同轴式减速器课程设计说明书.docx
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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
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/ηakw
（其中:
Pd为电动机功率，Pw为负载功率，ηa为总效率）
带传动效率η1=0.96
滚动轴承效率η2=0。
98
闭式齿轮传动效率η3=0。
97
联轴器效率η4=0.99
滚筒效率η5=0.96
传动装置的总效率ηa应为组成传动装置的各部分副效率的乘积即：
ηa=η1η42η23η4η5=0.960。
9840.9720.990.96=0。
7918
折算到电动机的功率:
Pd=PW/ηa=1。
819kw
3.选择电动机的转速：
滚筒的工作转速：
n=60001000v/πD=600010000。
8/365π=41。
86r/min
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.即为减速器的总传动比，所以电机的可选范围为：
n'd=i’dn=（2334.88~41674.4）=669。
76～6697.6
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
Y90L—2
2.2
2840
7.0
2。
2
25
2
Y100L1—4
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=34.16
2.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。
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=Pdη1=1。
8190。
96=1.746kw
II轴：
P2=P1η2η3=1。
7460.980。
97=1。
660kw
III轴：
P3=P2η2η3=1.6600。
980。
97=1.578kw
滚筒轴:
P4=P3η2η4=1。
5780。
980。
97=1.531kw
I—III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=Tdi0η1=12.1482。
30.96=26。
823Nm
II轴：
T2=T1i1η2η3=26.8233.8140。
980。
97=98.268Nm
III轴:
T3=T2i2η2η3=98.2683。
8140。
980.97=360.016Nm
滚轴：
T4=T3η2η4=360。
0160.980.99=349。
287Nm
I—III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,40～56HRC,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β=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：
σlimb1=17HRC+20N/mm2=1748+20=836N/mm2
σlimb2=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
NH>NHo，故KHL=1
［σH]2=N/mm2=517.27N/mm2
2）许用弯曲应力：
［σF］=KFCKFL
查表得：
σFlimb1=600N/mm2
σFlimb2=1。
8HBS=1.8250=450N/mm2
取安全系数SF=2.单向传动取KFC=1。
因为NF〉NFo，所以KFL=1.
［σF］1=N/mm2=300N/mm2
[σF]2=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，ψd=1，Kβ=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
7）齿宽宽度
b=ψdd1=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
σH=ZHZΕZε
取ZH=1。
76cosβ=1。
76cos9。
7o=1.73,ZΕ=189.8，
==1.71=0.95
Zε===0。
79
齿轮圆周速度V===0.48m/s
查表得Kv=1.04
σH=1.73189。
80。
79
=314。
96〈［σH］2
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/mm2<[σF]2
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=ψdd1=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
σH=ZHZΕZε
=1。
73189。
80。
79
=164.55N/mm2<[σH］2
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/mm2〈［σF]2
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
Z
Z
28
110
28
110
分度圆直径
d
d=mz
56.81
223。
19
56。
81
223。
19
齿顶高
ha
2
2
2
2
齿根高
hf
2。
5
2.5
2.5
2。
5
齿顶圆直径
da
da=d+2ha
60.81
227.19
60。
81
227。
19
齿根圆直径
df
df=d-2hf
51。
81
218.19
51。
81
218。
19
中心距
=m（Z1+Z2）/2
140
140
140
140
齿宽
b
b=ψdd1
65
60
65
60
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/ZQ4046—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
==16.22mm
3、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:
26818.77N·mm
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：
30～40MPa
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
17mm35mm
10mm35mm
10mm46mm
62mm40mm
10mm35mm
17mm35mm
30mm30mm
80mm25mm
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
0N
0N·mm
0N
0N·mm
26818。
77N·mm
46mm
32mm
0N
0N·mm
0N
0N·mm
26818.77N·mm
40mm
68mm
348.69N
23710.69N·mm
944.31N
64213.08N·mm
26818.77N·mm
35mm
104mm
0N
0N·mm
0N
0N·mm
26818。
77N·mm
30mm
141mm
0N
0N·mm
0N
0N·mm
26818。
77N·mm
25mm
196mm
0N
0N·mm
0N
0N·mm
26818.77N·mm
轴所受支撑的信息：
直径距左端距离
35mm8。
5mm
35mm117。
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
117.5mm73.64N27.19N
五、内力
x/mmd/mmm1/N·mmm2/N·mm
8。
5350。
060。
05
8.5350.060。
05
223514648。
5514648。
53
324625499。
3125499。
3
684064562.133888。
69
104351064。
571064。
57
17.5356.096.09
141307。
427.42
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：
59000N·mm扭矩T：
80456.31N·mm
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:
59000N·mm扭矩T：
80456。
31N·mm
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/mmνi/mm
12.1250。
002079
24。
250。
001386
36.3750。
000693
48.50
522.125-0。
000693
635.75—0.001199
749。
375—0.001581
863—0。
001635
976.625-0.001252
1090。
25-0.000846
11103。
875—0。
000424
12117。
50
13132。
31250.000424
14147。
1250。
000848
15161。
93750.001272
16176.750.001697
17191。
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：
80901.54mm^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:
98270.52N·mm
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：
30～40MPa
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
18mm35mm
10mm35mm
62mm40mm
85mm50mm
57mm40mm
10mm35mm
18mm35mm
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
0N·mm
0N
0N·mm
98270.52N·mm
40mm
59mm
1277.5N
75372.5N·mm
3459。
5N
204110.5N·mm
98270。
52N·mm
50mm
132。
5mm
0N
0N·mm
0N
0N·mm
98270。
52N·mm
40mm
203.5mm
325。
2N
66178.2N·mm
880。
6N
179202。
1N·mm
98270.52N·mm
35mm
237mm
0N
0N·mm
0N
0N·mm
98270。
52N·mm
轴所受支撑的信息：
直径距左端距离
35mm9mm
35mm251mm
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
251mm161.41N59.6N
五、内力
x/mmd/mmm1/N·mmm2/N·mm
93500
233567180.0567180.04
5940239928。
7922346.36
132.550103985。
69103985.68
203.540182848。
158183.11
237352420。
762420。
76
2513514.3814。
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：
192000N·mm扭矩T:
294811.56N·mm
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：
192000N·mm扭矩T：
294811.56N·mm
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/mmνi/mm
12.250。
021222
24.50.014148
36.750。
007074
490
529。
166********67—0.007074
649.3333333333333—0.012581
769.5-0.014957
889。
6666666666667-0.016783
9109。
833333333333-0.017696
10130-0.018087
11150.166666666667-0。
017807
12170。
333333333333—0。
016707
13190.5-0。
01464
14210.666666666667-0。
009848
15230.833333333333-0。
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。
25mm^4
支承距离与L的比值：
0。
93
轴所受的重力：
400N
支座形式系数λ1：
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
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