同轴式减速器课程设计说明书.pdf

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1、机械设计课程设计机械设计课程设计减速器的设计减速器的设计目录目录设计任务书设计任务书。1 1电动机的选择电动机的选择。2 2确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比。2 2传动件的设计计算传动件的设计计算.4.4润滑与密封润滑与密封。8 8轴的设计轴的设计。9 9轴承的选择和计算选择轴承轴承的选择和计算选择轴承.24.24选择联轴器选择联轴器.27.27键的选择及校核计算键的选择及校核计算.27.27减速器的附件设计减速器的附件设计.29.29设计小结设计小结。3030参考资料目录参考资料目录.30.30精密机械设计精密机械设计课程设计任务书课程设计任务书 C(2C

2、(2）一、设计题目一、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、系统简图二、系统简图：三、工作条件三、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、原始数据四、原始数据题号已知条件123456 6输送带拉力 F（N）输送带速度 v（m/s）滚筒直径 D（mm）13000。6830013000.836014000.7535017000。8538017000。75340180018000.80.8365365课程设计说明书课程设计说明书计算结果计算结果Pw=1。44kw1=0。962=0.981 1。选择电动机的类型：选择电

3、动机的类型：3=0.97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4=0.99(IP44）。5=0。96Pd=1.819kw2 2。选择电动机的容量。选择电动机的容量n=41。86r/min负载功率：Pw=1。44kwia=34.16电动机所需的功率 Pd=Pw/a kwi=14。85（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=0.96i1=i2=3.854滚动轴承效率2=0。98n1=621.74r/min闭式齿轮传动效率3=0。97n2=161。32r/mi联轴器效率4=0.99n3=41.86r/min滚筒效率5=0.96n4=41。

4、86r/min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：P1=1。746kwa=1422345=0.960。9840.9720.990.96=0。7918P2=1.660kw折算到电动机的功率:P3=1。578kw Pd=PW/a=1。819kwP4=1。531kwTd=12.148Nm3.3.选择电动机的转速：选择电动机的转速：T1=26.823Nm滚筒的工作转速：T2=98.268Nmn=60001000v/D=600010000。8/365=41。86r/minT3=360。016Nm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T4=349。287

5、Nm为减速器的总传动比，所以电机的可选范围为：limb1=836N/mm2nd=idn=（2334.8841674.4)=669。766697.6limb2=569N/mm2则符合这一范围的同步转速有 2840r/min 和 1430r/min。所以可供选择SH=1。1的电机有：NH=4。65108NHo=1。7107序电机型号额定功电机转速堵 转 转最 大 转质量KHL=1号率（kw)（r/min）矩矩（kg)H27N/mm22=517。1Y90L22.228407.02。225Flimb1=600 N/mm22Y100L142。214307。02.234Flimb2=450N/mm2=1综

6、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SF=2,KFC=1，KFL2F1=300N/mm电机型号为 Y100L14，其主要性能如上表第 2 种电动机。F2=225N/mm2二确定传动装置的总传动比和分配传动比二确定传动装置的总传动比和分配传动比Kd=73d=11 1。减速器的总传动比：。减速器的总传动比：K=1。05ia=nm/n=1430/41。86=34.16d1=57。382.2.分配传动装置传动比：分配传动装置传动比：=140mmia=i0i一一 电动机的选择电动机的选择mn=2mmZ1+Z2=138Z1=28Z2=110合格=9。7od1=56.81mmd2=

7、223.19mmb=56。81mmb2=60mmb1=65mmZH=1.73Z=189。8=1。71=0.95Z=0。79V=0。48m/sKv=1.04H=314.96/mm2接触应力校核通过YF1=3。9YF2=3。76=0.62=0.9372.09N/mm2弯曲强度校核通过d1=57.68mmmn=2mmZ1+Z2=138传动1。12。148621.74 2。Z1=28带轴81930.96Z2=110I 轴1.7461。26.82326.287621.74合格711d1=56。81mmII轴1.6601.6298。26896。303161.323.8540.95d2=223。19mm7b

8、=56.81mmIII1.5781.55353.74326。66641。863。8540.95b2=60mm轴11b1=65mm滚筒1.5311。349。342.30141.862。30.96H=164。55N/mm2500287接触应力校核通过YF1=3.9三传动件的设计计算三传动件的设计计算YF2=3。761.1.选择齿轮材料选择齿轮材料19。68N/mm2初选大齿轮的材料为 45 钢，经调质处理,其硬度为 250HBS；小齿轮弯曲强度校核通过的材料为 40Cr，表面淬火,4056HRC,齿轮等级精度均为 8 级.由于减浸油润滑（i0为带传动的传动比，取 2。3；i 为减速去的传动比）减速

9、器的传动比 i=ia/i0=34.16/2.3=14。853 3。按同轴式布置。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=3.8544.4.各轴的动力和动力参数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/minII 轴的转速：n2=n1/i1=621。74/3.854=161.32r/minIII 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=1.746kwII 轴：P2=P123=1。7

10、460.980。97=1。660kwIII 轴：P3=P223=1.6600。980。97=1.578kw滚筒轴:P4=P324=1。5780。980。97=1.531kwIIII 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。148NmI 轴：T1=Tdi01=12.1482。3 0.96=26。823NmII 轴：T2=T1i123=26.8233.8140。980。97=98.268NmIII 轴:T3=T2i223=98.2683。8140。980.97=360.016Nm滚轴：T4=T

11、324=360。0160.980.99=349。287NmIIII 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转速传动比效率r/mini输入输出输入输出速器沿输送方向具有轻微振动，但为了保证稳定，所以选用圆柱斜齿开设油沟，飞溅润滑轮，初选=10o。因为低速级齿轮的载荷大于高速级齿轮的载荷，所以选用 L-AN15 润滑油密 封 圈 型 号JB/ZQ先计算低速级。2.2.计算低速级齿轮计算低速级齿轮1）许用接触应力查表得：limb1=17HRC+20N/mm2=1748+20=836N/mm2limb2=2HBS+69N/mm

12、2=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=48000h8 NH=60161.3248000=4.6510循环基数 NHo查表得：当 HBS 为 250 时，NHo=1.7107NHNHo，故 KHL=1H2=N/mm2=517.27N/mm22）许用弯曲应力：F=KFCKFL2查表得：Flimb1=600 N/mmFlimb2=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

13、F2=N/mm2=225N/mm23)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。384）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

14、直径小齿轮 d1=56。81mm大齿轮 d2=223。19mm4046-1997 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25mmFt1=944。31NFr1=348。69NFa1=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：3040MPa长度直径17mm35mm10mm35mm10mm46mm62mm40mm10mm35mm17mm35mm30mm30mm80mm25mm轴的总长度:236mm轴的段数：8Rh1=-1017。91NRv1=-375.83

15、NRh2=73。64NRv2=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=ZHZZo取 ZH=1。76cos=1。76cos9。7=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最大挠度:0.002121mm弯曲刚度校核通过ncr1=15158。2r/mind25。01

16、mm取最小直径为 35mmFr2=880.6NFr2=325.2NFa2=150.5NFt3=3459。5NFr3=1277。5NFa3=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18mm35mm10mm35mm62mm40mm85mm50mm57mm40mm10mm35mm18mm35mm轴的总长度：260mm轴的段数:7Rh1=4501.47NRv1=-1662.26NRh2=161.41NRv2=59。6N危险截面工作应力：42.39MPaH=1.73189。80。7

17、9=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 3。计算高速级齿轮。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=28Z2=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

18、3）齿宽宽度 b=dd1=56。81mm圆整大齿轮宽度 b2=60mm取小齿轮宽度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。792=164.55N/mm+（55。5)轴承旁联结螺栓距离设计小结：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：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。