机械设计课程设计-同轴式二级减速器.doc

机械设计课程设计说明书

题目： 同轴式二级减速器

目 录
1.电动机选择及计算-----------------------------------------2
2.总传动比的确定和各级传动比的确定-----------------3
3.传动零件的设计计算--------------------------------------4
4.轴的设计和计算-------------------------------------------12
5.轴承的选择轴承的校核----------------------------------10
6.润滑和密封说明-------------------------------------------19
7.拆装和调整说明- -----------------------------------------20
8.减速器箱体的附件说明----------------------------------20
9.设计小结----------------------------------------------------23
10.参考资料--------------------------------------------------23

一．电动机选择及计算
1)．原始数据：
运输带牵引力F=1752N
输带工作速度V=0.75m/s
滚筒直径D=0.27m
2)．电动机型号选择
主要参数：
(1）选择电机类型
按照工作要求和工作条件，选择Y系列三相异步电动机。
(2）确定电机容量 电动机的输出功率为
由式

(3）选择转速 卷筒轴Ⅰ工作转速为
r／min
总传动比，固电动机转速
／min
选择同步转速为1500 r／min，型号为Y100L1-4
电动机主要性能参数
型号
额定功率（
w）
同步转速（r／min）
满载转速（r／min）

Y100L1—4
2.2
1500
1430
2.2
2.3
二、总传动比的确定和各级传动比的分配
满载时电机转速 r／min
总传动比

运动和动力参数：

各轴转速如下:
Ⅰ轴 ＝
Ⅱ轴 ＝＝275.53r/min
Ⅲ轴   ＝/＝53.09r/min
电动机输出功率为，
＝×＝1.59×0.99＝1.574kW
  ＝×η2×＝1.574×0.98×0.97＝1.496kW
  ＝×η2×＝1.496×0.98×0.97＝1.422kW
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×1.59/1430=10.7 N·m ·
所以:
＝× =12×0.99=10.6N·m
＝×××=10.6×5.19×0.98×0.97=55.0 N·m
＝×××=55.0×5.19×0.98×0.97=285.5N·m

其运动和动力学参数整理于下表
运动和动力学参数

功率n（r／min）
转矩T（）
功率P（kw）
传动比i
效率/%
电机轴
1430
10.7
1.59
1
0.99
1轴
1430
10.6
1.57
5.19
0.98
2轴
275.5
55.0
1.49
5.19
0.98
3轴
53.09
285.5
1.42
1
0.97

三、传动零件的设计计算
高速级齿轮传动的设计
1）传动件的选择
（1）由使用条件，选择圆柱斜齿轮
（2） 选取8级精度，按GB/T 10095
（3） 选取齿数 初选小齿轮齿数 =108.99 取Z=109
=109÷21=5.19， ×100％=＜5% 满足要求
（4） 选取螺旋角 初选β= 10° 齿宽系数 ψ=1.0
2) 按齿面接触强度设计 按式
(1） 确定载荷系数K 由表使用系数
齿轮为8级精度,估计圆周速度v=4, ，动载系数
1.70

由图齿间载荷分布系数，齿向载荷分布系数

查得区域系数
(2） 重合度系数 因。
(3） 螺旋角系数 。查的影响弹性系数
(4） 由图可查得接触疲劳极限应力，
(5） 由公式计算应力循环次数
60 =60×275.53×（6×300×8）
=2.39×10h
N= 3.85×10h
查得寿命系数 ,
(6） 计算接触疲劳许用应力
[]==550
[]==450
许用接触应力

(7） 计算小齿轮分度圆直径
=
(8） 计算圆周速度

(9）修正载荷系数： ，
(10）修正小齿轮分度圆直径：
，所以：
(11）法向模数=
取
(14）计算中心距
圆整取 a=150mm
(15）
按圆整后的中心距修正螺旋角
β=
由于β值变化很小，所以β值不必修正
(16） 计算分度圆直径
d==55.20

d==276.70
（17） 计算齿轮宽度
b=≈55,b=60
3） 校核齿根弯曲疲劳强度 由公式

(1） 重合度系数
(2） 螺旋角系数

(3） 计算当量齿数

(4） 查取齿形系数可得
(5） 查取应力修正系数可得
(6） 查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 可得分别查得
(7） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效率为1％，安全系数S=1,由公式得
(8）
(9） 计算弯曲应力

低速级齿轮传动设计
对于同轴式二级圆柱齿轮减速器，为使两级在齿轮中心距相等的情况下，能达到两对齿轮的接触强度相等的要求，在两对齿轮配对材料相同，齿宽系数为0.75

四．轴的设计和计算
1）.初步计算轴径
轴的材料选用常用的45钢
当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：

1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表取A1=A3= A2=112。

考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配，所以初定
d1=18mm； d2 =30mm；d3 =35mm
2）．轴的结构设计
（一）轴的结构设计
轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或受轴向力时，直径变化要大些，可以取(3~8)mm,如果仅为装配方便或区别加工表面，相临直径变化1~3，轴上其余尺寸根据轴承，密封圈，联轴器确定。
轴向尺寸：由轴上的零件轴向尺寸确定。便于定位，轮毂多于轴肩1~3mm。

（2）轴承选择
中间轴和高速轴
因轴承同时受经向和轴向力，径向力不是很大，故选用单列的深沟球轴承，参照工作要求，根据，标准精度级的深沟球轴承，型号为6205，尺寸。
低速轴
因轴承同时受经向和轴向力，径向力不是很大，故选用单列的深沟球轴承，参照工作要求，根据，标准精度级的深沟球轴承，型号为6209，尺寸。

（3）联轴器的选择

高速轴
选择HL型弹性柱销联轴器（GB/T 5014-1985）HL1 ，半联轴器的长度为30mm
低速轴
选择HL型弹性柱销联轴器（GB/T 5014-1985）HL2
，半联轴器的长度为60mm

（4）键的选择
1）．键的选择
1轴键槽部分的轴径为18mm，选择普通圆头平键C型
键
2轴左端键槽部分的轴径为32mm，选择普通圆头平键
键
右端键槽部分的轴径为32mm，选择普通圆头平键
键

3轴键槽轮毂处部分的轴径为48mm，选择普通圆头平键
键
联轴器轴段轴颈为35mm，选择普通圆头平键C型
键

2)．键的强度计算
假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为

查表钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100~120MPa，所以取

3轴轮毂段键的强度计算

所以
满足强度条件

（5）轴的校核(输出轴)
画出弯矩扭矩图

受力简图：

弯矩扭矩图如下：

垂直弯矩最大值：56.16NM
水平弯矩最大值： 56.69NM
水平弯矩转折值：3.43NM
总弯矩最大值：79.8NM
总弯矩转折值：56.26NM
危险截面为箭头位置
查表得:
求安全系数校核（设为无限寿命，kN=1）得

配合应力集中系数
查表得

则综合安全系数为

结论：截面A足够安全
五、轴承的选择轴承的校核
选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=45mm，选用深沟球轴承的型号
为6209，
主要参数如下： D=85mm；B=19mm；d=45mm
基本额定静载荷 Co=20.7 kN
基本额定动载荷 C =31.7 kN

，查表得X1=0.56，Y1=2.03
，查表得X2= 1 Y2=0
因为两轴承型号相同，第一个轴承的当量动载荷大，所以只需计算第一个轴承的寿命即可。
结论：选用6209型轴承符合要求。
满足强度条件
六．润滑和密封说明
1)．润滑说明
因为第二轴上浸油齿轮分度圆圆周速度
V=
故取润滑油润滑
取浸油深度h=70mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用普通工业齿轮油SH-150 滑油。
轴承采用润滑油飞溅润滑，结构设计油沟。
2)．密封说明
在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃。
七．拆装和调整说明
在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。对第二轴和第三轴（中间级和低速级）轴直径分别为25mm和45mm时，可取游隙为0.04~0.07mm；对高速级的角接触轴承轴直径为25mm可取游隙为0.05~0.1mm。
在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。
八．减速器箱体的附件说明
对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
采用M12圆形压配式油标
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊耳：起吊箱盖。

减速器机体结构尺寸如下：
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

10mm
箱盖壁厚

10mm
箱盖凸缘厚度

15mm
箱座凸缘厚度

15mm
箱座底凸缘厚度

25mm
地脚螺钉直径

16mm
地脚螺钉数目

a≤250 n=4
6
轴承旁联接螺栓直径

12mm
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
10mm
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
8mm n=4
10mm n=6
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8mm
定位销直径

=（0.7~0.8）
8mm
，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书
22mm
18mm
16
， 至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书
20mm
16mm
14mm
外机壁至轴承座端面距离

=++（5~10）
50mm
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
15mm
齿轮端面与内机壁距离

>
15mm
机盖，机座肋厚

8mm
8mm
轴承端盖外径

+5
92mm
102mm
135mm

机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响，但由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算。但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。窥视孔盖尺寸是以保证可以看到传动件啮合取位置，并有足够大小保证能伸手操作，原则上孔盖长度至少取140mm;放油螺塞安排在油池最低处并且不予其他零件干涉的区域，以便放油，加密封圈加强密封，尺寸参照标准。
油标尺高度及角度保证油孔位置在油面上，同时油标尺应足够长深入油液中，油液高度对低速齿轮可淹没至大齿轮1/6到1/3齿轮半径处，尺寸参照有关标准。油标尺座孔倾斜位置考虑便于加工，如铣沉孔应避开箱体凸沿；通气器结合使用环境选择，保证箱体内气体自由膨胀溢出，同时避免灰尘进入，尺寸参照图册尺寸；启盖螺钉螺纹长度大于机盖凸缘厚度，头部做成圆柱形，避免顶坏螺纹。
定位销配置在箱体联接凸缘对角线方向以提高定位精度，长度打英语箱座和箱盖联接凸缘厚度，便于拆卸。箱盖上铸造吊耳，尺寸参照图册和有关标准。
九．设计小结
这次课程设计让我深刻的体会到设计方面的严谨和规范。在这个过程中我又重新学习了一次材料力学机械原理互换性等课程，深刻的体会到了知识是没有间断的，也是没有明显界限的，许多知识都是可以联系起来的。经过老师的指导和拆装实验，体会到了许多工程设计人员应该具备的基本素质，要干好这一行，就要不辞劳苦，敢于动手，多思考。有了这一次课程设计的实践，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。再不停的修改之后，我慢慢的体会到工程要严谨，任何一个小细节都不容放过。还有就是，在这个寒冷的冬天，锻炼了我们的意志，也深刻体会到了抓紧时间的必要性，在有限的时间内，更快更好的完成项目是我们以后要更加注意的。
十．参考资料
1．《机械设计》 许立忠 周玉林 主编，中国标准出版社，2009年。
2．《机械设计课程设计指导手册》韩晓娟 主编，中国标准出版社，2009年。
3.《画法几何与机械制图》贾春玉 郑长民 主编，高等教育出版社，2008年。
4．《机械设计课程设计图册》龚桂义 主编，高等教育出版社，2004年。
5.《材料力学》白象忠 主编，科学出版社，2007年.

F=1752N
V=0.75m/s
D=0.27m

电动机型号Y100L-4

n1= 1430 r / min
n2= 275.53 r / min
n3= =53.09 r / min

P1=1.57kw
P2=1.49kw
P3=1.42kw

Td=10.7N·m

T1= 10.6N·m
T2= 55.0 N·m
T3=285.5N·m

齿轮材料用45钢，大齿轮正火处理，小齿轮调质处理。

=109

ψ=1.0

,

D3=55.20mm

B4=55mm
B3=60mm

=53.30mm
=276.70mm
=40mm
=37mm

键

Mmax=79.8N.m

Tmax=285.5N.m

S=9.16