减速器设计机械设计及制造课程设计.pdf

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1、(1)选择电动机 选择电动机类型和结构形式。俺找找工作要求和条件，选用一般用途的，Y 系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。确定电动机功率。工作及所需的功率wP（kw）按下式计算 wwwwVFP1000 式中，NFw2600，1.1wVm/s 滚筒效率w=0.96，代入上式得 96.010001.12600wP=2.98kw 电动机所需功率0P（kw）按下式计算，查各类机械传动的效率值：96.0滚筒 99.0联轴器 98.0齿轮 99.0轴承 wP0P 923.0223联轴器齿轮轴承 923.098.20wPPkw3.23kw 选取电动机额定功率mP(kw),使mP=（11.3）0P=3.23（

2、11.3）=3.234.20 确定电动机转速。工作机卷筒轴的转速wn为：DVnww100060=3201.1100060=65.68r/min 查机械设计手册 取mP=4kw。根据机械设计手册，取二级齿轮减速器齿轮i=840。故电动机的转速可取范围为：wmnin总=（840）65.68r/min=525.442627.2r/min 符合此转速要求的同步转速有 Y132M1-6 和 Y112M-4 两种电动机，综合考虑选择同步转速为 1000r/min 的 Y 系列电动机 Y132M1-6,满载转速960mnr/min。（2）计算传动装置的总传动比并分配各级传动比 传动装置的总传动比为：wwnn

3、i/总960/65.68=14.62 分配各级传动比 21齿齿总iii 1齿i：2齿i=1.3 1齿i=3.35 2齿i=3.35 2齿i=4.37 计算传动装置的运动参数和动力参数 1.各轴转速 轴：mnn960r/min 轴：1/齿inn=960/3.35=286.57r/min 轴：2/齿inn=286.57/4.36=65.73r/min 滚筒轴：滚筒nn=65.73r/min 2.各轴功率 轴：P=联轴器0P=40.99=3.96kw 轴：P=轴承齿轮P=3.960.980.99=3.84kw 轴：轴承齿轮PP99.098.084.3=3.73kw 3.各轴转矩 电动机轴：41055

4、.91055.96060mnPTNmm 轴：3939399.0397910000联轴器TiTTNmm 轴：99.098.035.339393iTT=128034Nmm 轴：99.098.036.4128034iTT=541593Nmm 滚筒轴：99.099.0541593滚iTT=530815Nmm 高速级 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 港（调质）硬度为240HBS，二

5、者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数1Z=23，大齿轮齿数2Z=2355.3=77.0，取2Z=78 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即：32.21td 2131HEZuudKT（1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数tK=1.3 计算小齿轮传递的转矩 1151105.95nPT=96096.3105.955=3.94104 由表 10-7 选取吃苦按系数d=1 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ=189.8Mpa21 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=550Mpa 由式 10=13 计算应力循环次数 njLnN1

6、160609601（3830010）=4.147109 2N=35.310147.49=1.238109 由 图 10-19 取 接 触 疲 劳 强 度 寿 命 系 数1HNK=0.90 2HNK=0.95 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12 得 1H=SKHN1lim1=0.9600=540Mpa 1H=SKHN2lim2=0.95550=522.5Mpa（2）计算 试计算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小值 td12.322131HEdtZuuTK=2435.5228.18935.335.411094.33.132.2=47.854mm 计算圆周

7、速度0V 0V=10006011ndt100060960854.47=2.40m/s 计算齿宽pb 66.10854.4711tdpdb 计算齿宽与齿高之比hb 模数：11zdmtt=47.854/24=1.994 齿高：h=2.251.994=4.49mm hb=49.4856.47=10.66mm 计算载荷系数 根据 v=2.46m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 kv=1.11直齿轮 KH=kf=1,由表10-2查得使用系数Ka=1由表10-4用插值法查得 7 级精度小齿轮相对支撑费堆成布置时Kh=1.42,hb=10.66 查图 10-13 得 K=1.35 故载荷系数K

8、=1.576 按实际的载荷系数校正说算的分度圆直径由式 10-10a 得d1=dt 1ktk/3=51.026 计算模数 m0 m=d1/z=2.13 3.按齿根弯曲强度设计 由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为 FSaFaYYdzKTm21132（1）确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE500Mpa;大齿轮的弯曲疲劳极限2FE380Mpa 由图 10-18 取弯曲疲劳系数1FNK0.85，,0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得 4.150085.0111SKFEFNF=303.57Mpa 4.13808

9、8.0222SKFEFNF=238.86Mpa 计算载荷系数 K FFVAKKKKK=11.1111.34=1.4874 查取齿形系数 由表 10-5 查得1FaY=2.65 2FaY=2.228 查取应力校正系数 由表 10-5 查得1SaY=1.58 2SaY=1.7 计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111FSaFaYY=57.30358.165.2=0.01379 222FSaFaYY=86.238764.1228.2=0.01645 大齿轮的齿数大（2）设计计算 01645.02311096.34874.12243m=1.54mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数 m

10、大于齿根弯曲疲劳强度，计算的模数，忧郁齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度算得的模数 1.54 并就近圆整为标准值 m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径1d=51.026mm,算出小齿轮齿数 2026.5111mdZ=25.51326 大齿轮齿数2Z=3.3526=87.1 取2Z=81 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸设计（1）计算分度圆直径 mzd11262=52mm mzd22174mm（2）计算中心距：113217452221d

11、damm 计算齿轮宽度：1dbd152=52mm 圆整后：552Bmm 1B=60mm 低速级 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 港（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数1Z=23，大齿轮齿数2Z=2355.3=77.0，取2Z=78 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即：32.21td 2131HEZuudKT（

12、1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数tK=1.3 计算小齿轮传递的转矩 1151105.95nPT=28784.3105.955=1.278105 由表 10-7 选取吃苦按系数d=1 由 表10-6查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数EZ=189.8Mpa21 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=550Mpa 由式 10=13 计算应力循环次数 njLnN1160602871（3830010）=1.240109 2N=36.410240.19=2.844108 由图 10-19 取接触疲劳强度寿命系数1HNK=0.92 2HNK=0.98 计算接触

13、疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12 得 1H=SKHN1lim1=0.92600=552Mpa 1H=SKHN2lim2=0.98550=539Mpa（2）计算 试计算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小值 td12.322131HEdtZuuTK=2535.5228.18936.436.5110278.13.132.2=69.558mm 计算圆周速度0V 0V=10006011ndt100060287558.69=1.04m/s 计算齿宽pb 558.69558.6911tdpdb 计算齿宽与齿高之比hb 模数：11zdmtt=69.558/24=2.898

14、 齿高：h=2.252.898=6.52mm hb=52.6558.69=10.67 计算载荷系数 根据 v=1.04m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 kv=1.02直齿轮KH=kf=1,由表10-2查得使用系数Ka=1由表10-4用插值法查得 7 级精度小齿轮相对支撑费堆成布置时Kh=1.423,hb=10.67 查图 10-13 得 K=1.35 故载荷系数K=1.451 按实际的载荷系数校正说算的分度圆直径由式 10-10a 得d1=dt 1ktk/3=72.153 计算模数 m0 m=d1/z=3.01 3.按齿根弯曲强度设计 由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为 F

15、SaFaYYdzKTm21132（1）确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE500Mpa;大齿轮的弯曲疲劳极限2FE380Mpa 由图 10-18 取弯曲疲劳系数1FNK0.85，,0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得 4.150085.0111SKFEFNF=303.57Mpa 4.138088.0222SKFEFNF=238.86Mpa 计算载荷系数 K FFVAKKKKK=11.0711.35=1.377 查取齿形系数 由表 10-5 查得1FaY=2.65 2FaY=2.228 查取应力校正系数 由表

16、 10-5 查得1SaY=1.58 2SaY=1.79 计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111FSaFaYY=57.30358.165.2=0.01379 222FSaFaYY=86.238764.1228.2=0.01654 大齿轮的齿数大（2）设计计算 01634.023110278.1377.12253m=2.15mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度，计算的模数，忧郁齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度算得的模数 1.54 并就近圆整为标准值 m=2mm,按接触强度算

17、得的分度圆直径1d=51.026mm,算出小齿轮齿数 5.2153.7211mdZ=29 大齿轮齿数2Z=4.3629=126 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸设计（1）计算分度圆直径 mzd11292.5=73mm mzd22315mm（2）计算中心距：194231573221ddamm（3）计算齿轮宽度：1dbd173=73mm 圆整后：752Bmm 1B=80mm 高速轴 一 1 p1=4KW T=9550000NP=39791.6N N1=960 rmin/2 初步确定最小直径 输入轴最小直径显然是安装联轴

18、器处的最小直径 d87。联轴器的计算转矩，取 Ka=1.31 dmin=A0np/3=18mm Tca=KaT3=51728N 选 HL1 联轴器。半联轴器孔径 d1=19mm。半联轴器长度L=42mm。与毂孔配合长度 L=30mm。二 结构设计 L87=28mm D87=19mm 为了满足半联轴器的轴向定位要求 D76=19+(0.07*19)*2=22mm.5-6 段初选滚动轴承，选深沟球轴承 6205 其尺寸 d*D*B=25*52*15.故 D65=25mm=D21，L21=15mm.D32=D21+2h=32mm.D54=30mm 齿轮宽度60mm，为使套筒压紧，L54=57mm。齿

19、轮左边轴肩定位h0.07d 取 h=3mm，则轴环处直径 D43=36mm。轴环宽度b1.4h，取 L43=6.取齿轮距箱体内壁之距离 a=19mm 滚动轴承距箱体距离s=9mm L32段=s+a+c+L-L43=111mm L65=B+s+a+（60-57）=45mm 三 轴上零件周向定位 齿轮，半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按 d54由表 6-1 查的平键截面 b*h=10*8，键槽永健槽铣刀加工，长为50mm 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选着轮毂与轴的配合为67nH；同样半联轴器与轴的连结，选用平键为 6*6*32，半联轴器与轴的配合为66nh。滚动轴承与轴的轴向是

20、过渡配合得来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6 四 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2*45.中间轴 一 1 取 每 级 齿 轮 传 动 效 率=0.97 p1=p*=3.88KW n=286.9r/min T=9550000NP=129153 N.mm 2 初步确定最小直径 中间轴最小直径显然是安装联轴器处的最小直径 d21 dmin=A0np/3=26.7mm 二 结构设计 初选滚动轴承，选深沟球轴承 6206 其尺寸 d*D*B=30*62*16 故 D21=30mm=D65，取 D32=36mm。齿轮宽度 80mm 为使套筒压紧 L32=77mm，齿轮右边轴肩定位 h0.07d

21、 取 h=5mm则轴环处直径 D43=45mm 轴环宽度 b1.4h，取 l43=15mm。安装大齿轮轴段齿轮宽度 55mm 为使套筒压紧 L54=52mm 取齿轮距箱体内壁之距离 a=19mm 滚动轴承距箱体距离s=9mm D54=35mm L21=L65=B+s+a+3=46mm 三 轴上零件周向定位 齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按 D32由表 6-1 查的平键截面 b*h=10*8，键槽永健槽铣刀加工，长为 70mm 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选着轮毂与轴的配合为67nH；同大齿轮与轴的连结，选用平键为 10*8*45，半联轴器与轴的配合为66nh。滚动轴承与轴的轴

22、向是过渡配合得来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6 四 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2*45.低速轴 一 1 取每级齿轮传动效率=0.97 p1=p*2=3.76KW n=66.03r/min T=9550000NP=543813N.mm 2 初步确定最小直径 输入轴最小直径显然是安装联轴器处的最小直径 d21。联轴器的计算转矩，取 Ka=1.31 dmin=A0np/3=43.1mm Tca=KaT3=706957 N.mm 选 HL4 联轴器。半联轴器孔径 d1=45mm。半联轴器长度L=112mm。与毂孔配合长度 L1=84mm。3 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮分度

23、圆直径为 dz=mzzz=315mm Ft=232dT=3453N Ft=Fttan=1257N 二 结构设计 为了满足半联轴器的轴向定位要求 D32=52mm，L21=82mm初选滚动轴承，选深沟球轴承6211其尺寸d*D*B=55*100*21取 D32=D87=55mm 而 L8721mm。由手册上查的 6211 型轴承的定位轴肩 h=5mm，因此取 D76=65mm。安装齿轮轴段D54=60mm，齿轮宽度 75mm 齿轮左端为使套筒压紧L54=72mm齿轮右边轴肩定位h0.07d取h=6mm则轴环处直径 D65=72mm 轴环宽度 b1.4h，L65=12mm。取齿轮距箱体内壁之距离

24、a=19mm 滚动轴承距箱体距离s=9mm 两齿轮间距 c=19mm 中间级大齿轮轮毂长 L=55mm。L43=B+s+a+3=51mm L76=L+c+a+s-L65=90mm 三 轴上零件周向定位 齿轮，半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按 d54由表 6-1 查的平键截面 b*h=18*11 键槽永健槽铣刀加工，长为63mm 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选着轮毂与轴的配合为67nH；同样半联轴器与轴的连结，选用平键为 16*10*70，半联轴器与轴的配合为66nh。滚动轴承与轴的轴向是过渡配合得来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6 四 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒

25、角为 2*45.五 求轴上载荷做出轴的计算简图。在确定轴的支撑点位置。应从手册中查取 a 值。对于 6211 型深沟球轴承，由手册中查的 a=10.5mm 因此，作为简支梁的轴的支撑跨距 226mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 圆周力面由静力平衡方程 AM=0 Ft*148.5-F1NH*226=0 BM=0 Ft*77.5-F2NH*226=0 求得支反力 F1NH=2268.9N 弯矩 M1=175770 N.mm 径向力平面由静力平衡方程 AM=0 Fr*148.5-F1NV*226=0 BM=0 Fr*77.5-F2NV*226=0 求得支反力 F1NV=825.9N 弯矩 M2=64007 N.mm 总 弯 矩M=2264007175770=187061 N.mm 扭矩 T=9549NP=543813N.mm 六弯扭合成校核强度 ca=22)(TM/W=17.4MPa 因为ca1，故安全 七寿命基数 按表 136 取 fP=1 P)(111rPFXf1*(77.5*825.9)=64007N P)(122rPFXf1*(148.5*431)=64011N P=max(p1.p2)=64011N Lh=PCn60106=