1t/z1=61.111/24=2.546mm
（5）计算齿宽与齿高之比b/h
齿高h=2.25mt=2.25×2.546mm=5.729mm
b/h=61.111/5.729=10.667
（6）计算载荷系数K
已知载荷平稳，由《机械设计（第八版）》表10-2查得，所以取KA=1
根据v=0.830m/s,7级精度，由《机械设计（第八版）》图10—8查得动载系数KV=1.04；由《机械设计（第八版）》表10—4查得小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.417
由《机械设计（第八版）》表10—3查得KHα=KFα=1。
由b/h=10.667，KHβ=1.417查《机械设计（第八版）》图10-13得KFβ=1.325故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.04×1×1.417=1.474
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由《机械设计（第八版）》式（10—10a）得
d1=
=63.724mm
（7）计算模数m
m=d1/z1=63.724/24=2.655mm
5.1.3按齿根弯曲强度设计
（1）确定公式内的各计算参数值
1）由《机械设计（第八版）》图10-20c查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=550MPa,σFE2=400MPa;
2）由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.90；
3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计（第八版）》式（10-12）得
[σF]1=KFN1σFE1/s=0.85×550/1.4=333.929MPa
[σF]2=KFN2σFE2/s=0.90×400/1.4=257.143MPa
4）计算载荷系数K。
K=KAKVKFαKFβ=1×1.04×1×1.325=1.378
5）查取齿形系数。
由《机械设计（第八版）》表10-5查得YFa1=2.65；YFa2=2.202
6）查取应力校正系数
由《机械设计（第八版）》表10－5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.779
7）计算大小齿轮的
并加以比较
=2.56×1.58/333.929=0.0121
=2.202×1.779/257.143=0.01523
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
=1.972mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，儿齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的的模数1.972mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=61.111mm，算出小齿轮的齿数
z1=d1/m=61.111/2=30.556≈31
大齿轮齿数z2=3.7×31=114.7≈115
这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
5.1.4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=31×2mm=62mm
d2=z2m=115×2mm=230mm
（2）计算中心距
a=d1+d2/2=62+230/2=146m0m
（3）计算齿轮宽度
b=φdd1=1×62mm=62mm
取B1=65mm,B2=70mm。
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。
其他有关尺寸参看大齿轮零件。
5.2高速级齿轮传动设计
5.2.1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）运输机为一般工作机，速度不高，故选用精度等级选用7级精度；
（3）根据所给要求的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
（4）试选小齿轮齿数z1＝31，大齿轮齿数z2＝z1×i2=31×3.7=114.7，取z2=115。
齿数比μ=115/31=3.7
5.2.2按齿面接触强度设计
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