同轴式减速器课程设计说明书

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）谢谢阅读感谢阅读题号1234561800）0.8）感谢阅读365）计算结果P=1。44kwwη=0。961η=0.98。选择电动机的类型：2η=0.973308V,Y型η=0.99谢谢阅读4(IP44）。η=0。965P=1.819kw2。选择电动机的容量dn=41。86r/min负载功率：P===1。44kwi=34.16wa电动机所需的功率P=P/ηkwi=14。85dwa（其中:P为电动机功率，P为负载功率，η为总效率）谢谢阅读dwa带传动效率η=0.96i=i=3.854112滚动轴承效率η=0。98n=621.74r/min谢谢阅读21闭式齿轮传动效率η=0。97n=161。32r/mi精品文档放心下载32联轴器效率η=0.99n=41.86r/min谢谢阅读43滚筒效率η=0.96n41。86r/min54=传动装置的总效率η应为组成传动装置的各部分副效率的乘积即：P=1。746kw感谢阅读a1η=ηη4η2ηη=0.960。9840.9720.990.96=0。7918P=1.660kw感谢阅读a123452折算到电动机的功率:P=1。578kw3P=P/η=1。819kwP=1。531kw感谢阅读dWa4T=12.148Nm3.选择电动机的转速：dT=26.823Nm1滚筒的工作转速：T=98.268Nm2n=60001000v/πD=600010000。8/365π=41。86r/minT=360。016Nm谢谢阅读3查表得：带传动比i=2~4，二级圆柱梯形齿轮减速器传动比i=8~40.即T=349。287Nm精品文档放心下载4为减速器的总传动比，所以电机的可选范围为：σ=836N/mm2感谢阅读limb1n'=i’n=（2334.88~41674.4)=669。76～6697.6σ=569N/mm2精品文档放心下载ddlimb2则符合这一范围的同步转速有2840r/min和S=1。1感谢阅读H的电机有：N=4。65108H序电机型号额定功电机转速堵转转最大转质量N=1。7107精品文档放心下载Ho号率（kw)（r/min）矩矩（kg)K=1精品文档放心下载HL［σ21Y90L—22.228407.02。225谢谢阅读H2σ=600N/mm22Y100L1—42。214307。02.234σ感谢阅读Flimb1=450N/mm2Flimb2S谢谢阅读=2,K=1，K=1FFCFL［σ］=300N/mm电机型号为Y100L1—4，其主要性能如上表第2种电动机。精品文档放心下载2F1［σ]=225N/mm2KF2=73dψ=11。减速器的总传动比：dK=1。05i=n/n=1430/41。86=34.16βam=57。38d2.分配传动装置传动比：1=140mmi=iia0（i为带传动的传动比，取2。3；i为减速去的传动比）0减速器的传动比i=i/i=34.16/2.3=14。85a03。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：i=i===3.854124.各轴的动力和动力参数m=2mmnZ+Z=13812Z=281Z=1102合格β=9。7o（1）各轴的转速I轴的转速：n=n/i=1430/2.3=621。74r/min1m0II轴的转速：n=n/i=621。74/3.854=161.32r/min211III轴的转速：n=n/i=161。32/3.854=41.86r/min322滚筒轴：n=n43(2)各轴的输入功率：I轴：P=Pη=1。8190。96=1.746kw1d1II轴：P=Pηη=1。7460.980。97=1。660kw2123III轴：P=Pηη=1.6600。980。97=1.578kw3223滚筒轴:P=Pηη=1。5780。980。97=1.531kw4324I—III轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98。d=56.81mm1d=223.19mm2b=56。81mmb=60mm2b=65mm1Z=1.73HZ=189。8Ε=1。71=0.95Z=0。79εV=0。48m/s（3）各轴的转矩电动机的输出转矩：T=9550P/n=95501。819/1430=12。148NmddmI轴：T=Tiη=12.1482。30.96=26。823Nm1d01II轴：T=T=26.8233.8140。980。97=98.268Nmiηη21123III轴:T=T98.2683。8140。980.97=360.016Nmiηη32223滚轴：T=T360。0160.980.99=349。287Nmηη4324I—III轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率0.98。Kvσ=314.96/mm2H接触应力校核通过Y=3。9F1Y=3。76F2=0.62=0.9372.09N/mm2运动动力参数计算结果整理于下表：弯曲强度校核通过轴名功率P/kw转矩T/Nm转速传动比效率d'=57.68mm精品文档放心下载1r/minim'=2mm输入输出输入输出nZ’+Z=13812传动1。12。148621.742。Z

'=28精品文档放心下载1带轴81930.96Z

’=1102I轴1.7461。26.82326.287621.74合格感谢阅读711d

’=56。81mm1II轴1.6601.6296。303161.323.8540.95d

’=223。19mm精品文档放心下载27b=56.81mmIII1.5781.55353.7441。863。8540.95b

=60mm精品文档放心下载2轴11b

=65mm1滚筒1.5311。349。342.30141.862。30.96σ=164。55N/mm2精品文档放心下载H500287接触应力校核通过Y=3.9F1Y=3。76F21.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精品文档放心下载的材料为40Cr，表面淬火,40～56HRC,齿轮等级精度均为8级.由于减浸油润滑精品文档放心下载速器沿输送方向具有轻微振动，但为了保证稳定，所以选用圆柱斜齿谢谢阅读o选用L-AN15润滑油精品文档放心下载先计算低速级。密封圈型号2.计算低速级齿轮圈551）许用接触应力轴的初选与轴的校查表得：σ=17HRC+20N/mm2=1748+20=836N/mm2limb1σ=2HBS+69N/mm2=2250+69=569N/mm2limb2对调质处理的齿轮,S=1。1H由于载荷稳定，故求齿轮的应力循环次数NHN=60ntH2t=8230010h=48000h核合为同一步骤d16.22则取最小直径为25mmFt1=944。31NFr1=348。69NN=60161.3248000=4.65108H循环基数N查表得：当HBS为250时，N=1.7107HoHoN>N，故K=1HHoHL［σ]=N/mm2=517.27N/mm2H22）许用弯曲应力：Fa1=161.41N［σ］=KKFFCFL查表得：σ=600N/mm2Flimb1σ=1。8HBS=1.8250=450N/mm2Flimb2取安全系数S=2.单向传动取K=1。因为N〉N，所以K=1.FFCFFoFL［σ］=N/mm2=300N/mm2F1[σ]=N/mm2=225N/mm2F23)根据接触强度，求小齿轮分度圆直径。～齿轮的工作转矩T=98268Nmm2d=1取K=73，ψ=1，K=1.05ddβd=73=57。3814）中心距（1+i)=(1+3.854）=139.26mm1就圆整成尾数为0或5，以便制造和测量,所以初定a=140mm85）选定模数m，齿数Z、Zn12选定Z=30,Z=iZ=1161211m===1。89mmn取标准模数m=2mmnZ+Z===13812Z===281Z=138-29=1102i=Z/Z=3.92621与i=3.854比较，误差为1。93%，合格2=9。7o弯曲应力校核通过危险截面：疲劳强度校核通过6)计算齿轮分度圆直径)小齿轮d===56。81mm1大齿轮d===223。19mm2扭转刚度校核通过7)齿宽宽度b=ψd=56。81mmd1圆整大齿轮宽度弯曲刚度校核通过ncr1=15158。2r/minb=60mm2取小齿轮宽度d25。01mm取最小直径为35mmb=65mm18)验算接触应力Fr2=880.6NFr2=325.2Nσ=ZZZHHΕε取Z=1。76cosβ=1。76cos9。7=1.73,Z=189.8，oHΕ==1.71=0.95Fa2=150.5NFt3=3459。5NFr3=1277。5NZ===0。79ε齿轮圆周速度V===0.48m/sFa3=591。3NKvσ=1.73189。80。79H=314。96〈［σ］H2故接触应力校核通过。许用剪应力范围：9)验算弯曲应力X=0时Z=28，Y=3。91F1Z=110，Y=3.762F2，故应算大齿轮的弯曲应力。重合度系数===0。62=1-=1-=0.93==72。09N/mm2<[σ]F2故弯曲强度校核通过。3。计算高速级齿轮1)选定模数m'，齿数Z'、Z’n12d’===57.68mm1初选Z'=28,m==2。06mm1Z’=3。85428=1082取标准模数m’=2mmnZ’+Z'===13812Z'===281Z'=138-28=1102传动误差=1.93％，合格弯曲应力校核通过疲劳强度安全系数2）计算分度圆直径小齿轮d'===56.81mm1大齿轮d’===223。19mm23）齿宽宽度疲劳强度校核通过圆轴的扭转角：0。b=ψd=56。81mmd1圆整大齿轮宽度扭转刚度校核通过b=60mm2取小齿轮宽度b=65mm14)验算接触应力弯曲刚度校核通过217473r/minσ=ZZZHHΕε=1。73189。80。79d38.5取最小直径为50mm=164.55N/mm<[σ］2H2故接触应力校核通过Ft4=3226.13NFr4=1191.25N5)验算弯曲应力Fa4=551.45NX=0时Z=29，Y=3.91F1Z=109，Y=3。762F2，故应算大齿轮的弯曲应力==19.68N/mm2〈［σ]F2故弯曲强度校核通过许用剪应力范围：～齿1齿2齿3齿4ZZd谢谢阅读径1h222a2hf径dada1轴的总长度：273mm轴的段数：8dfdff径b+Z)/2Z12b=ψdd1四．润滑与密封许用疲劳应力：180MPa弯曲应力校核通过感谢阅读：感谢阅读疲劳强度校核通过扭转刚度校核通过

弯曲刚度校核通过

ncr1:36598。33r/min感谢阅读谢谢阅读感谢阅读基本额定动载荷精品文档放心下载C=29000）基本额定静载荷根据轴承和联轴器选择Co=19200（N)

I轴的设计极限转速(油）

1、选材45钢,HB=217—255HBS，=650Mp，=360Mp，c=115nlimy=11000）精品文档放心下载2、初估直径3、作用在齿轮上的力

高速级小齿轮荷=轴承寿命:经机械设计软件3.0校核如下：Lh=11586103）精品文档放心下载合格I:基本额定动载荷谢谢阅读C=54200）谢谢阅读基本额定静载荷精品文档放心下载Co=63500（）谢谢阅读当量动载荷P=2910.063（）谢谢阅读额定动载荷计算值感谢阅读C'=18369.893（N)精品文档放心下载合格精品文档放心下载基本额定动载荷谢谢阅读C=46000(N)基本额定静载荷A精品文档放心下载Co=73000(N)感谢阅读极限转速(油）nlimy=5000(r/min）精品文档放心下载当量动载荷P=1310。375（）额定动载荷计算值。43（）轴承寿命Lh=56330272（h)合格HL4弹性柱销联轴器8精品文档放心下载］p精品文档放心下载力感谢阅读合格77N·mm谢谢阅读26818.77N·mm[σ谢谢阅读64213.08N·m谢谢阅读Nm26818.77N·mmp精品文档放心下载77N·mm精品文档放心下载合格77N·mm精品文档放心下载26818.77N·mm］谢谢阅读σp=76。合格m1/N·mmm2/N·mm503x谢谢阅读精品文档放心下载x精品文档放心下载精品文档放心下载感谢阅读:精品文档放心下载1024304056789500十、临界转速计算如下：当量直径dv:35。83mm轴截面的惯性距：80901.54mm^4

支承距离与L的比值：0。46

轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速：15158.2r/min感谢阅读:：:II轴的设计1、选材45钢，HB=217—255HBS,=650Mp，=360Mp,c=115精品文档放心下载2、初估直径==25。01mm则取最小直径为35mm3、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:谢谢阅读精品文档放心下载谢谢阅读A感谢阅读直径离力矩力矩98270.52N·mm感谢阅读·mm52N·mm感谢阅读52N·mm谢谢阅读。。·mm98270.52N·mm谢谢阅读52N·mm谢谢阅读m1/N·mmm2/N·mm900感谢阅读感谢阅读x感谢阅读感谢阅读x感谢阅读谢谢阅读感谢阅读:°感谢阅读1234905精品文档放心下载6谢谢阅读78感谢阅读9感谢阅读感谢阅读精品文档放心下载谢谢阅读精品文档放心下载:L0:::III轴的设计1、选材45钢，HB=217-255HBS，=650Mp,=360Mp,c=115

2、初估直径感谢阅读==38.53mm联轴器取标准，则取最小直径为50mm

3、作用在齿轮上的力谢谢阅读大齿轮=N

NN经机械设计软件3.0校核如下::精品文档放心下载精品文档放心下载谢谢阅读A精品文档放心下载8力矩谢谢阅读谢谢阅读。。。。谢谢阅读Nm精品文档放心下载感谢阅读精品文档放心下载感谢阅读97m1/N·mmm2/N·mm5感谢阅读688x谢谢阅读感谢阅读::x谢谢阅读(谢谢阅读谢谢阅读°精品文档放心下载::12243648505675895550L精品文档放心下载：1、选择轴承轴承1角接触球轴承7207AC(GB/T292-1994)精品文档放心下载轴承2圆锥滚子轴承30207（GB/T297-1994）谢谢阅读轴承3圆锥滚子轴承32912（GB/T297—1994)感谢阅读2、校核轴承L=1)I轴用轴承1，根据机械设计软件手册3.0校核如下：精品文档放心下载7207AC滚动轴承设计报告一、设计信息设计者Name=lcf设计单位Comp=06测控信息

设计日期Date=2009—1—10

设计时间Time=18:26:08感谢阅读二、设计参数径向力Fr=348.69（N)

轴向力Fa=161.41(N)

轴颈直径d1=35(mm）

转速n=621。74(r/min)

要求寿命Lh'=48000(h)

温度系数ft=1润滑方式Grease=油润滑谢谢阅读三、被选轴承信息轴承类型角接触球轴承

轴承型号BCode=7207AC轴承内径d=35（mm)轴承外径D=72（mm）轴承宽度B=17(mm）基本额定动载荷C=29000）

基本额定静载荷Co=19200）

极限转速（油）nlimy=11000）谢谢阅读四、当量动载荷接触角a=25度）负荷系数。5判断系数。68径向载荷系数X=1轴向载荷系数Y=0当量动载荷P=383。559）轴承所需基本额定动载荷。64(N）谢谢阅读五、校核轴承寿命轴承寿命Lh=11586103）验算结果Test=合格谢谢阅读2）II轴用轴承2,根据机械设计软件手册3。0校核如下：感谢阅读30207滚动轴承设计报告一、设计信息设计者Name=lcf设计单位Comp=06测控信息

设计日期Date=2009-1—10

设计时间Time=14:04:24谢谢阅读二、设计参数径向力Fr=1277.5(N)

轴向力Fa=3459.5（）

轴颈直径d1=35（mm)

转速n=161.32（r/min）

要求寿命Lh'=48000）

温度系数ft=1润滑方式Grease=油润滑谢谢阅读三、被选轴承信息轴承类型圆锥滚子轴承

轴承型号BCode=30207轴承内径d=35（mm）轴承外径D=72（mm）

（T）=18谢谢阅读基本额定动载荷C=54200（）

基本额定静载荷Co=63500）

极限转速（油）nlimy=6700（r/min)感谢阅读四、当量动载荷接触角a=10（度）负荷系数。2判断系数。973径向载荷系数X=0.4轴向载荷系数Y=0。617当量动载荷P=2910.063（）额定动载荷计算值C'=18369.893(N)感谢阅读五、校核轴承寿命轴承寿命Lh=1767639）验算结果Test=合格谢谢阅读3）III轴用轴承3，根据机械设计软件手册3。0校核如下：谢谢阅读32912滚动轴承设计报告一、设计信息设计者Name=lcf设计单位Comp=06测控信息

设计日期Date=2009—1—10精品文档放心下载设计时间Time=14:04:24二、设计参数径向力。25(N）

轴向力。45（）

轴颈直径d1=60（mm)

转速n=41.86（r/min）

要求寿命Lh'=48000（h)

温度系数ft=1谢谢阅读润滑方式油润滑三、被选轴承信息轴承类型BType=圆锥滚子轴承

轴承型号BCode=32912轴承内径d=60（mm)轴承外径D=85(mm）轴承宽度）=17基本额定动载荷C=46000）基本额定静载荷Co=73000（）极限转速（油）nlimy=5000（r/min）谢谢阅读四、当量动载荷接触角a=10度）负荷系数。2判断系数。973径向载荷系数X=1轴向载荷系数Y=0当量动载荷P=1310。375）精品文档放心下载额定动载荷计算值C’=5518。43（N)五、校核轴承寿命感谢阅读轴承寿命Lh=56330272（h）

验算结果Test=合格精品文档放心下载选用HL弹性柱销联轴器,根据公称转矩T=354，此时应与轴的直径谢谢阅读nd=35mm,轴长为感谢阅读够，轴的直径需加大，则需选用HL4弹性柱销联轴器（GB/T5014-1995)，感谢阅读联轴器的孔径为50mm，轴孔长为112mm。工作情况系数为计算转矩为HL4弹性柱销联轴器主要参数如下：公称转矩T=1250n轴孔直径d=50mm轴孔长L=112mm许用转速[m]=4000r/min外直径D=195mm

质量m=22kg转动惯量为0。6选用圆头普通平键A型（GB/T1096-2003）谢谢阅读项目代号直径有效长工作高转矩(）许用应（mm)度(mm）力(Mpa）高速25622.826823101

轴精品文档放心下载40383。226823101中间40383。298628101轴40383。2986281