减速器设计课程设计

学号机械设计课程设计题目教学院专业班级姓名指导教师2013年01月04日目录一、设计数据及要求1工作机有效功率2查各零件传动效率值3电动机输出功率。4工作机转速5选择电动机6理论总传动比7传动比分配8各轴转速9各轴输入功率10电机输出转矩11各轴的转矩12误差三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级四、齿轮传动校核计算（1）、中间轴（2）、高速级（3）、低速级五、初算轴径六、校核轴及键的强度和轴承寿命七、选择联轴器八、润滑方式九、减速器附件十一、参考文献123456VD计算过程及计算说明一、传动方案拟定第六组设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据滚筒直径D380N；带速V09M/S；转矩T950。1电动机2V带传动3减速器4联轴器5滚筒6输送带图1清洗零件输送设备的传动装置运动简图该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用期限5年（每年按300天计算），输送带速度容许误差为5。D380MMV09M/ST950NM二、电动机选择1、电动机类型的选择Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率总带3轴承2齿轮联轴器滚筒0960993098209909608502电机所需的工作功率PDFV/1000总500009/10000850529KW3、确定电动机转速计算滚筒工作转速NW601000V/D60100009/3143804523R/MIN按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级级减速器传动比范围IA840。取V带传动比I124，则总传动比理时范围为IA624。故电动机转速的可选范围为NDIAN筒（16160）45237236872368R/MIN符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500R/MIN。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号因此有三种传支比方案如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选N1500R/MIN。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S4。其主要性能额定功率55KW，满载转速1440R/MIN，额定NW4523R/MIN总0850PD529KW转矩22。质量68KG。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比I总NM/NW1440/4523318352、分配各级伟动比（1）V带传动比I带24，取V带传动比I带25（2）I总I二级I带I二级I总/I带31835/2512734齿轮传动I1（1315）I2取I114I2故I1423,I2302四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（R/MIN）NINM/I01440/25576R/MINNIINI/I1576/42313617R/MINNIIINII/I2137/3024509R/MIN2、计算各轴的功率（KW）PIPD0I536096508KWPIIPI1PD0IIII536096098493KWPIIIPIIIIIII512098478KW3、计算各轴扭矩（NMM）TI955106PI/NI955106508/5768423NMTII955106PII/NII955106493/1361734576NMTIII955106PIII/NIII955106478/4509101239NM五、传动零件的设计计算电动机型号Y132S4I总31835据手册得I带25I1423I2302NI576R/MINNII13617R/MINNIII4509R/MINPI508KWPII493KWPIII478KWTI8423NMTII34576NMTIII101239NM1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P83表59得KA11PCKAP1155605KW由课本P82图510得选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本图510得，推荐的小带轮基准直径为75100MM则取DD190MMDMIN75DD2I带DD12590225MM由课本P74表54，取DD2224MM实际从动轮转速N2N1DD1/DD2960100/200480R/MIN验算带速VVDD1N1/601000901440/601000678M/S在525M/S范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩根据课本P84式（514）得07DD1DD2A02DD1DD20790224A0290224所以有2198MMA0628MM初定中心距A0480MM由课本P84式（515）得LD02A0157DD1DD2DD2DD12/4A0248015790224224902/4500146258MM根据课本P71表（52）取LD1400MM根据课本P84式（516）得AA0LDL0/24801400146258/2450MM4验算小带轮包角11800DD2DD1/A5730180022490/4505730DD2224MMV678M/S2198MMA0628MM取A0480MMLD0146258MMLD1400MMA0480MM1163016301200（适用）（5）确定带的根数根据课本P78表（55）P01064KW根据课本P79表（56）P0017KW根据课本P81表（57）K0955根据课本P81表（58）KL096由课本P83式（512）得ZPC/PPC/P1P1KKL605/1064017/09552099535取Z5根6计算轴上压力由课本P70表51查得Q01KG/M，由式（518）单根V带的初拉力F0500PCAX25K/ZVKQV2500605/56780955X2509551016782150N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（519）FQ2ZF0SIN1/225150XSIN163/214835N2、齿轮传动的设计计算高速级齿轮设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40CR调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据课本P139表612选7级精度。齿面精糙度RA1632M2按齿面接触疲劳强度设计由32112HEDZUKT由式（615）Z5根F0150NFQ14835NI1423确定有关参数如下传动比I1423取小齿轮齿数Z121。则大齿轮齿数Z2IZ142218823取Z289初取140由课本P138表610取D08,KT163转矩T1T1955106P/N1955106508/57684230NMM4载荷系数K由课本P128表67取K15许用接触应力HHHLIMZNT/SH由课本P134图633查得HLIMZ1600MPAHLIMZ2550MPA由课本P133式652计算应力循环次数NLNL160N1RTH60576128300582944108NL2NL1/I8294108/42196108由课本P135图634查得接触疲劳的寿命系数ZNT1101ZNT211通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH10H1HLIM1ZNT1/SH600101/10MPA606MPAH2HLIM2ZNT2/SH55011/10MPA605MPAHH1H2/26055MPA故D1T3212HEDZUKT5341MM321145318965740TVDD1TN1/601000314X5341X576/60X100016M/S计算齿宽B及模数MNT74280IN1TDB模数MNTD1TXCOS/Z15341XCOS140/21247MMZ121Z289T184230NMMHLIMZ1600MPAHLIMZ2550MPANL182944108NL2196108ZNT1101ZNT211H1606MPAH2605MPAH6055MPAD1T5341MMMNT25MMV16M/SMNT25MMH556MMH225MNT225X247556MMB/H4273/556769计算纵向重合度0318DXZ1XTAN0318X08X21XTAN140133计算载荷系数K查表102使用系数1A查图108动载荷系数107V查表104齿向载荷分布系数1290查表103齿向载荷分布系数14则载荷系数K1X107X14X1290193KKVA由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径D1D1TK/KT1/35441X193/161/35685MMMND1COS/Z15685XCOS140/212636按齿根弯曲强度设计321COSFSDNYZKTM查机械设计基础表116，得齿宽系数80D小齿轮上的转矩MNT84231齿形系数9214COS331ZV3783322VZ许用弯曲应力可由参考文献1P147公式829算得FNSYLIM由参考文献1P146图828（H）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为和。501FLMMPA3802LIMFPA由参考文献1P147表87，取安全系数14。FS133B/H7691AK107V1290193KD15685MMMN263921VZ437FLIM1500MPAFLIM2380MPAYN1089YN2090SF14由参考文献1P147图830查得弯曲强度寿命系数为90,8021NNY故许用弯曲应力为MPASYFN8631745089LIM12LI2F29查机械设计基础图118得，691FY1852FY查机械设计基础图119得，57S7S因为和01329863175921FSY比较42942FSY所以对大齿轮进行弯曲强度计算。法向模数321COSFSDNYZKTMMXXMN01201638/5914S08248623223取MN9由Z1D1COS/MN22取Z130则Z2423X229306计算中心距AMZN154814COS2593COS21圆整为150MM。确定螺旋角761350293ARCOS2ARCOS1MZNMPAF8631729461FY85271S2YMN9681Z122Z293A150MM763确定齿轮的分度圆直径MMZDNN37297614COS593S2C21齿轮宽度BD0455801圆整后取；。MB2MB1MD3729651B04B52M1低速级齿轮设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40CR调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据课本P139表612选7级精度。齿面精糙度RA1632M2按齿面接触疲劳强度设计由32112HEDZUKT由式（615）确定有关参数如下传动比I1302取小齿轮齿数Z124。则大齿轮齿数Z2IZ1303216342取Z264初取150由课本P138表610取D08KT163转矩T1T1955106P/N1955106493MM4载荷系数K由课本P128表67取K15许用接触应力HHHLIMZNT/SH由课本P134图633查得HLIMZ1600MPAHLIMZ2550MPA由课本P133式652计算应力循环次数NLNL160N1RTH60136171283005196108NL2NL1/I8294108/42649107由课本P135图634查得接触疲劳的寿命系数ZNT1112,ZNT2117通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH10H1HLIM1ZNT1/SH600112/10MPAI1302Z121Z264T1345760NMMHLIMZ1600MPAHLIMZ2550MPANL1196108NL2649107ZNT1112ZNT2117H1672MPAH26435MPA672MPAH2HLIM2ZNT2/SH550117/10MPA6435MPAHH1H2/265775MPA故D1T3212HEDZUKT3210314756819059476T8295MMVDD1TN1/601000314X8295X13617/60X1000059M/S计算齿宽B及模数MNT3695820IN1TDB模数MNTD1TXCOS/Z18295XCOS150/21382MMH225MNT225X38286MMB/H8295/86965计算纵向重合度0318DXZ1XTAN0318X1X21XTAN150143计算载荷系数K查表102使用系数1A查图108动载荷系数103V查表104齿向载荷分布系数1296查表103齿向载荷分布系数14则载荷系数K1X103X14X129618688KKVA由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径D1D1TK/KT1/38295X18688/161/38735MMMND1COS/Z18735XCOS150/214016按齿根弯曲强度设计321COSFSDNYKTM查机械设计基础表116，得齿宽系数08小齿轮上的转矩MN763451H65775MPAD1T8295MMV059M/SMNT382MMH86MM143B/H9651AK103V129618688KD18735MMMN401齿形系数30215COS331ZV763322VZ许用弯曲应力可由参考文献1P147公式829算得FNSYLIM由参考文献1P146图828（H）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为和。501FLMMPA3802LIMFPA由参考文献1P147表87，取安全系数14。FS由参考文献1P147图830查得弯曲强度寿命系数为920,1NNY故许用弯曲应力为MPASYFN3254109LIM182LI2F79查机械设计基础图118得，6711FY24FY查机械设计基础图119得，5S75S因为和01296325761FSY比较074922FSY所以对大齿轮进行弯曲强度计算。法向模数321COSFSDNYZKTM3021VZ7FLIM1500MPAFLIM2380MPAYN1091YN2092SF14MPAF32517496121FY4571S2YMN4MMN1930568021591COS476380123223取N由Z1D1COS/MN2109取Z121则Z2302X216342取Z264计算中心距AMMZN917515COS246COS21圆整为176MM。确定螺旋角15917246ARCOS2ARCOS1ZN确定齿轮的分度圆直径MMZDNN032651COS46S98C21齿轮宽度BD89801圆整后取；。MB72MB751六、轴的设计计算中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS根据课本P235（102）式，并查表102，取C112D112493/136171/3MM3705MM确定轴各段直径和长度Z12109Z264A176MM15MD03265981BB702M5145钢调质C112轴承为7310CD1D550MM轴段1与轴段5上要安装轴承，故其直径既便于安装轴承，又要复合轴承内径系列，初选轴承为7310C，由表119查得轴承内径D50MM,B27MM故D1D550MM轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为了便于安装，D2和D4应分别略大于D1和D5，可初定D2D452MM，齿轮左端采用轴肩固定，右端采用套筒固定，为使套筒能够顶到齿轮端面，轴段2和轴段4的长度应比相应齿轮轮毂略短，故取L272MM,L448MM轴段3为中间轴两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（00701）D236452，取其高度H5故D362MM齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为10MM，齿轮2与齿轮3距离初取为10MM，则像体内壁之间的距离BX2X1010755550/21575MM，去齿轮2、3距离为105MM，则BX158MM，轴段3的长度为L3105MM该减速器的圆周速度小于2M/S，故采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12MM，则轴段1的长度为L152MM，轴段5的长度为L527121252MM535MM轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离A322MM,则轴的支撑点及受力点的距离为L15275/2263MM645MML21055075/2MM73MML353550/2222MM545MM键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表41，的键的型号分别为键16X10X90GB/T10961990和键16X10X56GB/T10961990轴的受力分析NDTFT28910372964532TTR10376COSTANAN22FTA1389D2D452MML272MML448MMD362MML3105MML152MML5535MML1645MML273MML3545MM键16X10X90键16X10X56NFT289R103A72NFT953R6A213NDTFT795210968345233TTR6COSTANAN33FRA2135792水平方向，轴承1NFFRAARH19268647/98/90543331，与所设方向相反。轴承2。NRRHRH1905312竖直方向，轴承1FTTV68647523轴承2NRV140轴承1的总支撑反力NRVH736481042682212轴承2的总支撑反力V5093795222计算危险截面弯矩AA剖面左侧，竖直方向MNXLRMVA86394568101水平方向MNRMHA2735649285641BB剖面右侧，竖直方向XLVVB0372水平方向MRMHB461825462NRH192681H5462RV81V452R631N42MMVA8639NH217MVB4583NMHB61MNA4280MB163AA剖面右侧合成弯矩为BB剖面MNMHAVA42806394216872左侧合成弯矩为BVB1354222抗弯剖面模量MM81435261520210/3333DTBMW抗扭剖面模量MDTBT1256426152020/3333弯曲应力MPAWMAB16814扭剪应力T325670PAB3942EBE故AA剖面右侧为危险截面。查表163得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，AM60B1BE1并有一定的裕度。键校核齿轮2处键连接的挤压应力MPABLHDTP7916451023422取键及齿轮材料都为钢，由表833查得，显然P键的强度足够齿轮3处的键大于齿轮2处的键，故其强度也足够校核轴承寿命3814MW312564MWTMPAB1536T48PA6039EBBE1轴的强度满足要求MPAP5028642P键的强度满足要求7310C轴承535KNRC472KN0NS89251由参考文献2P138表122查7207C轴承得轴承基本额定动负荷535KN，基本额定静负荷472KNRC0C轴承1的内部轴向力为NRS8925736411轴承2的内部轴向力为10922AFA3FA21424NS2AS1故轴承1的轴向力，NASF34121轴承2的轴向力97R1R2,FA1FA2,故只需要校核轴承1的寿命由由参考文献1P220表1112可查得047301C460E又ERFERFVV40,52621取31,40YX故NP3169584271根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表119，1110得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式111C得轴承1的01TF31PF3寿命HFCNLPTH3294169582017360602已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命LH0，故轴承寿命满足要求HNS1972A1424NF341972R1R2,FA1FA2,071CF46E,1RVEFV2231,401YXNP695810TF2PHLH31940H轴承寿命满足要求高速轴的设计计算选取45号钢作为轴的材料，调质处理根据公式计算轴的最小直径，并加大3以考虑键槽31NPAD的影响。查表取A115D112528/5761/3MM2446MM取DMIN25MM轴段1上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。初定D130MM，带轮轮毂的宽度为（1520）D145MM60MM，结合带轮结构，取带轮轮毂宽度为L带轮50MM，轴段1的长度应略小于轮毂孔的长度，取L148MM在确定轴段2的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸、带轮用轴肩定位，轴肩高度H（00701）D121MM3MM，轴段2的轴径D2D12H341MM36MM，最终由其密封圈确定。该出的圆周速度小于3M/S，可选用毛毡圈油封，查表712，选毛毡圈35，则D235MM考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承为7308C,其内径D40MM，宽度B23MM外径D80MM，轴承反力的作用点高速轴45号钢调质处理A115D2446MMDMIN25MMD130MML带轮50MML148MMD235MM轴承为7308CA3185MMD340MML341MMD740MML741MMD5DF15038MM距轴承外圈大端面的距离A3185MM，则D340MM。轴承采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12MM，挡油环的挡油凸缘内侧凸出箱体内壁12MM，挡油环轴孔宽度初定为B118MM，则L3BB12318MM41MM通常一根轴上的两个轴承应取相同型号，则D740MM，L7BB12318MM41MM轴段5上安装齿轮，为便于安装D5应略小于D3，可初定D542MM，由表41知该处键的截面尺寸为BXH12MMX8MM，则该出齿轮上齿根圆与轮毂键槽底部的距离EDF/2D3/2T15038/242/233089BE故AA剖面右侧为危险截面。查表163得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，A60B1BE1并有一定的裕度。校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献2P135表1128选择8745，HB45MM。轴径为30MMLD联轴器处键连接的挤压应力MPALDHTP364853024由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显P10然键连接的强度足够计算轴承寿命由参考文献2P138表122查7308C轴承得轴承基本额定动负荷402KN，基本额定静负荷323KNRC0C轴承1的内部轴向力为NRS28924411MPA72EA60B1轴的强度满E足要求MPAP0945键的强度满2P足要求7308C轴承402KNRC323KN0NS2891312FAN7861S23205801CF轴承2的内部轴向力为NRS2813728450422由于1165783SNFSA故轴承1的轴向力，FA21轴承2的轴向力S由由参考文献1P220表035281,058378601CCF1112可查得4,21E又2211407853,830476ERFRVV取,21YXYX故NFPNP02341678312480,83112，故取21根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表119，1110得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式111C得轴承1的01TF2PF3寿命HFCNLPTH2789034162576016031已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命LH4058，故轴承寿命满足要求H0352CF4,21E11830RFV224EV31,01YX2P8TFPHLH789240，轴承寿命满足H要求低速轴设计计算选取45号钢作为轴的材料，调质处理根据公式计算轴的最小直径，并加大5以考虑键槽31NPAD的影响。查表取A106D106478/45091/3MM49694MMD15X496945217MMDMIN5217MM轴段1上安装联轴器，此段设计与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表141，取KA15则TCKAT315X10123901518585NMM查表87取LX448X84GB/T50142003联轴器，相应的轴段1的直径D155MM，轴段1的长度略小于联轴器轮毂宽度，故L182MM密封圈与轴段2在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承端盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高H（00701）D138555MM，D2D12H62766MM，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3M/S，可选用毛毡圈油封，查表712选毛毡圈65，则D265MM轴承与轴段3及轴段6的设计轴段3和轴段6上安装轴承，其直径应该既便于轴承安装，又复合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承为7314C，得其内径D70MM，宽度B35MM，外径D150MM，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离A3292MM，则D370MM。轴承采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12MM，挡油环的挡油凸缘内侧凸出箱体内壁12MM，挡油环轴孔宽度初定为B118MM，则L3BB13518MM53MM通常一根轴上的两个轴承应取相同型号，则D660MM齿轮与轴段5该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，D5应该略大于D6，可初定D572MM，齿轮右端采用轴肩定位，左端采用套筒联轴器LX448X84GB/T50142003D155MML182MMD265MM轴承为7314CD360MML353MMD660MML568MMD572MMD484MML4695MML237MML6615MM固定，为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段5的长度应该比轮毂略短，故取L568MM。轴段4该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴间的高度H（00701）D550472MM，取H6MM，则D484MM，齿轮左端面距箱体内壁距离为10（10095）/2125MM,则轴段4的长度L4158125701218695MM。轴段2与轴段6的长度轴段2的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，股联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K210。则有L26021210351237MM则轴段6的长度L635121252615MM轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离A3292MM，则轴的支点及受力点的间距为L16156870/2292653MML26953770/22921123MML329237421082MM轴的受力分析NDTFT87639103265934TR752COSTANAN4FTA08415T876394计算轴承支撑反力竖直方向，轴承1NFRTV36724轴承2VTV80914水平方向，轴承1，NDFARH829617/441轴承2，NRFHRH872514