1、 同軸式圓柱直齒輪二級減速器 設計說明書學 院： 機電學院 系 別： 機械系 專 業： 機械設計制造及其自動化 學生姓名:穆 旭學號：0612110320起迄日期:2013年10月 日2013年11月 日指導教師: 佟瑞宏一、設計任務書1二、傳動方案的擬定及說明2三、電動機的選擇2四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比3五、計算傳動裝置的運動和動力參數4六、傳動件的設計計算51.V帶傳動設計計算52.直齒輪傳動設計計算7七、軸的設計計算121.高速軸的設計12精確校核軸的疲勞強度142.中速軸的設計163.低速軸的設計18八、滾動軸承的選擇及計算201.高速軸的軸承212.中速軸的軸承 21

2、3.低速軸的軸承21九、鍵聯接的選擇及校核計算20十、聯軸器的選擇21十一、減速器附件的選擇和箱體的設計21十二、潤滑與密封23十三、設計小結24十四、參考資料24一、 設計任務書設計一用于帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器1. 總體布置簡圖2. 工作情況工作平穩、單向運轉3. 原始數據運輸機卷筒扭矩（Nm）運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）6500.6530051024. 設計內容(1) 電動機的選擇與參數計算(2) 斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯軸器的選擇與校核 (6)裝配圖、零件圖的繪制 (7)

3、設計計算說明書的編寫5. 設計任務(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）(2) 齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙）(3) 設計計算說明書一份二、 傳動方案的擬定及說明如任務書上布置簡圖所示，傳動方案采用V帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱，采用V帶可起到過載保護作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小。一般常選用同步轉速為，滿載機作為原動機，根據總傳動比數值，可采用任務書所提供的傳動方案就是二級同軸圓柱直齒輪傳動。三、 電動機的選擇1.電動機類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y112M-4系列三項異步電動機。它為臥式封閉結構.2.電動機容量(1) 卷筒軸的輸出功率式中，F為工作機的阻力

4、，N；v為工作機的線速度，m/s；=0.96為帶式工作機的效率。(2) 電動機的輸出功率傳動裝置的總效率式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計課程設計（以下未作說明皆為此書中查得）表1-5查得：V帶傳動；滾動軸承；圓柱齒輪傳動；彈性聯軸器；卷筒軸滑動軸承，則 故 (3) 電動機額定功率 由第十二章表12-1選取電動機額定功率。3.電動機的轉速選定電動機的型號為Y112M-4。主要性能和外形、安裝尺寸如下表：由表12-1、表12-9查出Y132M-4型電動機的主要技術數據和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。型號額定功率(kw)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)堵

5、轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y112M-44150014402.22.3HDEGKL×質量（kg）112286024124008×2443四、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1. 由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速，可得傳動裝置總傳動比為：2. 分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為所得符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。五、 計算傳動裝置的運動和動力參數1. 各軸轉速電動機軸為0軸，減速器高速軸為1軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為2. 各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即3. 各軸轉矩電動機軸

6、高速軸中速軸低速軸轉速（r/min）1440576.421544241.40功率（kW）3.65793.51163.3383.1732轉矩（）24.2658.22206.43490.59六、 傳動件的設計計算1.V帶傳動設計計算（1） 確定計算功率由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查機械設計（V帶設計部分未作說明皆查此書）表8-8得， 工作情況系數（2） 選擇V帶的帶型由、 由圖8-11選用A型（157頁）（3）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑。由表8-9和表8-8，取小帶輪的基準直徑驗算帶速v。按式(8-13)驗算帶的速度,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根據式(8-15a)

7、,計算大帶輪基準直徑根據表8-9，圓整為（4）確定V帶的中心距a和基準長度根據式(8-20)，初定中心距。由式(8-22)計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度按式(8-23)計算實際中心距a。中心距變化范圍為515.0588.8mm。（8-24）（5）驗算小帶輪上的包角（8-25）（6）確定帶的根數 計算單根V帶的額定功率由和，查表8-4a得根據，i=2.5和A型帶，查表8-5得 計算V帶的根數z。取4根。（7）計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以應使帶的實際初拉力（8）計算壓軸力2.直齒輪傳動設計計算 因減速器為同軸式，低速級齒輪比

8、高速級齒輪的強度要求高，所以應優先校準低速級齒輪。按低速級齒輪設計：小齒輪轉矩，小齒輪轉速，傳動比。（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用直齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選8級精度由機械設計（斜齒輪設計部分未作說明皆查此書）表10-1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，二者硬度差為40HBS。選小齒輪齒數：大齒輪齒數（2） 按齒面接觸強度設計按式(10-9a）試算，即確定公式內各計算數值a) 試選載荷系數b) 小齒輪傳遞的傳矩c) 由表10-7選取齒寬系數d) =0.873e) 由表10-6查得材料彈性影響

9、系數f) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限g) 由式10-13計算應力循環次數h) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數i)j) 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)得計算 a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得ccb) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數mntd) 計算載荷系數K由表10-2查得使用系數根據，8級精度，由圖10-8查得動 載系數；直齒輪；由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，查圖10-13得；故載荷系數e) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得所

10、以取80mm f)計算模數（3） 按齒根彎曲強度設計由式(10-15)確定計算參數 a) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 b) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 c)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式(10-12)得 d）計算載荷系數 e)查去齒形系數由表10-5查得 f）查去應力校正系數 由表10-5查得 d）計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數值大設計計算對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來

11、計算應有的齒數。于是由取，則（4） 幾何尺寸計算 齒頂高：齒根高： 全齒高： 頂隙： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑：齒距： 齒厚： 齒槽寬： 標準中心距： 齒寬： 取 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。七、 軸的設計計算 1. 高速軸的設計(1) 高速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）高速軸功率（）轉矩T（）5763.5

12、11658.22(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=81 ，根據機械設計（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-3)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足V帶輪的軸向定位，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=26mm。V帶輪與軸配合的長度B=65mm，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現取L-=62mm。考慮到主要承受徑

13、向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少，在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量（8-16）大量生產價格最低，固選用深溝球軸，參照工作要求并根據d-=26mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6206，其尺寸為，故d-=30；而L-=16+20=36mm，L-=10mm。右端球軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，套筒左端高度為3mm，d-=36mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑d-=32mm，取L-=58mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為28mm（由減速器及軸承端蓋

14、的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=26mm，故取L-=54mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位V帶輪與軸的周向定位選用平鍵10mm×8mm×63mm，V帶輪與軸的配合為H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵12mm×8mm×56mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；深溝球軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合

15、說明-6222與V帶輪鍵聯接配合-5426定位軸肩-3636與滾動軸承6206配合，套筒定位-5830與小齒輪鍵聯接配合-1036定位軸環-1830與滾動軸承6206配合總長度238mm(5) 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，對于6208型深溝球軸承，軸的支撐跨距為L1=141mm， L2+L3=62+52=114mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。1)畫軸的受力簡圖2）計算支承反力在水平面上在垂直面上 故 總支承反力3)畫彎矩圖故 載荷水平面

16、H垂直面V支反力F，C截面彎矩M總彎矩扭矩(6) 按彎扭合成應力校核軸的強度根據式(15-5)及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。2.中速軸的設計(1) 中速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）154.423.34206.13(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-3)，則已知高速級齒輪的分度圓直徑為=81 ，根據機械設計（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-3)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45

17、鋼，調質處理。根據表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計(5) 2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少，在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量（8-16）大量生產價格最低，固選用深溝球軸，并選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d-=d-=40mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列深溝球軸承6208，其尺寸為d×D×B=40mm×80mm×18mm，故L-=L-=18+20=38mm。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得6208型軸承的定位軸

18、肩高度h=4mm，因此，左邊套筒左側和右邊套筒右側的高度為4mm。取安裝大齒輪出的軸段-的直徑d-=46mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。為了使大齒輪軸向定位，取d-=52mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取L-=65mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵14mm×9mm×56mm 12mm×8mm×50mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端

19、倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-3840與深溝球軸承6208配合，套筒定位-5846與大齒輪鍵聯接配合-52定位軸環-6842與小齒輪鍵聯接配合-4440與深溝球軸承6208配合總長度270mm3.低速軸的設計(1) 低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩T（）41.43.1732490.59(2) 作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得 (4) 軸的結構設計1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）

20、1） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的軸向定位，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=63mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現取L-=82mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d-=55mm，由軸承產品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承6212，其尺寸為d×D×B=60mm×110mm×22mm，故d-=d-=60mm；而L-=36mm，L-=50mm。左

21、端滾動軸承采用軸環進行軸向定位。由表15-7查得6212型軸承的定位高度h=4.5mm，因此，取得d-=69mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為8mm。取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=67mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l-=56mm。軸承端蓋的總寬度為26mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯軸器左端面間的距離L=30mm，故取L-=56mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。2） 軸上零件的軸向定位半聯軸器與軸的聯接，選用平鍵為18mm×11m

22、m×80mm，半聯軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯接，選用平鍵為20mm×12mm×80mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。3） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-3660與深溝球軸承6212配合-1069軸環-5667與大齒輪以鍵聯接配合-5060與深溝球軸承6212配合，套筒定位-5463與端蓋配合，做聯軸器的軸向定位-8255與聯軸器鍵聯接配合總長度284mm八、 滾動軸承的選擇及計算軸承預期壽命 1.高速軸的軸承在前面計算軸時采用620

23、8號深溝球軸承，其主要參數如下：基本額定靜載荷： 基本額定動載荷： 由上可知右端軸承所受的載荷遠大于左端軸承，所以只需對右端軸承進行校核，如果右端軸承滿足要求，左端軸承必滿足要求。（1）：求比值軸承所受徑向力 (2)按照表13-5，X=1，Y=0,按照1表13-6，取。則（3）：驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為（工作時間）根據式（13-5）（對于球軸承取） 所以所選的軸承滿足要求。2.中速軸的軸承在前面計算軸時采用6208號深溝球軸承。3.低速軸的軸承在前面計算軸時采用6215號深溝球軸承，九、 鍵聯接的選擇及校核計算由機械設計式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2，

24、取1. V帶輪處的鍵取普通平鍵GB/T1096鍵10×8×63鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度2.高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵GB/T1096鍵12×8×56鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度3.中速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵GB/T1096鍵14×9×56鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度4.中速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵GB/T1096鍵12×8×50鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度5.低速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵GB/T1096鍵20×12×80鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度6.聯軸器周向定位的鍵取普通平鍵GB/