减速器的设计说明书.docx

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1、目 录1 传动简图的拟定12 电动机的选择23 传动比的分配34 传动参数的计算45 普通V型带传动的设计计算66 圆锥齿轮传动的设计计算97 圆柱齿轮传动的设计计算128 轴的设计计算269 键连接的选择和计算2810 滚动轴承的设计和计算2911 联轴器的选择2912 箱体的设计3113 润滑和密封设计33设计总结34参考文献341 传动简图的拟定（图1）1电动机；2联轴器；3减速器；4滚筒；5传送带设计参数：1原动机选择三相交流异步电动机，同步转速为1500 r/min或1000r/min。2该系统为单自由度的机械系统。3压片时的最大阻力为F。4生产率为每分钟压制N片，即冲头每分钟往复运

2、动N次。5模具厚度为h = 50 mm，料斗高度为30mm。6冲压工艺流程图。7传动装置的使用寿命预定为10年，单班制，每班工作8小时。8. F=7000N,N=35 1/min9由前述设计得到所需减速器输出功率Pout=1400W10.减速器输出转速nout=N=35r/min2 电动机的选择2.1 电动机的类型：三相交流异步电动机（Y系列）2.2 功率的确定2.2.1 工作机所需功率 =Pout=928W2.2.2 电动机至工作机的总效率：= =0.980.980.75=0.6378（=0.96为V带传动的效率，=0.98为圆锥滚子轴承的效率，=0.98为圆锥齿轮传动的效率，=0.98为圆

3、柱斜齿轮的传动效率，=0.75联轴器的传动效率）2.2.3 所需电动机的功率 =/=0.928/0.6378=1.455 kw2.2.4电动机额定功率:2.3 确定电动机的型号因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中=1.5kw，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。由此选择电动机型号：Y100L-6电动机额定功率:=1.5 kw满载转速:nm=940 r/min工作机转速:=nout=25r/min电动机型号额定功率(kw)满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y100L-61.59402.02.0 选取B3安装方式3 传

4、动比的分配总传动比：=/=940/25=37.6去V带传动的减速器比为iv =2.4则，减速器的传动比i=i总/iv=37.6/2.4=15.67设圆锥齿轮的传动比为,低速轮的传动比为。选 =3.5则 =/=4.484 传动参数的计算4.1 各轴的转速n电机轴0的转速：= =940r/min高速轴的转速：=/iv=391.67 r/min中间轴的转速：=/=391.67/3.5=111.9r/min低速轴的转速：=/=111.9/4.48=24.98 r/min4.2 各轴的输入功率P电机轴0的输入功率：P0=Pd=1.455kW高速轴的输入功率：P1=Pd=1=1.4550.96=1.396

5、8kW中间轴的输入功率：P2=P132=1.341kW低速轴的输入功率：P3=P224=1.288kW4.3 各轴的输入转矩T电机轴0的输入转矩： 14.78 Nm高速轴的输入转矩： 34.06 Nm中间轴的输入转矩： 114.45 Nm低速轴的输入转矩： 492.41 Nm4.4 各轴参数表如下：轴名功率 P/KW转矩T/(N.mm）转速n/（r/min）传动比i电机轴1.45514.789402.4轴1.396834.06391.67轴1.341114.45111.93.5轴1.283492.4124.984.485 普通V形带传动设计设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数

6、，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V选带截型查表得：kA=1.2PC= kAP=1.21.455=1.746KW由课本P82图5-10得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速推荐的小带轮基准直径为75100mm 取dd1=90mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=216mm取dd2=224mm带速V：V =dd1n1601000=90940/601000 =4.43m/sdmin=75 dd2=n1/n2dd1=288mm取dd2=280mm n2=n1d1dd2=402.86r/min带速V：V =

7、120940/601000 =5.9m/s在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(120+280)a02(120+280) 所以有：280mma0800mm，取a0=600L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =1838.97mm取Ld=1800mmaa0+（Ld-L0）/2=580mm（4）验算小带轮包角1=180-dd2-dd1/a57.30 =164.2120（适用）（5）确定带的根数P1=1.25KW P1=0.11KW K=0.96 KL=0.96得Z=PC/P=PC/(P1+P1)

8、 KKL =1.746/(1.25+0.11) 0.960.96 =2.30（取3根）（6）计算轴上压力q=0.1kg/m单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5001.746/（25.9）(2.5/0.96-1)+0.15.92 =122.2N则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin1/2=726.1N6 圆锥齿轮传动的设计计算6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数6.1.1 选用闭式直齿圆锥齿轮传动按齿形制齿形角顶隙系数齿顶高系数螺旋角轴夹角不变位，齿高用顶隙收缩齿。6.1.2 根据课本材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材

9、料为45钢（调质），硬度为240HBS。6.1.3 根据课本选择7级精度。6.1.4 传动比u=/=3.5节锥角 不产生根切的最小齿数：=16.44选=20=u=203.5=706.2 按齿面接触疲劳强度设计 公式： 2.926.2.1 试选载荷系数=26.2.2 计算小齿轮传递的扭矩=34.06103Nmm6.2.3 选取齿宽系数=0.356.2.4 由课本查得材料弹性影响系数6.2.5按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳极限6.2.6 计算应力循环次数N1=60n1jLn=5.67108N2=N1/u=1.611086.2.7 由图10-19查得接触疲劳寿命系数:6.2

10、.8 计算接触疲劳许用应力: 6.2.9 试算小齿轮的分度圆直径,代入中的较小值得 2.92=66.87 mm 6.2.10 计算圆周速度v dml=dlt1-0.5R=55.2mm =1.13m/s6.2.11 计算载荷系数 齿轮的使用系数载荷状态轻微震动，查表得=1.25动载系数=1.1齿间载荷分配系数=1.1依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表得轴承系数=1.25由公式=1.5=1.51.25=1.875接触强度载荷系数=1.251.11.11.875=2.846.2.12 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 =66.87=75.2mm m=/=75.2/20=3.76mm 取标准

11、值m=4mm 6.2.13 计算齿轮的相关参数=m=420=80mm=m=470=280mm1=arctan(1/u)=15.95=90-=74.05 R=d1u2+12=803.52+12=145.6mm6.2.14 确定并圆整齿宽: b=R=0.35145.6=50.96mm圆整取506.3 校核齿根弯曲疲劳强度6.3.1 确定弯曲强度载荷系数 K=2.066.3.2 计算当量齿数 =/cos=20/cos15.95=20.8 =/cos=70/cos74.05=254.736.3.3 查表得=2.91=1.53=2.29=1.716.3.4 计算弯曲疲劳许用应力 查得弯曲疲劳寿命系数:=

12、0.82=0.87 取安全系数:=1.4 由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限:=500Mpa=380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力:6.3.5 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式F1=2KT1YFa1YSa1bm2(1-0.5R)2z1=57.3F1 F2=2KT2YFa2YSa2bm2(1-0.5R)2z2=14.42F2 满足弯曲强度要求，所选参数合适。6.3.6数据整理 名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数2070模数mm4传动比ii3.5分度圆锥度，15.9574.05分度圆直径80280齿顶高44齿根高4.84.8齿全高h8.88.8齿顶圆直径，87.69(大

13、端)282.20（大端）齿根圆直径70.77277.36齿距p12.5712.57齿厚s6.2856.285齿槽宽e6.2856.285顶隙c0.80.8锥距R145.6145.6齿宽50507 圆柱齿轮传动设计7.1齿轮的类型7.1.1、传动类型：选用圆柱斜齿轮传动材料选择：小齿轮材料为40Cr，表面淬火，齿面硬度为 280HBS， 接触疲劳强度极限，弯曲疲劳强度极限；大齿轮材料为45钢，表面淬火，齿面硬度为240HBS，接触疲劳强度极限，弯曲疲劳强度极限。查表取，查表取区域系数，弹性系数（锻钢-锻钢）。有=600MPa =550MPa =400MPa =304MPa 7.1.2、螺旋角：8

14、20,初选=157.1.3、齿数：初选小齿轮齿数：； 大齿轮齿数：z4=204.48=89.6，取z4=907.2按尺面接触强度校核7.2.1、（1）取载荷（2）（3）， ，d3321.3114.450.64.48+14.48(189.82.50.)2=72mm7.2.2、计算模数mnt mnt=d3cosz3=72cos1520=3.48mmb=dd3=0.672=43.2mm7.2.3、计算齿轮圆周速度v=d3n2601000=72111.9601000=0.42m/s7.3按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬小于350HBS,所以为软齿面。7.3.1、法向模数 7.3.2、查表得载荷系数

15、k=1.37.3.3、查表得齿宽系数7.3.4、小齿轮上的转矩T2=114.45Nm7.3.5、齿形系数 zv4=z4cos3=90cos315=99.86 ， 因为 所以对小齿轮进行弯曲强度计算。7.3.6、法向模数 =321.3114.45103cos3150.62030.01106=3.57对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数3.57，并就近圆整为标准值取mn=3.5mm按接触强度算得的分度圆直径d1=72mm算出小齿轮齿数z3=d1/m=20.57取z3=21大齿轮齿数z4=i2z1=4.4.821=94.08取z4=94

16、7.3.7、中心距a=(z3+z4)mn2cos=(21+94)3.52cos15=208.3mm取整为208mm。7.3.8、确定螺旋角：=arccos(z3+z4)mn2=arccos(21+94)3.52208=14.647.3.9、确定齿轮的分度圆直径：d3=z3mncos=213.5cos14.64=75.97mmd4=z4mncos=943.5cos14.64=340mm7.3.10、齿轮宽度：b=dd3=0.675.97=45.582 取整为45mm取；。7.3.11、重合度确定，查表得 =0.318dz3tan=0.3180.621tan14.64=1.05所以=+=1.582

17、+1.05=2.632mt=mncos=3.5cos14.64=3.627.3.12、齿轮尺寸表格：将几何尺寸汇于表：序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z21，942端面模数3.62mm4螺旋角14.645分度圆直径75.97mm，340mm6齿顶高7齿根高8全齿高9顶隙10齿顶圆直径81.97mm，346mm11齿根圆直径64.87mm，332.5mm12中心距208mm13重合度2.6327.4 验算齿面接触强度 H3=zEznz2KT2bd32u+1u=189.82.50.98621.3114.451034575.9724.4.8+14.48=553.87H3=600MPa可知是安全的

18、 H4=zEznz2KT3bd42u+1u=189.82.50.98621.3492.411034534024.4.8+14.48 =256.7H4=550MPa可知是安全的7.5验算齿面弯曲强度， F3=2KT2bd3mnYFa3YSa3=21.3114.451034575.973.52.801.58=110.02500MPa F4=F3YFa4YSa4YFa3YSa3=110.021.712.342.81.58=99.5129.44初步选取03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为所以d12=d56=30mm这对轴承均采用套筒进行轴向定位。由表15-7查得30306型轴承的

19、定位轴肩高度，因此取套筒外直径42mm，内直径30mm。8.2.6 取安装圆锥齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度2.45，故取，则轴环处的直径为。8.2.7 已知圆柱直齿轮d=62.4，齿宽=55mm取 =53。8.2.8 箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称线次于截面3右边16mm处，设此距离为则取轴肩有如下长度关系：+16mm=+-7mm由于要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的4mm,取由于要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮

20、毂中的3mm 综合 以上关系式，求出8.2.9 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为35mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；8.2.10 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为。8.3 输出轴的设计8.3.1 求输入轴上的功率、转速和转矩=1.443kW=35r/min=393.73Nm8.3.2 求作用在齿轮上的力 已知大圆柱

21、直齿轮的分度圆半径 =406.26mm=2305.67=839.2N8.3.3 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取得中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%，故8.3.4 拟定轴上零件的装配方案如图。8.3.5由图可得为整个轴直径最小处选=50 mm 为了满足齿轮的轴向定位，取根据链轮宽度及链轮距箱体的距离综合考虑取。8.3.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=，由指导书表15-1中初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30

22、312，其尺寸为所以=60mm这对轴承均采用套筒进行轴向定位。由表15-7查得30312型轴承的定位轴肩高度，因此取去安装支持圆柱齿轮处直径。8.3.7 已知圆柱直齿轮齿宽=50mm为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取=48mm。8.3.8由于中间轴在箱体内部长为228mm，轴承30312宽为31.25mm，可以得出至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。8.3.9 轴上的周向定位圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由课本表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；链轮的周向定位采用平键连接，按由课本

23、表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为60mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。8.3.10 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为。8.3.11 求轴上的载荷 根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的、及的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T=250.95Nm8.3.12按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动

24、循环变应力，取 ，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应力因此故安全。8.3.13判断危险截面：截面6右侧受应力最大8.3.14截面6右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面6右侧弯矩 截面6上的扭矩 =393.73Nm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因，经插值后查得=2.018=1.382又由课本附图3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为= = 由课本附图3-2查得尺寸系数，附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质

25、量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即，则综合系数为/+1/=1.82/0.73+1/0.92=2.58 /+1/=1.32/0.84+1/0.92=1.66计算安全系数值S=1.5故可知安全。8.3.15 截面6左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面6左侧弯矩 截面6上的扭矩 =393.73Nm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力由课本附表3-8用插值法求得/=3.75，则/=0.83.75=3轴按磨削加工，有附图3-4查得表面质量系数为=0.92故得综合系数为/+1/=3.75+1/0.92=3.84 /+1/=3+1/0.92=3.09又取碳钢的特性系数所以轴的截面5右侧的安全系数为S=

26、1.5故可知其安全。9 键连接的选择和计算8.1 输入轴与联轴器的链接 轴径，选取的平键界面为，长L=50mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。8.2 输入轴与小圆锥齿轮的链接轴径，选取的平键界面为，长L=45mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。8.3 中间轴与大圆锥齿轮的链接轴径，选取的平键界面为，长L=53mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂

27、深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。8.5 输出轴与大圆柱齿轮的链接轴径，选取的平键界面为，长L=36mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm，轮毂深度3.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。8.6 输出轴与滚子链轮的链接轴径，选取的平键界面为，长L=63mm。由指导书表14-26得，键在轴的深度t=6.0mm，轮毂深度4.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力。 满足强度要求。10 滚动轴承的设计和计算9.1 输入轴上的轴承计算9.1.1 已知:=591.6

28、7r/mine=0.37Y=1.69.1.2 求相对轴向载荷对应的e值和Y值相对轴向载荷 比e小9.2.2 求两轴承的轴向力 9.1.3 求轴承当量动载荷和 e48000 h故可以选用。9.2 中间轴上的轴承计算9.2.1 已知：=169.05r/min ， ， ， ，e=0.31，Y=1.99.2.2 求两轴承的轴向力 9.2.3 求轴承当量动载荷和 e48000h故可以选用。9.3 输出轴上的轴承计算9.3.1 已知：=17.51 r/min=874.2 N ，e=0.35，Y=1.79.3.2 求两轴承的轴向力9.3.3 求轴承当量动载荷48000 h故可以选用。11 联轴器的选择在轴的

29、计算中已选定联轴器型号，选LT4型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为，许用转速为3800 r/min。12 箱体的设计11.1 箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。11.2 箱体的材料及制造方法选用HT150，砂型铸造。11.3 箱体各部分的尺寸（如表1、2）表1：箱体参数名 称符 号圆锥圆柱齿

30、轮减速器计算结果机座壁厚0.025a+3mm8mm10机盖壁厚（0.80.85）8mm10机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度1.515机座底凸缘厚度p2.525地脚螺钉直径df0.036a+12mm24地脚螺钉数目na 250mm4轴承旁连接螺栓直径d10.75 df18机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df12连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df10窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df8定位销直径d(0.70.8) d29df、d1 、d2至外机壁距离见表2d1 、d2至缘边距离见表2轴承旁凸台半径凸台高度h根据低速轴承座外径确定50

31、外机壁到轴承端面距离c1+ c2+(58)mm50内机壁到轴承端面距离+ c1+ c2+(58)mm58大齿轮齿顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁的距离10机盖、机座肋厚、mm10.851，m0.857轴承端盖外径轴承座孔直径+(55.5) d372 / 100轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d310轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准表2：连接螺栓扳手空间c1 、c2值和沉头座直径螺栓直径M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉头座直径1822263340486112 润滑和密封设计12.1 润滑齿轮圆

32、周速度v5m/s所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池的距离为50mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。12.2 密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。

33、12.2.1 轴伸出处的密封：作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。12.2.2 轴承内侧的密封：该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。12.2.3 箱盖与箱座接合面的密封：接合面上涂上密封胶。设计总结：短短一个月的课程设计，让我意识到成为一个设计师必须具备扎实的基础功底。在完成课程设计的过程中也让我对以前所学的东西有了更深的认识并懂得了如何应用到实际中，初步了解了设计的具体步骤和过程的同时加强了自己的动手能力以及思考、解决问题的能力。参考文献：1 濮良贵、纪名刚主编机械设计北京：高等教育出版社，20062 李育锡主编，机械设计课程设计指导书，北京：高等教育出版社，20086.3 孙恒、陈作模主编机械原理第七版北京：高等教育出版社，20064 裘文言、张祖继、瞿元赏主编机械制图高等教育出版社，2003