同轴式减速器课程设计说明书26555.pdf
机械设计课程设计 减速器的设计 目录 设计任务书。1 电动机的选择。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比。2 传动件的设计计算.4 润滑与密封。8 轴的设计。9 轴承的选择和计算选择轴承.24 选择联轴器.27 键的选择及校核计算.27 减速器的附件设计.29 设计小结。30 参考资料目录.30 精密机械设计课程设计任务书 C(2）一、设计题目：带式运输机传动系统中的二级圆柱齿轮减速器 二、系统简图：三、工作条件：要求减速器沿输送带运动方向具有最小尺寸，单向运转，有轻微振动,两班制工作，使用期限 10 年。四、原始数据 已知条件 题 号 1 2 3 4 5 6 输送带拉力 F（N）1300 1300 1400 1700 1700 1800 输送带速度 v（m/s）0。68 0.8 0.75 0。85 0。75 0.8 滚筒直径 D（mm）300 360 350 380 340 365 课程设计说明书 一 电动机的选择 1。选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机,封闭式结果,电压 308V,Y 型(IP44）。2。选择电动机的容量 负载功率：Pw=1。44kw 电动机所需的功率 Pd=Pw/a kw （其中:Pd为电动机功率，Pw为负载功率，a 为总效率）带传动效率1=0.96 滚动轴承效率2=0。98 闭式齿轮传动效率3=0。97 联轴器效率4=0.99 滚筒效率5=0.96 传动装置的总效率a应为组成传动装置的各部分副效率的乘积即：a=1422345=0.960。9840.9720.990.96=0。7918 折算到电动机的功率:Pd=PW/a=1。819kw 3.选择电动机的转速：滚筒的工作转速：n=60001000v/D=600010000。8/365=41。86r/min 查表得：带传动比 i=24，二级圆柱梯形齿轮减速器传动比 i=840.即为减速器的总传动比，所以电机的可选范围为：nd=idn=（2334.8841674.4)=669。766697.6 则符合这一范围的同步转速有 2840r/min 和 1430r/min。所以可供选择的电机有：序号 电机型号 额定功率（kw)电机转速（r/min）堵 转 转矩 最 大 转矩 质量（kg)1 Y90L2 2.2 2840 7.0 2。2 25 2 Y100L14 2。2 1430 7。0 2.2 34 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速去的传动比,可以选择的电机型号为 Y100L14，其主要性能如上表第 2 种电动机。二确定传动装置的总传动比和分配传动比 1。减速器的总传动比：ia=nm/n=1430/41。86=34.16 2.分配传动装置传动比：ia=i0i 计算结果 Pw=1。44kw 1=0。96 2=0.98 3=0.97 4=0.99 5=0。96 Pd=1.819kw n=41。86r/min ia=34.16 i=14。85 i1=i2=3.854 n1=621.74r/min n2=161。32r/mi n3=41.86r/min n4=41。86r/min P1=1。746kw P2=1.660kw P3=1。578kw P4=1。531kw Td=12.148Nm T1=26.823Nm T2=98.268Nm T3=360。016Nm T4=349。287Nm limb1=836N/mm2 limb2=569N/mm2 SH=1。1 NH=4。65108 NHo=1。7107 KHL=1 H2=517。27N/mm2 Flimb1=600 N/mm2 Flimb2=450N/mm2 SF=2,KFC=1，KFL=1 F1=300N/mm2 F2=225N/mm2 Kd=73 d=1 K=1。05 d1=57。38=140mm（i0为带传动的传动比，取 2。3；i 为减速去的传动比）减速器的传动比 i=ia/i0=34.16/2.3=14。85 3。按同轴式布置 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由同轴式曲线查得：i1=i2=3.854 4.各轴的动力和动力参数（1）各轴的转速 I 轴的转速：n1=nm/i0=1430/2.3=621。74r/min II 轴的转速：n2=n1/i1=621。74/3.854=161.32r/min III 轴的转速：n3=n2/i2=161。32/3.854=41.86r/min 滚筒轴：n4=n3(2)各轴的输入功率：I 轴：P1=Pd1=1。8190。96=1.746kw II 轴：P2=P123=1。7460.980。97=1。660kw III 轴：P3=P223=1.6600。980。97=1.578kw 滚筒轴:P4=P324=1。5780。980。97=1.531kw IIII 轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率 0.98。（3）各轴的转矩 电动机的输出转矩：Td=9550Pd/nm=95501。819/1430=12。148Nm I 轴：T1=Tdi01=12.1482。3 0.96=26。823Nm II 轴：T2=T1i123=26.8233.8140。980。97=98.268Nm III 轴:T3=T2i223=98.2683。8140。980.97=360.016Nm 滚轴：T4=T324=360。0160.980.99=349。287Nm IIII 轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率 0.98。运动动力参数计算结果整理于下表：轴名 功率 P/kw 转矩 T/Nm 转速r/min 传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 传动带轴 1。819 12。148 621.74 2。3 0.96 I 轴 1.746 1。711 26.823 26.287 621.74 II轴 1.660 1.627 98。268 96。303 161.32 3.854 0.95 III轴 1.578 1.551 353.741 326。666 41。86 3。854 0.95 滚筒 1.531 1。500 349。287 342.301 41.86 2。3 0.96 三传动件的设计计算 1.选择齿轮材料 初选大齿轮的材料为 45 钢，经调质处理,其硬度为 250HBS；小齿轮的材料为 40Cr，表面淬火,4056HRC,齿轮等级精度均为 8 级.由于减mn=2mm Z1+Z2=138 Z1=28 Z2=110 合格=9。7o d1=56.81mm d2=223.19mm b=56。81mm b2=60mm b1=65mm ZH=1.73 Z=189。8=1。71=0.95 Z=0。79 V=0。48m/s Kv=1.04 H=314.96/mm2 接触应力校核通过 YF1=3。9 YF2=3。76=0.62=0.93 72.09N/mm2 弯曲强度校核通过 d1=57.68mm mn=2mm Z1+Z2=138 Z1=28 Z2=110 合格 d1=56。81mm d2=223。19mm b=56.81mm b2=60mm b1=65mm H=164。55N/mm2 接触应力校核通过 YF1=3.9 YF2=3。76 19。68N/mm2 弯曲强度校核通过 浸油润滑 速器沿输送方向具有轻微振动，但为了保证稳定，所以选用圆柱斜齿轮，初选=10o。因为低速级齿轮的载荷大于高速级齿轮的载荷，所以先计算低速级。2.计算低速级齿轮 1）许用接触应力 查表得：limb1=17HRC+20N/mm2=1748+20=836N/mm2 limb2=2HBS+69N/mm2=2250+69=569N/mm2 对调质处理的齿轮,SH=1。1 由于载荷稳定，故求齿轮的应力循环次数 NH NH=60n2t t=8230010h=48000h NH=60161.3248000=4.65108 循环基数 NHo查表得：当 HBS 为 250 时，NHo=1.7107 NHNHo，故 KHL=1 H2=N/mm2=517.27N/mm2 2）许用弯曲应力：F=KFCKFL 查表得：Flimb1=600 N/mm2 Flimb2=1。8HBS=1.8250=450N/mm2 取安全系数 SF=2.单向传动取 KFC=1。因为 NFNFo，所以 KFL=1.F1=N/mm2=300N/mm2 F2=N/mm2=225N/mm2 3)根据接触强度，求小齿轮分度圆直径。齿轮的工作转矩 T2=98268Nmm d1=取 Kd=73，d=1，K=1.05 d1=73=57。38 4）中心距 （1+i1)=(1+3.854）=139.26mm 就圆整成尾数为 0 或 5，以便制造和测量,所以初定 a=140mm 5）选定模数 mn，齿数 Z1、Z2 选定 Z1=30,Z2=i1Z1=116 mn=1。89mm 取标准模数 mn=2mm Z1+Z2=138 Z1=28 Z2=138-29=110 i=Z2/Z1=3.926 与 i2=3.854 比较，误差为 1。93%，合格 =9。7o 6)计算齿轮分度圆直径 小齿轮 d1=56。81mm 大齿轮 d2=223。19mm 开设油沟，飞溅润滑 选用 L-AN15 润滑油 密 封 圈 型 号JB/ZQ 4046-1997 毡圈 30，毡圈 55 轴的初选与轴的校核合为同一步骤 d16.22 则 取 最 小 直 径 为25mm Ft1=944。31N Fr1=348。69N Fa1=161.41N 弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限:155MPa 许用静应力:260MPa 许用疲劳应力：180MPa 许用剪应力范围：30 40MPa 长度 直径 17mm 35mm 10mm 35mm 10mm 46mm 62mm 40mm 10mm 35mm 17mm 35mm 30mm 30mm 80mm 25mm 轴的总长度:236mm 轴的段数：8 Rh1=-1017。91N Rv1=-375.83N Rh2=73。64N Rv2=27。19N 危险截面 工作应力：12.32MPa 弯曲应力校核通过 危险截面 疲劳强度安全系数 S：8.95 疲劳强度校核通过 圆轴的扭转角：0.18（)扭转刚度校核通过 许用挠度系数：0.003 7)齿宽宽度 b=dd1=56。81mm 圆整大齿轮宽度 b2=60mm 取小齿轮宽度 b1=65mm 8)验算接触应力 H=ZHZZ 取 ZH=1。76cos=1。76cos9。7o=1.73,Z=189.8，=1.71 =0.95 Z=0。79 齿轮圆周速度 V=0.48m/s 查表得 Kv=1.04 H=1.73189。80。79=314。96H2 故接触应力校核通过。9)验算弯曲应力 X=0 时 Z1=28，YF1=3。9 Z2=110，YF2=3.76 ，故应算大齿轮的弯曲应力。重合度系数=0。62 螺旋角系数=1-=1-=0.93 =72。09N/mm2F2 故弯曲强度校核通过。3。计算高速级齿轮 1)选定模数 mn，齿数 Z1、Z2 d1=57.68mm 初选 Z1=28,m=2。06mm Z2=3。85428=108 取标准模数 mn=2mm Z1+Z2=138 Z1=28 Z2=138-28=110 传动误差=1.93，合格 2）计算分度圆直径 小齿轮 d1=56.81mm 大齿轮 d2=223。19mm 3）齿宽宽度 b=dd1=56。81mm 圆整大齿轮宽度 b2=60mm 取小齿轮宽度 最大挠度:0.002121mm 弯曲刚度校核通过 ncr1=15158。2r/min d25。01mm 取最小直径为 35mm Fr2=880.6N Fr2=325.2N Fa2=150.5N Ft3=3459。5N Fr3=1277。5N Fa3=591。3N 弯曲疲劳极限:270MPa 扭转疲劳极限:155MPa 许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa 许 用 剪 应 力 范 围：3040MPa 长度 直径 18mm 35mm 10mm 35mm 62mm 40mm 85mm 50mm 57mm 40mm 10mm 35mm 18mm 35mm 轴的总长度：260mm 轴的段数:7 Rh1=4501.47N Rv1=-1662.26N Rh2=161.41N Rv2=59。6N 危险截面 工作应力：42.39MPa 弯曲应力校核通过 危险截面 疲 劳 强 度 安 全 系 数S:2.59 疲劳强度校核通过 圆轴的 扭转角：0。21(）扭转刚度校核通过 许用挠度系数：0。003 最大挠度：0。018087mm b1=65mm 4)验算接触应力 H=ZHZZ =1。73189。80。79 =164.55N/mm2 10 箱盖，箱座肋厚 8 8 轴承端盖外径 +（55。5)112（1 轴）112（2 轴）125（3 轴）轴承旁联结螺栓距离 112（1 轴)112（2 轴)125(3轴）设计小结：这次的课程设计，时间很紧迫，有些设计是根据机械设计手册3.0（软件版)来计算。总的来说这次的设计存在许多缺点，但对我来说,这是非常有意义的。我在这次的设计中学会很多，同学间的互相帮助,查阅书籍，咨询老师。同时我也温习了之前学过的一些知识，而且还学会了新知识。参考资料：1、机械零件设计手册，机械工业出版社,吴宗泽主编，2004 年 1 月第一版；2、精密机械设计,机械工业出版社，庞振基，黄其圣主编,2008 年 1 月第一版；3、机械设计课程设计,北京航空航天大学出版社，任嘉卉、李建平、王之栎、马纲编著，2001 年 1 月第一版；4、机械设计课程设计图册，高等教育出版社,龚溎义、潘沛霖、陈秀、严国良编编，龚溎义主编，1965 年 12 月第一版，1989 年 5 月第三版。
