同济大学机械设计机械设计课程设计(减速器)(共19页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上一课程设计计划说明书1)设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算（计算电动机所需功率，选择电动机，分配各级传动比，计算各轴转速，功率和转矩）；2. 齿轮传动设计计算;3. 轴的设计;4. 滚动轴承的选择和计算；5. 键联结的选择与计算；6. 联轴器的选择； 7. 润滑与密封的选择，润滑剂牌号和装油量；8. 装配图、零件图的绘制9. 设计计算说明书的编写2).设计任务2 减速器总装配图一张3 齿轮、轴零件图各一张4 设计说明书一份3).设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与齿轮等零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

2、4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二电动机的选择1 电动机类型和结构的选择本传动的工作状况是：载荷轻微振动、双向旋转。电动机容量的选择：（公式见课程设计课本11-13页） 1） 工作机所需功率Pw=Fv/1000 Pw1.8kW2） 电动机的输出功率PdPw/0.725Pd2.48kW2 电动机转速的选择nd（i1·i2in）n nd=( )n v=n*z*p/(60 *1000)n=17.14r/min 462.78<nd<3702.24初选为同步转速为1500r/min的电动机3电动机型号的确定由表2167查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功

3、率为3kW，满载转速1420r/min。基本符合题目所需的要求。 三计算传动装置的运动和动力参数1).传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nnw17.1482.42 合理分配各级传动比（公式见课设课本13-15页）由于减速箱是同轴式布置i1i282.4，取5，i1=4.03，i2=4.12).动力参数计算各轴转速、输入功率、输入转矩各轴转速 各轴输入功率0轴： 1轴： 2轴： 3轴： 4轴 5轴 各轴转矩 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5轴 项 目电动机0轴高速1轴中间2轴低速3轴4轴链板5轴转速（r/mi

4、n3484.584.516.9功率（kW）2.482.40612.2872.1742.1091.964转矩（N·m）16.6816.1863.06245.77238.451109.98四传动件设计计算1.第一级齿轮1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z282；2 按齿面接触强度设计（公式参考机械设计）低速级的载荷大于高速级的载荷，用低速级的数据进行计算按

5、式（512）试算，即 d1） 确定公式内的各计算数值（1） 取K K=由表5-11=1.25； 初估v=4m/s vz/100=1.28 由图5-10 =1.10由图5-13 =1.14=1.68由图5-15 =1.20K=1.881（2） 由图5-18选取区域系数ZH2.5（3） 取尺宽系数d1（4） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（5） 计算重合度系数= （6） 由图5-23按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2540MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数设工作时间为10000小时，（8） 由图5-24查

6、得接触疲劳寿命系数ZN11；ZN21.07（9） 计算接触疲劳许用应力 H= Hlim */S 取失效概率为1，安全系数S1，得 H1600MPa H2577.8MPa 2） 试算小齿轮分度圆直径d1= =33.7（1） 计算圆周速度v=2.5m/s修正小齿轮直径vz/100=0.5按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1= = mm=33.4mm（2） 计算模数mm=d1/z1=33.4/20=1.67查表5-3标准模数m=1.75不改变模数的情况下增大齿数z1=32,z2=129 小齿轮分度圆直径d1=m*z1=1.75*32=56 大齿轮分度圆直径d2=m*z2=1.75*129=22

7、5.75 齿宽b1=60,b2=56; 中心距a=(b1+b2)/2=(56+225.75)/2=140.875；圆整为=140，变位系数= (-a）/m =(140-140.875)/1.75= -0.53.按照齿根弯曲疲劳强度校核计算许用应力FNF1=Nr1=7.2* NF2=NF1/i=7.2*/4.1=1.76*查寿命系数YN1=YN2=1弯曲疲劳极限Flim1=225MPa；Flim2=200MPa尺寸系数查表5-26 Yx1=Yx2=1S1=S2=1.4F=2* F1=0.7*2*225/1.4=224.98MPaF2=0.7*2*200/1.4=200MPa查得齿形系数YFa1=

8、2.28；YFa2=2.09查取应力修正系数查得Ysa1=1.75；Ysa2=1.87=1.88-3.2(1/32+1/129)=1.76 重合度系数=0.25+0.75/ =025+0.75/1.76=0.679 F1=2*1.89*1.62*10000*2.28*1.75*0.679/(56*56*1.75)=31MPa<F1F2=F1 *=31*1.87*2.09/(2.28*1.75)=30.6<F2故弯曲强度足够。第二级齿轮1.材料,精度等级及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40

9、HBS; 精度等级选用8级精度；试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z282；2.按齿面接触强度设计（公式参考机械设计）低速级的载荷大于高速级的载荷，用低速级的数据进行计算按式（512）试算，即 d1)确定公式内的各计算数值取K K=由表5-11=1.25； 初估v=4m/s vz/100=1.28 由图5-10 =1.10由图5-13 =1.14=1.88-3.2(1/20+1/82)=1.68由图5-15 =1.20K=1.881.由图5-18选取区域系数ZH2.5取尺宽系数d1由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa计算重合度系数=由图5-23按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度

10、极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2540MPa；由式1013计算应力循环次数设工作时间为10000小时，由图5-24查得接触疲劳寿命系数ZN11；ZN21.07计算接触疲劳许用应力 H= Hlim */S 取失效概率为1，安全系数S1，得 H1600MPa H2577.8MPa 2).试算小齿轮分度圆直径d1t= =53.5计算圆周速度v= =0.97m/s修正小齿轮直径vz/100=0.31按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1= = mm=51.8mm计算模数mm=d1/z1=51.8/20=2.59查表5-3标准模数m=2.75 小齿轮分度圆直径d1=m*

11、z1=2.75*20=55 大齿轮分度圆直径d2=m*z2=2.75*82=225.5 齿宽b1=60,b2=55; 中心距a=(b1+b2)/2=(55+225.5)/2=140.25；圆整为=140，变位系数= (-a)/m =(140-140.25/2.75= -0.13.按照齿根弯曲疲劳强度校核计算许用应力FNF1=Nr1=7.2* NF2=NF1/i=7.2*/4.1=1.76*查寿命系数YN1=YN2=1弯曲疲劳极限Flim1=225MPa；Flim2=200MPa尺寸系数查表5-26 Yx1=Yx2=1S1=S2=1.4F=2* F1=0.7*2*225/1.4=224.98MP

12、aF2=0.7*2*200/1.4=200MPa查得齿形系数YFa1=2.97；YFa2=2.26查取应力修正系数查得Ysa1=1.5；Ysa2=1.74 重合度系数=0.25+0.75/ =025+0.75/1.68=0.696 F1=2*1.89*63.06*1000*2.97*1.5*0.696/(55*55*2.75)=88.8MPa<F1F2=F1 *=88.8*1.74*2.26/(2.97*1.5)=78.4<F2故弯曲强度足够。开式齿轮1.选材料：小齿轮为合金铸钢，360HBS，大齿轮为球墨铸铁，300HBS精度等级为8级。设z1=18,z2=90;2.按齿根弯曲强

13、度设计 m1)确定计算参数计算载荷系数取K K=由表5-11=1.25； 初估v=0.8m/s vz/100=0.14 由图5-10 =1.01由图5-13 =1.16=1.67由图5-15 =1.17K=KAKVKFKF=1.25×1.01×1.16×1.63=1.71查取齿型系数查得YFa1=2.9；YFa2=2.23查取应力校正系数查得Ysa1=1.54；Ysa2=1.74=0.25+0.75/ =025+0.75/1.67=0.69计算应力循环次数NF1=Nr1= =60*1*84.5*10000=5.07* NF2=NF1/i=5.07*/5=1.01*

14、Yx1=Yx2=1查表5-26 Yx1=Yx2=1计算FF1=760MpaF2=670MPaS1=1.4；S2=1.4F=2* 工作为双向转动，F1=0.7*2*760*1*1/1.4=760MpaF2=0.7*2*670*1*1/1.4=670MPa2)设计计算mm=1.81防止磨损，将模数放大10%到15%m=2.19查标准模数为2.253)几何尺寸计算 1.计算分度圆直径 d1=m*z1=2.25*18=40.5; d2=m*z2=2.25*90=202.52.计算中心距 a =(d1+d2)/2=(40.5+202.5)/2=121.5圆整后得120，变位系数= (-a）/m =(12

15、0-121.5)/2.25= -0.673.计算齿轮宽度 b=dd1b1=45,b2=40;4.结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。五轴的设计计算II轴：材料选取45钢调质处理，A=118-106，b=637MPa,-1=268MPa,s=353MPa1 初步确定轴的最小直径d=21.01mm2 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案 中间轴 i. 1-2段轴用于安装轴承6205和甩油环，故取直径为25mm。轴承长度为15mm，考虑齿轮端面到箱体内壁距离15mm，轴承内端面到内壁距离10mm，故此段长度45mm。ii. 2-3安装大齿

16、轮，直径为45mm，长度为54mm，略小于齿轮齿宽。iii. 3-4段轴分离两齿轮，直径48mm，长度91.5mmiv. 4-5轴齿轮，分度圆直径为55mm，长度为齿宽55mmv. 5-6段安装甩油环和轴承，直径为25mm。长度37.5。3.计算轴上载荷 求作用在齿轮上的受力Ft1=2*63.06/0.055=2293.1NFt2=2*63.06/0.2255=559.3NNt1+Nt2=Ft1+Ft2Ft1*0.0495+Ft2*0.198=Nt2*0.24675Fr1=Ft1tan=2293.1*tan20=834.6NFr2=Ft2tan=559.3*tan20=203.6NNr1+Nr

17、2=Fr1+Fr2Fr1*0.0495+Fr2*0.198=Nr2*0.24675受力分析水平面垂直面B点齿轮（N）2293.1834.6C点齿轮（N）559.3203.6A点轴承（N）1943.6707.4D点轴承（N）908.8330.8受力简图A 49.5 B 148.5 C 48.75 D水平面弯矩图垂直面弯矩图 转矩图4.计算弯矩水平面：B处：M=0.0495*1943.6=96.2N.mC处：M=0.04875*908.8=44.3N.m垂直面：B处：M=0.0495*707.4=35N.mC处：M=0.04875*330.8=16.1各点力矩合成计算当量弯矩：取=0.6B点=10

18、9.2N.mC点A B C D 合成弯矩图A B C D当量弯矩图5.校核轴的安全判断危险截面 由于截面B处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面mm<55mm结论：此轴设计安全。I轴：此轴为齿轮轴，故材料选用Cr20，A=106-97（表9-2）b=637MPa,-1=278MPa,s=392MPa初步确定轴的最小直径1 轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 1-2段由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm，长度由联轴器孔长决定，取为50mm。b) 2-3考虑到联轴器的轴向定位可靠，所以该段直径选为

19、27。长度考虑2端距离轴承端盖螺钉10mm，取为48mm。此段长度45mm。c) 3-4段轴要安装轴承和甩油环，则轴承选用6206型，即该段直径定为30mm，轴承长度为16mm，考虑齿轮端面到箱体内壁距离10mm，轴承内端面到内壁距离10mm，故长度取为37.5mm。d) 4-5段为轴齿轮（一级小齿轮），分度圆直径56mm，长度取为60mm。e) 5-6段轴肩固定轴承，直径为36mm，长度30mm。f) 6-7段轴要安装轴承，直径定为30mm,长度16mm。2 计算轴上载荷水平面：A 59.5mm B Ft 68mm CNt1 Nt2垂直面： FrA B C Nr1 Nr2Ft=2T/d=2*

20、16.18/0.035=924.6NNt1+Nt2=FtNt1*59.5=Nt2*68Fr=Ft*tan20Nr1*59.5=Nt2*68水平面垂直面齿轮B点924.6336.5轴承A点493.12179.5轴承C点431.481573 画弯矩图 B点：水平面M=493.12*0.0595=29.34N.m 垂直面M=179.5*0.0595=10.68N.m 弯矩合成N.m 计算当量弯矩取=0.6 A点= =0.6*16.18=9.708N.mB点=32.7N.m 合成弯矩图A B C当量弯矩图扭矩图4 按弯扭合成应力校核轴的强度B截面为危险截面mm<55mmA直径较小需校核mm<

21、;30mm因此高速轴设计安全。III轴：此轴为齿轮轴，故材料选用Cr20，A=106-97（表9-2）b=637MPa,-1=278MPa,s=392MPa初步确定轴的最小直径1.轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 1-2段由于联轴器一端连接开式齿轮的连接轴，另一端连接输出轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为38mm，长度由联轴器孔长决定，取为60mm。2) 2-3考虑到联轴器的轴向定位可靠，所以该段直径选为40。长度考虑2端距离轴承端盖螺钉10mm，取为42mm。3) 3-4段轴要安装轴承和甩油环，则轴承选用6209型，即该段直径定为45mm，轴承长

22、度为19mm，考虑齿轮端面到箱体内壁距离10mm，轴承内端面到内壁距离10mm，故长度取为40mm。4) 4-5段为安装大齿轮（二级），直径取为48mm，长度略小于齿宽，取为53mm。5) 5-6段轴肩固定轴承，直径为54mm，长度32mm。6) 6-7段轴要安装轴承，直径定为45mm,长度19mm。2.计算轴上载荷水平面：A 46.5mm B Ft 68 mm CNt1 Nt2：垂直面 FrA B C Nr1 Nr2Ft=2T/d=2*245.77/0.055=2180NNt1+Nt2=FtNt1*46.5=Nt2*68Fr=Ft*tan20Nr1*46.5=Nt2*68水平面垂直面齿轮B点

23、2180793.4轴承A点1294.7471.2轴承C点885.3322.23.画弯矩图 B点：水平面M=1294.7*0.0465=60.2N.m 垂直面M=472.1*0.0465=22N.m 弯矩合成N.m 计算当量弯矩取=0.6 B点=160.8N.m 合成弯矩图A B C当量弯矩图5 按弯扭合成应力校核轴的强度B截面为危险截面因此低速轴设计安全。第四根轴：mm，考虑联轴器38mm合格，d=38mm第五根轴：mm，d=60mm。六键联接的选择和计算 1. 第一根轴与联轴器的键联结 根据轴径25mm，选择键A8*32,b*h=8*7 强度校核：=2T/dkl=2*16.18/（25*3.

24、5*32）=11.6MPa=2T/bdl=2*16.18/（8*25*32）=20.2MPa查课本表4-1 合格。 2. 中间轴键取型号A14*40，h=9mm强度校核：=2T/dkl=2*63.06/（40*4.5*45）=15.6MPa=2T/bdl=2*63.06/（14*45*40）=5MPa查课本表4-1 合格。 3. 低速轴键取型号A14*45，h=9mm =2T/dkl=2*245.77/（45*5*48）=45.5MPa=2T/bdl=2*245.77/（14*48*45）=16.3MPa查课本表4-1 合格。4.减速器输出轴与联轴器键的选择： 轴径38mm，键A10*45，h

25、=8mm=2T/dkl=2*245.77/（38*4*45）=71.9MPa=2T/bdl=2*245.77/（10*38*45）=28.7MPa查课本表4-1 合格。七联轴器的选择1.高速轴与电动机零轴的联结 转速1420r/min，T=16.68N.m，轴径25mm。 选取YLD42.与减速器输出轴相联接 转速84.5r/min，T=245.77N.m，轴径38mm 选取YLD9八轴承的选择1. 输入轴上的轴承 选用6206型号，D=62mm，d=30mm，B=16mm 检验寿命：C=15KN，P=510Lh=>10000h2. 中间轴轴承选用6205型号，D=57mm，B=15mm，d=25mm检验寿命：C=N, P=750Lh=>10000h3. 输出轴上的轴承：选用6209型号，D=85mm，B=19mm，d=45mm检验寿命：C=24500，P=1450Lh=>10000h故选用轴承均合格。九润滑与密封1.齿轮润滑 减速器的齿轮润滑除少数低速小型减速器采用脂润滑，绝大多数采用油润滑。对于油润滑，如果齿轮圆周速度小于12m/s的齿轮采用喷油润滑，在本减速器中，大齿轮圆周速度小于4m/s，故采用浸油润滑。润滑油选用HJ-502.轴承润滑滚动轴承一般采用润滑脂润滑，粘附能力强，可以防水，适用于轴径圆周速度v<