同轴式减速器课程设计说明书.doc

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123456输送带拉力F（N）130013001400170017001800输送带速度v（m/s）0.680.80.750.850.750.8滚筒直径D(mm)300360350380340365 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=1.819kw3.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）1Y90L-22.228407.02.2252Y100L1-42.214307.02.234 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Y100L1-4，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=34.162.分配传动装置传动比：ia=i0i（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=14.853.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.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=1.7460.980.97=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=T324=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r/min传动比i效率输入输出输入输出传动带轴1.81912.148621.74 2.3 0.96I轴1.7461.71126.82326.287621.74II轴1.6601.62798.26896.303161.323.8540.95III轴1.5781.551353.741326.66641.863.8540.95滚筒1.5311.500349.287342.30141.862.30.96三传动件的设计计算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/mm22)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/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)计算齿轮分度圆直径 小齿轮 d1=56.81mm 大齿轮 d2=223.19mm 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=1.04H=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=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 3)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 4)验算接触应力 H=ZHZZ =1.73189.80.79 =164.55N/mm2H2 故接触应力校核通过 5) 验算弯曲应力 X=0时 Z1=29，YF1=3.9 Z2=109，YF2=3.76 ，故应算大齿轮的弯曲应力 = =19.68N/mm2F2 故弯曲强度校核通过齿轮的基本参数如下表所示：名称符号公式齿1齿2齿3齿4齿数ZZ2811028110分度圆直径dd=mz56.81223.1956.81223.19齿顶高ha2222齿根高hf2.52.52.52.5齿顶圆直径dada=d+2ha60.81227.1960.81227.19齿根圆直径dfdf=d-2hf51.81218.1951.81218.19中心距=m(Z1+Z2)/2140140140140齿宽bb=dd165606560四润滑与密封一齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度较高，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取35mm。二、滚动轴承的润滑 由于轴承轴向速度较高，所以宜开设油沟，飞溅润滑。其中高速轴与低速轴的靠近内部轴承采用注油润滑。 三、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利。考虑到设置用于小型设备，选用L- AN15润滑油。四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定JB/ZQ 4046-1997 毡圈30，毡圈55 轴盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。五轴的设计根据轴承和联轴器选择I轴的设计 1、选材45钢，HB=217-255HBS，=650Mp，=360Mp，c=115 2、初估直径 =16.22mm3、作用在齿轮上的力 高速级小齿轮 = 经机械设计软件3.0校核如下：I轴的设计过程如下： 一、轴的总体设计信息如下： 轴的编号：001 轴的名称：阶梯轴 轴的转向方式：单向恒定 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速：621.74r/min 功率:1.746kW 转矩：26818.77Nmm 所设计的轴是实心轴 材料牌号：45调质 硬度(HB)：230 抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa 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 二、确定轴的最小直径如下： 所设计的轴是实心轴 A值为：115 许用剪应力范围：3040MPa 最小直径的理论计算值：16.22mm 满足设计的最小轴径：25mm三、轴的结构造型如下： 轴各段直径长度： 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轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩35mm 22mm 0N0Nmm0N0Nmm26818.77Nmm46mm 32mm 0N0Nmm0N0Nmm26818.77Nmm40mm 68mm 348.69N23710.69Nmm944.31N64213.08Nmm26818.77Nmm35mm 104mm 0N0Nmm0N0Nmm26818.77Nmm30mm 141mm 0N0Nmm0N0Nmm26818.77Nmm25mm 196mm 0N0Nmm0N0Nmm26818.77Nmm 轴所受支撑的信息： 直径 距左端距离 35mm 8.5mm 35mm 117.5mm 四、支反力计算 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 8.5mm -1017.91N -375.84N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 117.5mm 73.64N 27.19N 五、内力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 8.5 35 0.06 0.05 8.5 35 0.06 0.05 22 35 14648.55 14648.53 32 46 25499.31 25499.3 68 40 64562.13 3888.69 104 35 1064.57 1064.57 17.5 35 6.09 6.09 141 30 7.42 7.42六、弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：63mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：59000Nmm 扭矩T：80456.31Nmm 截面的计算工作应力：12.32MPa 许用疲劳应力：180MPa 63mm处弯曲应力校核通过 结论：弯曲应力校核通过 七、安全系数校核如下： 疲劳强度校核如下： 危险截面的x坐标：63mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：59000Nmm 扭矩T：80456.31Nmm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55 截面的疲劳强度安全系数S：8.95 许用安全系数S：2.0 63mm处疲劳强度校核通过 结论：疲劳强度校核通过 八、扭转刚度校核如下： 圆轴的扭转角：0.18() 许用扭转变形：0.9/m 扭转刚度校核通过 九、弯曲刚度校核如下： 挠度计算如下： x/mm i/mm 1 2.125 0.002079 2 4.25 0.001386 3 6.375 0.000693 4 8.5 0 5 22.125 -0.000693 6 35.75 -0.001199 7 49.375 -0.001581 8 63 -0.001635 9 76.625 -0.001252 10 90.25 -0.000846 11 103.875 -0.000424 12 117.5 0 13 132.31250.000424 14 147.125 0.000848 15 161.93750.001272 16 176.75 0.001697 17 191.56250.002121 许用挠度系数：0.003 最大挠度：0.002121mm 弯曲刚度校核通过 十、临界转速计算如下： 当量直径dv：35.83mm 轴截面的惯性距I：80901.54mm4 支承距离与L的比值：0.46 轴所受的重力：400N 支座形式系数1：9.0 轴的一阶临界转速ncr1：15158.2r/min十一、画零件图：垂直面剪切力（单位：N）图：水平面剪切力（单位：N）图：垂直弯矩（单位：N*mm）图：水平弯矩（单位：N*mm）图：合成弯矩图（单位：N*mm）：扭矩（单位：N*mm）图：II轴的设计 1、选材45钢，HB=217-255HBS，=650Mp，=360Mp，c=115 2、初估直径 =25.01mm 则取最小直径为35mm 3、作用在齿轮上的力 大齿轮 = 小齿轮 = 经机械设计软件3.0校核如下：II轴的设计过程如下： 一、轴的总体设计信息如下： 轴的编号：002 轴的名称：阶梯轴 轴的转向方式：单向恒定 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速：161.32r/min 功率:1.66kW 转矩：98270.52Nmm 所设计的轴是实心轴 材料牌号：45调质 硬度(HB)：230 抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa 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 二、确定轴的最小直径如下： 所设计的轴是实心轴 A值为：115 许用剪应力范围：3040MPa 最小直径的理论计算值：25.01mm 满足设计的最小轴径：35mm 三、轴的结构造型如下： 轴各段直径长度： 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 轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩35mm 23mm 0N 0Nmm0N 0Nmm98270.52Nmm40mm 59mm 1277.5N75372.5Nmm3459.5N 204110.5Nmm98270.52Nmm50mm 132.5mm 0N0Nmm0N 0Nmm98270.52Nmm40mm 203.5mm 325.2N66178.2Nmm880.6N179202.1Nmm98270.52Nmm35mm 237mm 0N0Nmm0N0Nmm98270.52Nmm 轴所受支撑的信息： 直径 距左端距离 35mm 9mm 35mm 251mm 四、支反力计算 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 9mm -4501.47N -1662.26N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 251mm 161.41N 59.6N 五、内力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 9 35 0 0 23 35 67180.05 67180.04 59 40 239928.79 22346.36 132.5 50 103985.69 103985.68 203.5 40 182848.15 8183.11 237 35 2420.76 2420.76 251 35 14.38 14.38六、弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：49mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：192000Nmm 扭矩T：294811.56Nmm 截面的计算工作应力：42.39MPa 许用疲劳应力：180MPa 49mm处弯曲应力校核通过 结论：弯曲应力校核通过 七、安全系数校核如下： 疲劳强度校核如下： 危险截面的x坐标：49mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：192000Nmm 扭矩T：294811.56Nmm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55 截面的疲劳强度安全系数S：2.59 许用安全系数S：2.0 49mm处疲劳强度校核通过 结论：疲劳强度校核通过 八、扭转刚度校核如下： 圆轴的扭转角：0.21() 许用扭转变形：0.9/m 扭转刚度校核通过 九、弯曲刚度校核如下： 挠度计算如下： x/mm i/mm 1 2.25 0.021222 2 4.5 0.014148 3 6.75 0.007074 4 9 0 5 29.1666666666667-0.007074 6 49.3333333333333-0.012581 7 69.5 -0.014957 8 89.6666666666667-0.016783 9 109.833333333333-0.017696 10 130 -0.018087 11 150.166666666667-0.017807 12 170.333333333333-0.016707 13 190.5 -0.01464 14 210.666666666667-0.009848 15 230.833333333333-0.004943 许用挠度系数：0.003 最大挠度：-0.018087mm 弯曲刚度校核通过 十、临界转速计算如下： 当量直径dv：46.15mm 轴截面的惯性距I：222667.25mm4 支承距离与L的比值：0.93 轴所受的重力：400N 支座形式系数1：9.0 轴的一阶临界转速ncr1：21747.3r/min十一、画零件图：垂直面剪切力（单位：N）图：水平面剪切力（单位：N）图：垂直弯矩（单位：N*mm）图：水平弯矩（单位：N*mm）图：合成弯矩图（单位：N*mm）：扭矩（单位：N*mm）图：III轴的设计 1、选材45钢，HB=217-255HBS，=650Mp，=360Mp，c=115 2、初估直径 =38.53mm 联轴器取标准，则取最小直径为50mm 3、作用在齿轮上的力 大齿轮 =N N N经机械设计软件3.0校核如下：III轴的设计过程如下： 一、轴的总体设计信息如下： 轴的编号：003 轴的名称：阶梯轴 轴的转向方式：单向恒定 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速：41.86r/min 功率:1.578kW 转矩：360007.17Nmm 所设计的轴是实心轴 材料牌号：45调质 硬度(HB)：230 抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa 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 二、确定轴的最小直径如下： 所设计的轴是实心轴 A值为：115 许用剪应力范围：3040MPa 最小直径的理论计算值：38.56mm 满足设计的最小轴径：50mm 三、轴的结构造型如下： 轴各段直径长度： 长度 直径 17mm 60mm 10mm 60mm 10mm 75mm 57mm 65mm 10mm 60mm 17mm 60mm 40mm 55mm 112mm 50mm 轴的总长度：273mm 轴的段数：8轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩60mm22mm0N0Nmm0N0Nmm360007.17Nmm75mm32mm0N0Nmm0N0Nmm360007.17Nmm65mm65.5mm1191.25N78026.875Nmm3226.13N211311.515Nmm360007.17Nmm60mm99mm 0N0Nmm0N0Nmm360007.17Nmm55mm141mm0N0Nmm0N0Nmm360007.17Nmm50mm217mm0N0Nmm0N0Nmm360007.17Nmm 轴所受支撑的信息： 直径 距左端距离 60mm 8.5mm 60mm 112.5mm 四、支反力计算 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 8.5mm -3489.76N -1288.57N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 112.5mm 263.67N 97.36N 五、内力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 8.5 60 0.53 0.53 8.5 60 0.53 0.53 22 60 50220.77 50220.76 32 75 87421.33 87421.32 65.5 65 212043.28 13213.78 99 60 3799.63 3799.63 112.5 60 6.39 6.39 141 55 8 8六、弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：60mm 直径：65mm 危险截面的弯矩M：192000Nmm 扭矩T：1080021.51Nmm 截面的计算工作应力：26.5MPa 许用疲劳应力：180MPa 60mm处弯曲应力校核通过 结论：弯曲应力校核通过 七、安全系数校核如下： 疲劳强度校核如下： 危险截面的x坐标：60mm 直径：65mm 危险截面的弯矩M：192000Nmm 扭矩T：1080021.51Nmm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55 截面的疲劳强度安全系数S：3.55 许用安全系数S：2.0 60mm处疲劳强度校核通过 结论：疲劳强度校核通过 八、扭转刚度校核如下： 圆轴的扭转角：0.23() 许用扭转变形：0.9/m 扭转刚度校核通过 九、弯曲刚度校核如下： 挠度计算如下： x/mm i/mm 1 2.125 0.000846 2 4.25 0.000564 3 6.375 0.000282 4 8.5 0 5 21.5 -0.000282 6 34.5 -0.000499 7 47.5 -0.000664 8 60.5 -0.000689 9 73.5 -0.000528 10 86.5 -0.000356 11 99.5 -0.000177 12 112.5 0 13 132.56250.000177 14 152.625 0.000354 15 172.68750.000531 16 192.75 0.000708 17 212.81250.000885 许用挠度系数：0.003 最大挠度：0.000885mm 弯曲刚度校核通过 十、临界转速计算如下： 当量直径dv：62.1mm 轴截面的惯性距I：730021.97mm4 支承距离与L的比值：0.38 轴所受的重力：400N 支座形式系数1：9