机械设计课程设计卷筒输送机减速器设计（全套图纸）

1、机械设计课程设计机械设计课程设计 （减速器） 完整版完整版 cadcad 图纸，联系图纸，联系 153893706153893706 姓 名： 年 级：0202 级级 班 级：交通交通 1 1 班班 学 号：20023551012002355101 指导老师： 2011 年 1 月 17 日 题目：如下图所示，设计出卷筒输送 机减速器，已知 f=1500n，v=1.1m，d=220mm。要求减速器 使用年限为十年，一班制，卷筒单向动转， 且载荷平稳，在有粉尘的室内工作，允许 三年一大修。 电动机 带轮 齿轮联轴器 卷筒 轴承 轴 轴 一、电动机的选取：一、电动机的选取： 1初定取 v 带的传动

2、效率 1=0.95，圆柱齿轮 2=0.97,滚动轴承 3=0. 联轴器 4=0.98,卷筒 5=0.96。 故减速器的总传动效率 a=1.2.3.4.5=0.82 因此所选电动机功率 pd= = =2.01kw a fv 100082 . 0 1000 1 . 11500 卷筒的转速 n=95.54r/min d 100060 22014 . 3 1 . 1100060 v 带传动比合理选择范围 i1=24,一级圆柱齿轮减速器合理选择范 围传动比 i2=37,因此总传动比的合理范围 ia=i1i2=68 因此，电动机转速可选范围 na=ian=（628） 95054=5732675 r/min

3、 根据所需电动机功率和转速可选范围，选用额定功率为 2.2kw,同步 转速为 1500r/min 的电动机,型号为 y100l1-4。 其各种参数如下: 满载时 型号额定功率 kw 电流(a)效率(%)功率因数 cos 转速 (r/min) y100l1-42.25.0810.821400 电动机满载转速 nm=1400r/min 减速器的总传动比 ia=nm/n=1400/95.54=14.65 初选 v 带传动比 i1=3 , 齿轮传动比 i2=4.88 轴的转速 n1=nm/i1=1400/3=466.67r/min 轴的转速 n2=n1/i2=95.63 卷筒转速 n3=95.63 各

4、轴的输入功率 轴:p1=pd1=2.010.95=1.91 kw 轴: p2=p123=1.910.970.98=1.82 kw 卷筒: p3=p234=1.810.980.98=1.75 kw 电动机的输出扭矩 td=9550pd/nm= 9550=13.71 n.m 1400 01 . 2 各轴的输入扭矩 轴:t1=td1i1=13.710.953=39.07 n.m 轴: t2=t123i2=181.24 n.m 卷筒: t3=t234=174.06 n.m 二、二、v v 带传动的设计带传动的设计 1由于载荷不大,选用普通 v 带。 2确定计算功率 pca=kapd=1.12.01=2

5、.21 kw 3选择带型 根据 pca 与 n1=1400r/min,由图 8-8 确定选用 z 型 4.确定带轮基准直径 由图 8-8 取主动轮的基准直径 dd1=90 mm 于是从动轮基准直径 dd2= dd1i1=903=270 mm 5.根据表 8-7,取 dd2=280 mm 按式(8-13)验算带的速度 v=dd1n1/(601000)=6.59 m/s25 m/s 100060 14009014 . 3 6.确定普通 v 带的基准长度和传动中心距 根据 0.7(dd1+ dd2)a01200 因此,主动轮上的包角合适。 8计算普通 v 带的根数 z 由式（8-22） z=pac/

6、（po+po）k kl 由 n1=1400r/min，dd1=90 mm，i=3，查表 8-5c 和表 8-5d 得 po=0.86 po=0.03 查表 8-8 得 k =0.92,查表 8-2 得 kl=1.14 则 z=2.37 14 . 1 92 . 0 89 . 0 21 . 2 取 z=3 9.计算预紧力 f0 由式（8-33） f0=500（-1）+qv2 vz pca k 5 . 2 查表 8-4，得 q=0.06kg/m,故 f0=500(-1)+0.06(6.59)2 =97.21 359 . 6 21 . 2 92 . 0 5 . 2 n 10.计算作用在轴上的压轴力 f

7、p ,由式(8-24)得 fp=2zf0sin=2397.21sin=567.4 n 2 1 2 2 . 153 0 v 带轮的选择 由主.从动轮的基准直径,选用腹板式 v 带轮 其宽度 b=(z-1)e+2f=(3-1)12+28=40mm 三、齿轮的设计三、齿轮的设计 .选择齿轮类型.精度等级.材料及齿数 1. 由表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr(调质),硬度为 260hbs,大齿轮 材料为 45 钢(调质),硬度为 220hbs.二者材料硬度差为 40hbs,精 度等级为 7。 2. 选小齿轮齿数 z1=20，大齿轮齿数 z2=i2z1=4.8820=97.6 取 z2=98 .

8、按齿面接触强度计算 由设计计算公式 d1t2.32 3 2 1 1 h e d t z u utk 1.试选载荷系数 kt=1.2 2.小齿轮传递的转 t1=38.29103=3.829104 n/min 3.由表 10-7 选取齿宽系数 d=1 4.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ze=189.8mpa 5.由图 10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 hlim1=600 mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限 hlim2=550mpa 6.由式 n1=60n1jlh=60466.671(836510)=8.176108 n2=60n2jlh=60 466.671(8365

9、10)=8.176108 7.由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 khn1=0.92 khn2=0.97 8.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 s=1,由式=knlim/s h1=khn1hlim1/s=0.92600=552 mpa h2=khn2hlim2/s=0.97550=533.2 mpa .计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入h中较小的值 d1t2.32=44.41 mm 3 2 3 2 . 533 8 . 189 88 . 4 188 . 4 1 1029.382 . 1 1计算圆周速度 v v=3.25 m/s 1000600 11 nd t 1000

10、60 140041.4414 . 3 2设计齿宽 b b=dd1t=144.41=44.41 mm 3计算模数与齿高之比 b/n 模数: mt=d1t/z1=44.41/20=22.21 mm 齿高:h=2.25mt=2.2522.21=5.00 mm b/h=44.41/5.00=8.88 4计算载荷系数 根据 v=3.25m/s,7 级精度. 由图 10-8 查得动载荷系数 kv=1.1,假设 kaft/b100n/mm, 由表 10-3 查得 kh= kf=1.2 由表 10-4 查得 7 级精度,小齿轮相对支承对称布置时 kh =1.12+0.18 +0.2310-3b=1.31 2

11、d 由 b/n=8.88, kh=1.31,查图 10-13 得 kf=1.25 故载荷系数 k=kakvkhkh=11.11.21.31=1.729 5按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式 d1=d1t3 t k k 得 d1=44.41=50.16 mm 3 2 . 1 729 . 1 6计算模数 m m=d1/z1=50.16/20=2.51 mm .按齿根弯曲强度设计 由式(10-5)得弯曲强度的设计公式 m 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt .确定公式内的各计算数值 1由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe1=48

12、0 mpa fe2=370 mpa 2由图 10-18 查得弯曲疲劳强度寿命系数 kfn1=0.86 kfn2=0.88 3.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.2,由式(10-12)得 mpa344 2 . 1 48086 . 0 11 1 s fefn f mpa33.271 2 . 1 37088 . 0 22 2 s fefn f 4.计算载荷系数 k k=kakvkfkf=11.11.21.25=1.65 5.查取齿形系数 由表 10-5 查得过且过 ya1=2.80 ya2=2.18 6.查取液压力校正系数 由表 10-5 可查得 ysa1=1.55 ysa2=1.7

13、9 7计算大.小齿轮的并加以比较 f safay y =0.01262 1 11 f safay y 344 55 . 1 80 . 2 =0.01438 2 22 f safa yy 33.271 79 . 1 18 . 2 大齿轮的数值大 .设计计算 m=1.656 mm 3 2 4 201 10829 . 3 65 . 1 2 01438 . 0 对比齿面接触疲劳强度计算的模数 m 与齿根弯曲疲劳强度计算的 模数 m,由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能 力,因此可取弯曲强度算得的 m=1.656,并给予圆整为标准值 m=2mm,按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1

14、=50.16,算出小齿轮齿数. z1=25 m d1 2 16.50 大齿轮齿数 z2=z1i2=254.88=122 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了 齿根弯曲疲劳强度. .几何尺寸计算 1. 计算分度圆直径 d1=z1m=252=50.0 mm d2=z2m=1222=144 mm 2. 计算中心距 a=147.0 mm 2 21 dd 2 0 . 244 0 . 50 3. 计算齿轮宽度 b=dd1=150.0=50.0 mm 取 b2=50 b1=55 .验算 ft=1531.6 n 1 1 2 d t 0 . 50 10829 . 3 2 4 =30.63n/m

15、m100n/mm b fk ta 0 .50 6 .15311 四、轴四、轴的设计的设计 1. 初步确定轴的最小直径 先按式 dmin=a0 估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45 钢, 3 n p 经调质处理,由前面计算结果可知 p=1.91kw n=466.67r/min, 再根据表 15-3,查得 a0=120 因此 dmin=a0=120=19.2 mm 3 n p 3 67.466 91 . 1 轴最小直径是安装 v 带轮处的直径,为使其与 v 带轮配合. 取 d1-2=20mm,并由 v 带轮宽度,取 l1-2=40mm 2为防止箱体壁误差影响，取壁厚比轴承宽大 10mm，已知轴承

16、的 宽为 15mm，并使箱体壁与 v 带轮的距离为 30mm， 因此 l2-3=35mm，轴肩高 h=1mm 3由受力情况可知，轴处的轴承受力较大，并且靠近 v 带轮的 轴承最大，由下受力图得 轴承的径向受力为 fr1=1610 n 初步计算当量动载荷 p，根据式（13-8a） p=fp（xfr+yfa） 由于 fa=0，因此 fa/fr1e 按表 13-6，取 fp=1 按照表 13-5,x=1,y=0 因此 p=1 (1 1610+0 0)=1610 n .根据式(13-6),求轴承应有的基本额定动载荷值 c=p 6 / 10 60 h nl 由于三年为一个大修期,因此,=3 365 8=

17、8760,n=1400/3 / h l 因此,c=1610=10078.13 n 3 6 10 8760 3 1400 60 按照设计手册选择 c=10790 n 的轴承 36205,此轴承的基本 额定静载荷 c0=69500 n. 此轴承的各参数如下: 内圈直径 d外圈直径 d轴承宽度 b 25 mm 52 mm 15 mm 因此轴承的安装内径为 25 mm，因此取 h=1.5 mm，并取齿轮与机箱 内壁的距离 s=16 mm,为了套筒能紧靠齿轮,取 l4-5=52 mm. (小于齿轮的宽度 55 mm), 因此 l3-4=20+16+3=39 mm 4. 取齿轮安装直径 d=30,4-5

18、段的轴肩 h=2.5 mm,l5-6=12,h=2.5 mm 5. 取 d7-8=25,l7-8=1,d6-7=30,l6-7=9 6. 轴上零件的周向定位 齿轮.v 带轮与轴采用圆头平键联接,由齿轮处的直径 d=32 mm 查得,平键的尺寸为 bhl=10 mm8 mm40 mm,键槽用键槽 铣刀加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,选择齿轮 轮毂与轴的配合为 h7/h6,同样,v 带轮与轴选用的平键的 尺寸为 bhl=6 mm6 mm28mm，带轮与轴的配合为 h7/k6。轴承与轴借过渡配合来保证，因此选用轴的直径尺寸 公差为 m6。 7确定轴上的圆角和倒角的尺寸 由表 15-2，

19、取轴端倒角为 2450，各处轴肩圆角 r=1 .求轴上的载荷(估算) 1. 将轴的受力近似简化为如右图所示,得出轴的弯矩图如下. 结合轴的扭矩和弯矩图可知,截面 3 与轴 4-5 的中点是危险截面. 2. 接弯扭合成应力校核轴的强度 根据式(15-5),取=0.6,截面 3 左端的直径较小,求得其计算应力 ca= =38.5mpa w tm 2 3 2 1 3 22 221 . 0 390706 . 033600 再由式(15-5),取=0.6,计算轴 4-5 中点的计算应力 =13.4mpa / ca w tm 2 3 2 1 302 530510 32 30 390706 . 035400

20、 2 3 22 前面已选轴的材料为 45 钢,调质处理.由表 15-1 查得 =60mpa 1 因此 ca , 1 / ca 1 故安全. .确定较核轴的疲劳强度 1. 危险截面的确定 截面 2 基本上只受扭矩的作用(弯矩极小),截面 3 并无因 安装配合引起的液压力集中,只有 4.5 截面由于过盈引起严重 的应力集中,而 5 截面的直径较大,并且不受扭矩的作用. 因此,只需验证 4 截面左右两侧的强度. 2. 截面 4 左侧 抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1253=1562.5mm 抗扭截面系数 wt=0.2d3=0.2253=3125mm 截面 4 左侧的弯矩为 m=35400=118

21、00 n mm 30 2030 扭矩为 t3=39070 n mm 截面上的弯曲应力 =7.55 mpa b w m 5 . 1562 11800 扭转切应力 =12.5 mpa t t w t3 3125 39070 由表 15-1 查得=640 mpa, =275 mpa, =155 mpa b 1 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按附表 3-2 查取,由=0.08, =1.2 d r 25 0 . 2 d d 25 30 查得=1.62, =1.17 又由附图 3-1 可得轴的材料 的敏性系数为 q =0.82, q =0.85 故有效应力集中系数按式(附 3-4)得 =1

22、+(-1)=1+0.82(1.62-1)=1.51 k q =1+(-1)=1+0.85(1.17-1)=1.14 k q 由附图 3-2 得尺寸系数=0.87 再由附图 3-3 得扭转尺寸系数 =0.89 轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为 =0.92 轴未经表面硬化处理,即=1,则按式(3-12)及(3-12a) q 得综合系数值为 =+-1=+-1=1.82 k k 1 87 . 0 51 . 1 92 . 0 1 =+-1=+-1=1.37 k k 1 89 . 0 14 . 1 92 . 0 1 由碳钢的特性系数取值范围=0.1-0.2,=0.05-0.1, 可取 =0.

23、1, =0.05 于是计算安全系数 sca值,按式(15-6)-(15-8)则得 =20.01 s ma k 1 01 . 055 . 7 82. 1 275 =17.46 s ma k 1 2 50.12 05 . 0 2 50.12 37 . 1 155 =13.16 s=1.3 ca s 22 ss ss 22 46.1701.20 46.1701.20 故可知其安全. 3. 截面 4 右侧 抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1303=2700mm 抗扭截面系数 wt=0.2d3=0.2303=5400mm 弯矩及弯曲应力为 m=35400=11800 n mm 30 2030 =4.3

24、7 mpa b w m 2700 11800 扭矩及扭转切应力为 t3=39070 n mm =7.24 mpa t t w t3 5400 39070 过盈配合各处的,由附表 3-8 用插入法求出,并取 k =0.8,得 k k =1.79 =0.8 1.79=1.43 k k 轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为 =0.92 故得综合系数值为 =+-1=1.79+-1=1.88 k k 1 92 . 0 1 =+-1=1.43+-1=1.52 k k 1 92 . 0 1 取 =0.1, =0.05 所求轴在截面 4 右侧的安全系数 =33.47 s ma k 1 01 . 03

25、7 . 4 88 . 1 275 =27.27 s ma k 1 2 24 . 7 05 . 0 2 24 . 7 52 . 1 155 =21.14 s=1.3 ca s 22 ss ss 22 27.2747.33 27.2747.33 因此,该轴在截面 4 右侧的强度也是足够的. 五、轴五、轴的设计的设计 1.初步确定轴的最小直径 先按式 dmin=a0 估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45 钢,经 3 n p 调质处理,由前面计算结果可知 p=1.82kw n=95.63r/min,再 根据表 15-3,查得 a0=120 因此 dmin=a0=120=32.04 mm 3 n p

26、3 63.95 82 . 1 轴最小直径是安装取轴器处的直径,为使其与联轴器配合. 由于卷筒的载荷平稳,且转速不高,故选用凸缘联轴器 联轴器所要承受的转矩 t=9550=9550=177.76 n p 63.95 78 . 1 由工作条件,根据表 14-1 查得工作情况系数 ka=1.3 故由式(14-3)得计算转矩为 tca=kat=1.3=231.09 n76.177m 因此,选用 yld5 型凸缘联轴器,再根据 yld5 型凸缘联轴器的 许用转矩为 400 n,m 许用最大转速为 8000.安装直径为 d=35mm,l=82mm 故取 d1-2=20mm, l1-2=82mm 2为满足半

27、取轴器定位,取 d2-3 =41 mm,并 l2-3=50mm. 3由前面计算可知只要型号大于 36205,即可满足强度条件,为符合 安装尺寸,选用 36209,其各参数如下: 内圈直径 d外圈直径 d轴承宽度 b 45 mm 85 mm 19 mm 故 d3-4=d7-8= 41 mm, l7-8 =18 mm, l3-4 =18+3.5+16+3+2.5=43 mm 4.为安装齿轮，取 d4-5=50，l4-5=50-3=47 5 为安装轴承需要，取 d6-7=52，l6-7=10 d5-6=55，l5-6=12 .轴上零件的周向定位 齿轮.联轴器与轴采用圆头平键联接,由齿轮处的直径 d=

28、50 mm 查得,平键的尺寸为 bhl=14 mm9 mm35 mm,键槽用键槽铣刀 加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,选择齿轮轮毂与 轴的配合为 h7/h6,同样,联轴器与轴选用的平键的尺寸为 bhl=10 mm8 mm70mm，带轮与轴的配合为 h7/k6。轴承与轴 借过渡配合来保证，因此选用轴的直径尺寸公差为 m6。 7确定轴上的圆角和倒角的尺寸 由表 15-2，取轴端倒角为 2450，各处轴肩圆角如零件图所示 .求轴上的载荷(估算) 1将轴的受力近似简化为如右图所示,得出轴的弯矩图如下. 结合轴的扭矩和弯矩图可知,截面 3 与轴 4-5 的中点是危险截面. 2接弯扭合成应力

29、校核轴的强度 由式(15-5),取=0.6,计算轴 4-5 中点的计算应力 ca= =3.7 mpa w tm 2 3 2 1 3 22 501 . 0 1812406 . 0 7 . 28280 由材料的选定可知=60mpa 1 因此 ca , 1 / ca 1 故安全. .确定较核轴的疲劳强度 1.危险截面的确定 截面 2.3 只受扭矩的作用,而 6.7 只受小量弯矩的作用, 只有 4 截面由于过盈引起严重的应力集中,并且弯矩跟 扭矩都很大,但 5 截面的直径较大,并且不受扭矩的作用. 因此,只需验证 4 截面左右两侧的强度. 2截面 4 左侧 抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1453=

30、9112.5mm 抗扭截面系数 wt=0.2d3=0.2453=18225mm 截面 4 左侧的弯矩为 m=28280.7=19578.9 n mm 65 2065 扭矩为 t3=181240 n mm 截面上的弯曲应力 =2.15 mpa b w m 5 . 9112 9 . 19578 扭转切应力 =9.94 mpa t t w t3 18225 181240 由表 15-1 查得=640 mpa, =275 mpa, =155 mpa b 1 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按附表 3-2 查取,由=0.04, =1.11 d r 45 0 . 2 d d 45 50 查得

31、=2.00, =1.32 又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 q =0.82, q =0.85 故有效应力集中系数按式(附 3-4)得 =1+(-1)=1+0.82(2.00-1)=1.51 k q =1+(-1)=1+0.85(1.32-1)=1.14 k q 由附图 3-2 得尺寸系数=0.71 再由附图 3-3 得扭转尺寸系数 =0.83 轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为 =0.92 轴未经表面硬化处理,即=1,则按式(3-12)及(3-12a) q 得综合系数值为 =+-1=+-1=2.65 k k 1 71 . 0 82 . 1 92 . 0 1 =+-1=+-

32、1=1.58 k k 1 83 . 0 27 . 1 92 . 0 1 由碳钢的特性系数取值范围=0.1-0.2,=0.05-0.1, 可取 =0.1, =0.05 于是计算安全系数 sca值,按式(15-6)-(15-8)则得 =48.27 s ma k 1 01 . 015 . 2 65 . 2 275 =19.13 s ma k 1 2 94 . 9 05 . 0 2 94 . 9 58 . 1 155 =17.78 s=1.3 ca s 22 ss ss 22 13.1927.48 13.1927.48 故可知其安全. 3截面 4 右侧 抗弯截面系数 w=0.1d3=0.1503=12

33、500mm 抗扭截面系数 wt=0.2d3=0.2503=25000mm 弯矩及弯曲应力为 m=28280.7=19578.9 n mm 65 2065 =1.57 mpa b w m 12500 9 . 19578 扭矩及扭转切应力为 t3=181240 n mm =7.25 mpa t t w t3 25000 181240 过盈配合各处的,由附表 3-8 用插入法求出,并取 k =0.8,得 k k =2.18 =0.8 2.18=1.74 k k 轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为 =0.92 故得综合系数值为 =+-1=2.18+-1=2.27 k k 1 92 . 0 1 =+-1=1.74+-1=1.83 k k 1 92 . 0 1 取 =0.1, =0.05 所求轴在截面 4 右侧的安全系数 =77.16 s ma k 1 01 . 057 . 1 27 . 2 275 =22.74 s ma k 1 2 25 . 7 05 . 0 2 25 . 7 83 . 1 155 =21.81 s=1.3 ca s 22 ss ss 22 74.2216.77 74.2216.77 因此,该轴在截面 4 右侧的强度也是足够的. 键的校核： 由于轴安装 v 带轮处的键尺寸最小，且由于功率损失，键的 受力最大。因而只需校核 v 带轮处的键即可。键的尺寸