同軸式二級減速器課程設計說明書模板

1、機械設計課程設計說明書一 . 題目 9：帶式輸送機的同軸式二級圓柱齒輪減速器設計下圖為某廠自動送料輸送機的傳動系統(tǒng)運動簡圖。輸送帶速度允許誤差± 5%，工作機效率為 0.96，每日兩班制工作，每班為 8 小時，使用年限為 10 年，帶式輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作過程有輕度振動，空載啟動。1電動機2 V 帶傳動3 同軸式二級圓柱齒輪傳動4 聯(lián)軸器5 帶式輸送機二、原始數(shù)據(jù)運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩輸送帶速度 v運輸帶卷筒直徑 D使用年限 (每年按T(N.m)(m/s)(mm)300 天計 )13501.5547010二.各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪直齒傳動平穩(wěn)高速級，低速級做成直齒軸

2、承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器結構簡單，耐久性好彈性聯(lián)軸器三.電動機的選擇目的過程分析類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇工作機所需有效功率為Pw Tn/ （ 9550 ） 9.37w圓柱齒輪傳動效率 (兩對 )為 1 0.97滾動軸承傳動效率 (四對 )為 2 0.99彈性聯(lián)軸器傳動效率3 0.98輸送機滾筒效率為 4 0.99功率V 帶傳動的效率 50.96電動機輸出有效功率為PedPw10.91KW*4*3*125* 22查得型號Y160M_4 封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率p=11kW型號滿載轉(zhuǎn)速1460r/min同步轉(zhuǎn)速1500 r/min四.分配傳動比目的過程分析

3、2傳動系統(tǒng)的總傳動比nm其中 i 是傳動系統(tǒng)的總傳動比， 多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各inw級傳動比的連乘積；nm 是電動機的滿載轉(zhuǎn)速， r/min； nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速， r/min 。計算如下 n1350r / min ,nw 62.98r / min分n配i總23.18傳nw動比取 i12i 2i 23.404i:總傳動比i1 ： v 帶傳動比i l ：低速級齒輪傳動比i h ：高速級齒輪傳動比五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的過程分析3設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1 軸、2 軸、3軸、 4軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為、；對應各軸的輸入功率分別為、；對應名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為

4、、；相鄰兩軸間的傳動比分別為、傳、；相鄰兩軸間的傳動效率分別為、。動系電動機兩級圓柱減速器工作機統(tǒng)軸號的1 軸2 軸3 軸4 軸運轉(zhuǎn)速n2=218.0動n0=1460n1 =730n3=65.14n4=65.14和n(r/min)6動功率P2=9.51P3=9.13力P=10.32P1=9.91P4=8.865參P(kw)55數(shù)轉(zhuǎn)矩T0=65.5T1=129.T2=416. T 3=1339計T 4=1300算T(N· m)256681.93兩軸聯(lián)V 帶齒輪齒輪接傳動比i 01=2i 12=3.4i23=3.4i傳動效01=0.96 23=0.96率 12=0.96V 帶的設計1、確

5、定計算功率查得工況系數(shù) K A1.1PcaK A * p11.352KW2、 選擇 V 帶的帶型選擇B型帶3、 確定帶輪的基準直徑dd 并驗算速度1、 初選小帶輪的直徑dd1250mmm2、 驗算帶速vdd 1n119.11m / s1000 * 6044、 計算大帶輪的基準直徑dd 2 i * dd1 500mm圓整后 5005、確定 V 帶的中心距 a 和基準帶長 Ld1、 初選 a0 =1055mm2、計算所需的基準長度Ld 0 2 * a0* ( dd1 d d 2 ) (dd 2dd 1 )22=3302.9mm4 * a0選擇基準帶長 Ld =3150mm3、 計算實際中心距LdL

6、d 0=1106.9mma a02中心距的變化范圍是1213mm. 1065mm6、 驗算小帶輪的包角11800 (dd 2dd 1 ) * 57.30166.39a7、 計算帶的根數(shù)1、 計算單根V 帶的額定功率P02.512KWP00.46KWK0.97K L0.92Pr(P0P0 )KK L2、 計算 V 帶的根書Pcaz4.58Pr圓整 z=5 根8、 計算最小初拉力(F0 )minq=0.06Kg/m(F0 )min500 * (2.5K )Pcaqv 2170.94NKzv9、 計算壓軸力Fp(Fp )min2z( F0 ) min sin()1697.38N25六.設計高速級齒輪

7、1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度2按齒面接觸強度設計KT1u 1* (ZE)2按式（ 10 21）試算，即 d1t 2.32 3*H du）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選K t1.3（ 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩9550 * P1 * 1000129644.52N.mmT1n1（ 3）選取齒寬系數(shù)d1（ 4）選取彈性影響系數(shù)系數(shù)ZE 189. 8MPa（ 5）查表得安齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Mp

8、aH lim 1600查表得安齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限（ 6）計算循環(huán)次數(shù)H lim 2550MpaN160n1 jL h4.2× 109N 260n2 jLh1.3× 10 9（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)K HN 1 0.9， K HN 2 0.95（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得K HN 1 H lim 10.9600MPa 540MPaH 1 SH 2 KHN2H lim 20.95550M P a 522.5M P aS）計算6（）試算小齒輪分度圓直徑d1t =71.19（）計算圓周速度d1t n1v2.72m/s6

9、0 * 1000（）計算齒寬及模數(shù)mntbd * d1t71.19d1tmt2.97z1h2.25mt6.67b / hb10.67h（）計算載荷系數(shù)K動載荷系數(shù) K v1.12直齒輪 KHK F1KH1. 432 ， K F 1.38K KAKV KH KH1.604（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得d1 d1t 3K76.35mmK t（）計算模數(shù)md1m3.18z13. 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式m32KT1* (YFa Ysa)2d z1 F （1）確定公式的各計算數(shù)值1、 小齒輪的彎曲疲勞強度極限小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 1FE 1500MPa ，380

10、MPa72、 彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN10.85， K FN 20.883、 計算彎曲疲勞許用應力安全系數(shù)S=1.4K FN1FE1303.57MPaF 1SKFN2FE 2238.86MPaF2S4、計算載荷系數(shù)KKAKVKF KF 1.5124、 齒形系數(shù)YFa12.65， YFa22. 175、 應力校正系數(shù)YSa11.58 ， YSa21. 80YFaYSa6、計算F YFa1YSa1F10.01379YFa 2YSa2F20.0165 大齒輪的數(shù)值大（ 2）、設計計算m=4，z128.08 圓整后 28z293.92 圓整后 944、幾何尺寸的設計（1）、分度圓直徑d1z1 * m

11、=115；d 2z2 * m =392.5 ；（2）、計算中心距ad1 d22542（3）、計算齒輪齒寬8bd d177.5； B2 =90； B180七.設計低速速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度2按齒面接觸強度設計按式（ 10 21）試算，即 d1t2.32 3 KT1 * u1 * ( ZE ) 2duH ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選K t1.3（ 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩9550 * P

12、1 * 1000416712.14N.mmT1n1（ 3）選取齒寬系數(shù)d1（ 4）選取彈性影響系數(shù)系數(shù)ZE 189. 8MPa（ 5）查表得安齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 1600Mpa查表得安齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限（ 6）計算循環(huán)次數(shù)H lim 2550MpaN160n1 jL h1.25× 10 9N 260n2 jLh0.37× 109（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)K HN 1 0.90， K HN 2 0.95（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得K HN 1 H lim 1540MpaH 1 SKHN2

13、 H2H lim 2522.5MPaS9）計算（）試算小齒輪分度圓直徑d1t =105.06（）計算圓周速度d1t n1v1.2m/s60 * 1000（）計算齒寬及模數(shù)mntbd * d1t105.06mmd1tmt4.38z1h2.25mt9.85b / hb10.67h（）計算載荷系數(shù)K動載荷系數(shù) K v1.12直齒輪 KHK F1KH1. 432 ， K F 1.38K KAKV KH KH1.604（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得d1 d1t 3K112.67mmK t（）計算模數(shù)md1m4.69z13. 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式m32KT1* (YFa

14、 Ysa)2d z1 F （2）確定公式的各計算數(shù)值6、 小齒輪的彎曲疲勞強度極限小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 1FE 1500MPa ，380MPa107、 彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN10.85， K FN 20.888、 計算彎曲疲勞許用應力安全系數(shù)S=1.4K FN1FE1303.57MPaF 1SKFN2FE 2238.86MPaF 2S4、計算載荷系數(shù)KKAKVKF KF1.129、 齒形系數(shù)YFa12.65， YFa22. 2110、應力校正系數(shù)YSa11.58 ， YSa21. 77YFaYSa6、計算F YFa1YSa1F10.01379YFa 2YSa20.01645F2大齒輪

15、的數(shù)值大（ 2）、設計計算z193.66 圓整后 94z227.17 圓整后 284、幾何尺寸的設計（1）、分度圓直徑d1z1 * m =116；d 2z2 * m =396（2）、計算中心距ad1 d22562（3）、計算齒輪齒寬11bd d1116； B2 =125； B1120八、高速軸的設計1、軸上的功率 P，轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 TP=9.91KWn=730r/minT=129.66N.m2、作用在齒輪上的力2* T2315.27N； FrFt * tan( ) 842.69NFtd壓軸力 Fp1697.38N；為嚙合角為 20 03、初步確定軸的最小直徑d minA0P336.72mm

16、nn3轉(zhuǎn)矩的載荷系數(shù)K A1.3 ；計算轉(zhuǎn)矩 TcaK A * T168.55N.m，選擇 HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的鼓孔的直徑d1238mm4、軸的結構設計12835746d 2345； d3450； d 4553； d56 63； d6725；l 2394； l 3455； l4591； l5622； l67 29；12 處的鍵選擇8× 7× 70，倒角為1.6，67 處的鍵選擇16× 10× 70，倒角為 1.6。5、求軸上的力載荷水平面 H垂直面 V12支持力FNH 1 1050.3N ， FNH 21264.96NFNV 1 1

17、821.75N ，F(xiàn)NV 2 2439.64NM v1177376.28N.mm ，彎矩 MM H 86650.5N.mmM v2167115.45N.mmM 1M H2M v21197409.67N.mm總彎矩M 2M H2M v22188244N.mm扭矩 TT=129.66N.m軸的彎矩圖軸的轉(zhuǎn)矩圖6、按彎扭合成應力校核軸的強度M 12(aT ) 2ca16.97MPa 其中 a=0.6， W=0.1 × 55×55× 55； 故安全可靠W7、精確校核軸的疲勞強度（ 1）判讀危險截面經(jīng)過判斷 5 面為危險界面(2) 截面的左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0. 1 * d3

18、312500 mmWT0. 2 * d33抗扭截面系數(shù)25000mm截面左側(cè)的彎矩為M=-221559.99mm截面左側(cè)的轉(zhuǎn)矩為T=129.66N.m截面上的彎矩應力bM 18996.20 MPa 17.725MPaW640013截面上的扭轉(zhuǎn)應力TT4067000 MPa5.18MPaW12800軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，BMPa ，1 275MPa，1155MPa640r0. 032 ，D截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)和查表，因1. 5dd經(jīng)過差值后得到2.28；1.85軸的材料敏感系數(shù)q 0.804；q 0.834軸的材料的有效應力集中系數(shù)k1q (1)q =2.03； k

19、1q (1)1.71軸的尺寸系數(shù)0.725；0.84軸的表面質(zhì)量系數(shù)0.92；軸的綜合系數(shù)k11k1K2.89； K1 2.12碳鋼的特性系數(shù)0.1；0.05于是計算安全系數(shù)Sca 的值SKSK15.38am127.49amS SScaS25.28S2（3）截面的右側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1*d 321600抗扭截面系數(shù)W0.2 *d343200T截面左側(cè)的彎矩為M= 221559.99mm截面左側(cè)的轉(zhuǎn)矩為T=129.655N.m截面上的彎矩應力bM18996.20 MPa10.26MPaW6400截面上的扭轉(zhuǎn)應力TT4067000 MPa5.19MPaW1280014過盈配合處的k的值，經(jīng)過查表

20、得k=2.65 ； k2.12表面質(zhì)量系數(shù)0.92；k1k1軸的綜合系數(shù) K1 2.74；K1 2.21于是計算安全系數(shù)Sca 的值SKSK19.78am126.45amS SSca9.18S2S2九、中速軸的設計1、軸上的功率 P，轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 TP=9.515KWn=218.06r/min T=416.81N.m2、作用在齒輪上的力齒輪 2 上的力 Ft2* T2217.05N； FrFt * tan( )d齒輪 3 上的力 Ft2* T； FrFt * tan( )7442.95Nd3、初步確定軸的最小直徑P339.211mmd minA0 nn3806.94N；2709.01N；4

21、、軸的結構設計15613524d1250； d2360； d3471； d4560； d 5650；l12120； l 23140； l34116.； l 45118； l 56 100；12 與 56 處對應的是軸承選用 6311 軸承23 處的鍵選擇16× 10× 63，倒角為1.6， 67 處的鍵選擇16× 10× 110，倒角為 1.6。5、求軸上的力載荷水平面 H垂直面 V支持力FNH 14873.24N ， FNH 2352.66NFNV 1 1773.71， FNV 2 128.36NM H 1345999.86N.mmM v1125933

22、.65N.mm ，彎矩 MM H 231210.51N.mmM v 211359.7N.mmM 1M H2M v21368205.36N.mm總彎矩M 2M H2M v2233213.53N.mm扭矩 TT=416.81N.m軸的彎矩圖軸的轉(zhuǎn)矩圖166、按彎扭合成應力校核軸的強度M 12(aT ) 2ca20.61MPa 其中 a=0.6， W=0.1 × 50×50× 50； 故安全可靠W7、精確校核軸的疲勞強度（ 1）判讀危險截面經(jīng)過判斷 5 面為危險界面(2) 截面的左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0. 1 * d3321600 mm抗扭截面系數(shù)W0. 2 * d3343

23、200mmT截面左側(cè)的彎矩為M=575645mm截面左側(cè)的轉(zhuǎn)矩為T=416.81N.m截面上的彎矩應力截面上的扭轉(zhuǎn)應力bTMWT aW26.65MPa9.65MPa軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，MPa ，B6401 275MPa1155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)和r0.033，D查表，因1.18dd經(jīng)過差值后得到2.13；1.64軸的材料敏感系數(shù)q0. 82 ； q0. 85軸的材料的有效應力集中系數(shù)k 1q (1) q =1.92； k 1q (1) 1.55軸的尺寸系數(shù)0.68；0.82軸的表面質(zhì)量系數(shù)0.92；軸的綜合系數(shù)k11k1K2.92； K1 1.97碳鋼的

24、特性系數(shù)0.1；0.0517于是計算安全系數(shù)Sca 的值SKSK13.54a m115.89amS S3.45ScaS2S2（3）截面的右側(cè)抗彎截面系數(shù)W0. 1 * d 335791.1抗扭截面系數(shù)WT0. 2 * d 371582.2截面左側(cè)的彎矩為M=575645mm截面左側(cè)的轉(zhuǎn)矩為T=416.81N.m截面上的彎矩應力截面上的扭轉(zhuǎn)應力bTMWTW16.08MPa9.65MPa過盈配合處的 k的值，經(jīng)過查表得k=2.65 ； k2.12表面質(zhì)量系數(shù)0.92；軸的綜合系數(shù) Kk11k12.74； K1 2.21于是計算安全系數(shù)Sca 的值SKSK16.24am114.22amS SSca5

25、.71S2S2十、低速軸的設計181、軸上的功率 P，轉(zhuǎn)速 n 和轉(zhuǎn)矩 TP=9.135KWn=65.14r/minT=1339.925N.m2、作用在齒輪上的力鼓輪上的力 F=5911.48N2* T7127.26N； FrFt * tan( ) 2594.11N；齒輪 4 上的力 Ftd3、初步確定軸的最小直徑d min A0P367.19mmnn3聯(lián)軸器的載荷系數(shù)為0.6，計算轉(zhuǎn)矩Tca=803.96N.mm，故選擇HL3彈性柱銷聯(lián)軸器4、軸的結構設計12836547d1269； d2376； d3480； d4585； d 5695； d 6775；l12142； l 23100； l

26、34106； l 45113； l5620； l 6750；56 處對應的是軸承選用6316 軸承12 處鍵的選擇為18× 11× 125； 78 處鍵的選擇為 20× 12× 100倒角的選擇 78 處為 1.6， 12 處為 25、求軸上的力載荷水平面 H垂直面 V支持力FNH 11115.52N， FNH 25199.24NFNV 1 1478.59N ，F(xiàn)NV 2 3983.46N19M v1730492.65N.mm ，彎矩 MM H 118245.14N.mmM v2526122.02N.mmM 1M H2M v21118245.14N.mm

27、總彎矩M 2M H2M v22539246.05N.mm扭矩 TT=1339.93N.m軸的彎矩圖軸的轉(zhuǎn)矩圖6、按彎扭合成應力校核軸的強度M 12(aT ) 2ca31.34MPa 其中 a=0.6， W=0.1 × 80×80× 80； 故安全可靠W7、精確校核軸的疲勞強度（ 1）判讀危險截面經(jīng)過判斷 6 面為危險界面(2) 截面的左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0. 1 * d3361412 . 5mm抗扭截面系數(shù)W0. 2 * d33122825mmT截面左側(cè)的彎矩為M=1083661.51mm截面左側(cè)的轉(zhuǎn)矩為T=1339.93N.m截面上的彎矩應力bM17.65MPaW

28、20T截面上的扭轉(zhuǎn)應力T10.91MPaW軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，B640MPa ，1 275MPa ， 1155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)和查表，因rD0.014，1.18dd經(jīng)過差值后得到2.26；1.73軸的材料敏感系數(shù)q0. 83 ； q0. 88軸的材料的有效應力集中系數(shù) k1q (1) q =2.27； k1 q (1) 1.64軸的尺寸系數(shù)0.609；0.7745軸的表面質(zhì)量系數(shù)0.92；軸的綜合系數(shù) Kk1k12.2041 3.46； K1碳鋼的特性系數(shù)0.1；0.05于是計算安全系數(shù)Sca 的值SKSK14.51am112.61amS SScaS2

29、4.25S2（3）截面的右側(cè)抗彎截面系數(shù)W0. 1 * d 351200抗扭截面系數(shù)W0. 2 * d3102400T截面左側(cè)的彎矩為M=1083661.51mm截面左側(cè)的轉(zhuǎn)矩為T=1339.93N.m截面上的彎矩應力bM21.16MPaW21T截面上的扭轉(zhuǎn)應力TW10.91MPa過盈配合處的 k的值，經(jīng)過查表得k=2.75 ； k2. 2表面質(zhì)量系數(shù)0.92；軸的綜合系數(shù) Kk11k12.83； K1 2.29于是計算安全系數(shù)Sca 的值SKSK14.58am112.17amS SSca4.29S2S2十一、軸承的校核1、高速軸上的軸承，軸承的型號為6310；(1)、求比值Fr2748.09

30、N ；， n=730r/min（2）查得X=1 ；Y=0 ；（3）當量動載荷為查表得當量動載荷系數(shù)f p1.2P f p ( XFr YFa ) 3297.71N（ 4） 要求工作的壽命時間C=38 ，610C 3理論工作時間Lh()150264.31h>h1故可以使用2、中速軸上的軸承，軸承的型號為6310；(1)、求比值22Fr5186N ； n=218.06r/min（2）查得X=1 ；Y=0 ；（5）當量動載荷為查表得當量動載荷系數(shù)f p1.2P f p ( XFr YFa ) 3297.71N（ 6） 要求工作的壽命時間查表得C=38 ，理論工作時間106C3故可以使用Lh(

31、)150264.31h>h160nP3、低速軸上的軸承，軸承的型號為6316；(1)、求比值Fr5317.56N ； n=65.14r/min（2）查得X=1 ；Y=0 ；（7）當量動載荷為查表得當量動載荷系數(shù)f p1.2P f p ( XFr YFa ) 6381.07N（ 8） 要求工作的壽命時間查表得C=122610C 3理論工作時間Lh()3667036.8h>h1故可以使用十二 .潤滑與密封1潤滑方式的選擇因為此變速器為閉式齒輪傳動， 又因為齒輪的圓周速度v12 m s ，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑?？紤]到高速級大齒輪可能浸不到油，所以在大齒輪下安裝一小油輪進行潤滑