同濟大學機械設計機械設計課程設計減速器

1、一課程設計計劃說明書1)設計內容1. 電動機的選擇與運動參數計算（計算電動機所需功率，選擇電動機，分配各級傳動比，計算各軸轉速，功率和轉矩）；2. 齒輪傳動設計計算;3. 軸的設計;4. 滾動軸承的選擇和計算；5. 鍵聯結的選擇與計算；6. 聯軸器的選擇； 7. 潤滑與密封的選擇，潤滑劑牌號和裝油量；8. 裝配圖、零件圖的繪制9. 設計計算說明書的編寫2).設計任務2 減速器總裝配圖一張3 齒輪、軸零件圖各一張4 設計說明書一份3).設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算2、 第二階段：軸與齒輪等零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零

2、件圖的繪制及計算說明書的編寫二電動機的選擇1 電動機類型和結構的選擇本傳動的工作狀況是：載荷輕微振動、雙向旋轉。電動機容量的選擇：（公式見課程設計課本11-13頁） 1） 工作機所需功率Pw=Fv/1000 Pw1.8kW2） 電動機的輸出功率PdPw/0.725Pd2.48kW2 電動機轉速的選擇nd（i1·i2in）n nd=( )n v=n*z*p/(60 *1000)n=17.14r/min 462.78<nd<3702.24初選為同步轉速為1500r/min的電動機3電動機型號的確定由表2167查出電動機型號為Y100L2-4,其額定功率為3kW，滿載轉速142

3、0r/min?；痉项}目所需的要求。 三計算傳動裝置的運動和動力參數1).傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：nm/nnw17.1482.42 合理分配各級傳動比（公式見課設課本13-15頁）由于減速箱是同軸式布置i1i282.4，取5，i1=4.03，i2=4.12).動力參數計算各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩各軸轉速 各軸輸入功率0軸： 1軸： 2軸： 3軸： 4軸 5軸 各軸轉矩 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 5軸 項 目電動機0軸高速1軸中間2軸低速3軸4軸鏈板5軸轉速（r/min/p>

4、.3484.584.516.9功率（kW）2.482.40612.2872.1742.1091.964轉矩（N·m）16.6816.1863.06245.77238.451109.98四傳動件設計計算1.第一級齒輪1 選精度等級、材料及齒數1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用8級精度；3） 試選小齒輪齒數z120，大齒輪齒數z282；2 按齒面接觸強度設計（公式參考機械設計）低速級的載荷大于高速級的載荷，用低速級的數據進行計算按式（512）試算，即 d1

5、） 確定公式內的各計算數值（1） 取K K=由表5-11=1.25； 初估v=4m/s vz/100=1.28 由圖5-10 =1.10由圖5-13 =1.14=1.68由圖5-15 =1.20K=1.881（2） 由圖5-18選取區(qū)域系數ZH2.5（3） 取尺寬系數d1（4） 由表106查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa（5） 計算重合度系數= （6） 由圖5-23按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2540MPa；（7） 由式1013計算應力循環(huán)次數設工作時間為10000小時，（8） 由圖5-24查得接觸疲勞壽命系數ZN11

6、；ZN21.07（9） 計算接觸疲勞許用應力 H= Hlim */S 取失效概率為1，安全系數S1，得 H1600MPa H2577.8MPa 2） 試算小齒輪分度圓直徑d1= =33.7（1） 計算圓周速度v=2.5m/s修正小齒輪直徑vz/100=0.5按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 d1= = mm=33.4mm（2） 計算模數mm=d1/z1=33.4/20=1.67查表5-3標準模數m=1.75不改變模數的情況下增大齒數z1=32,z2=129 小齒輪分度圓直徑d1=m*z1=1.75*32=56 大齒輪分度圓直徑d2=m*z2=1.75*129=225.75 齒寬b1=60,

7、b2=56; 中心距a=(b1+b2)/2=(56+225.75)/2=140.875；圓整為=140，變位系數= (-a）/m =(140-140.875)/1.75= -0.53.按照齒根彎曲疲勞強度校核計算許用應力FNF1=Nr1=7.2* NF2=NF1/i=7.2*/4.1=1.76*查壽命系數YN1=YN2=1彎曲疲勞極限Flim1=225MPa；Flim2=200MPa尺寸系數查表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查得齒形系數YFa1=2.28；YFa2=2.0

8、9查取應力修正系數查得Ysa1=1.75；Ysa2=1.87=1.88-3.2(1/32+1/129)=1.76 重合度系數=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故彎曲強度足夠。第二級齒輪1.材料,精度等級及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS; 精度等級選用8級

9、精度；試選小齒輪齒數z120，大齒輪齒數z282；2.按齒面接觸強度設計（公式參考機械設計）低速級的載荷大于高速級的載荷，用低速級的數據進行計算按式（512）試算，即 d1)確定公式內的各計算數值取K K=由表5-11=1.25； 初估v=4m/s vz/100=1.28 由圖5-10 =1.10由圖5-13 =1.14=1.88-3.2(1/20+1/82)=1.68由圖5-15 =1.20K=1.881.由圖5-18選取區(qū)域系數ZH2.5取尺寬系數d1由表106查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa計算重合度系數=由圖5-23按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa

10、；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2540MPa；由式1013計算應力循環(huán)次數設工作時間為10000小時，由圖5-24查得接觸疲勞壽命系數ZN11；ZN21.07計算接觸疲勞許用應力 H= Hlim */S 取失效概率為1，安全系數S1，得 H1600MPa H2577.8MPa 2).試算小齒輪分度圓直徑d1t= =53.5計算圓周速度v= =0.97m/s修正小齒輪直徑vz/100=0.31按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 d1= = mm=51.8mm計算模數mm=d1/z1=51.8/20=2.59查表5-3標準模數m=2.75 小齒輪分度圓直徑d1=m*z1=2.75*20=55

11、 大齒輪分度圓直徑d2=m*z2=2.75*82=225.5 齒寬b1=60,b2=55; 中心距a=(b1+b2)/2=(55+225.5)/2=140.25；圓整為=140，變位系數= (-a)/m =(140-140.25/2.75= -0.13.按照齒根彎曲疲勞強度校核計算許用應力FNF1=Nr1=7.2* NF2=NF1/i=7.2*/4.1=1.76*查壽命系數YN1=YN2=1彎曲疲勞極限Flim1=225MPa；Flim2=200MPa尺寸系數查表5-26 Yx1=Yx2=1S1=S2=1.4F=2* F1=0.7*2*225/1.4=224.98MPaF2=0.7*2*200

12、/1.4=200MPa查得齒形系數YFa1=2.97；YFa2=2.26查取應力修正系數查得Ysa1=1.5；Ysa2=1.74 重合度系數=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故彎曲強度足夠。開式齒輪1.選材料：小齒輪為合金鑄鋼，360HBS，大齒輪為球墨鑄鐵，300HBS精度等級為8級。設z1=18,z2=90;2.按齒根彎曲強度設計 m1)確定計算參數

13、計算載荷系數取K K=由表5-11=1.25； 初估v=0.8m/s vz/100=0.14 由圖5-10 =1.01由圖5-13 =1.16=1.67由圖5-15 =1.17K=KAKVKFKF=1.25×1.01×1.16×1.63=1.71查取齒型系數查得YFa1=2.9；YFa2=2.23查取應力校正系數查得Ysa1=1.54；Ysa2=1.74=0.25+0.75/ =025+0.75/1.67=0.69計算應力循環(huán)次數NF1=Nr1= =60*1*84.5*10000=5.07* NF2=NF1/i=5.07*/5=1.01*Yx1=Yx2=1查表5-

14、26 Yx1=Yx2=1計算FF1=760MpaF2=670MPaS1=1.4；S2=1.4F=2* 工作為雙向轉動，F1=0.7*2*760*1*1/1.4=760MpaF2=0.7*2*670*1*1/1.4=670MPa2)設計計算mm=1.81防止磨損，將模數放大10%到15%m=2.19查標準模數為2.253)幾何尺寸計算 1.計算分度圓直徑 d1=m*z1=2.25*18=40.5; d2=m*z2=2.25*90=202.52.計算中心距 a =(d1+d2)/2=(40.5+202.5)/2=121.5圓整后得120，變位系數= (-a）/m =(120-121.5)/2.25

15、= -0.673.計算齒輪寬度 b=dd1b1=45,b2=40;4.結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。五軸的設計計算II軸：材料選取45鋼調質處理，A=118-106，b=637MPa,-1=268MPa,s=353MPa1 初步確定軸的最小直徑d=21.01mm2 軸的結構設計1） 擬定軸上零件的裝配方案 中間軸 i. 1-2段軸用于安裝軸承6205和甩油環(huán)，故取直徑為25mm。軸承長度為15mm，考慮齒輪端面到箱體內壁距離15mm，軸承內端面到內壁距離10mm，故此段長度45mm。ii. 2-3安裝大齒輪，直徑為45mm，長度為

16、54mm，略小于齒輪齒寬。iii. 3-4段軸分離兩齒輪，直徑48mm，長度91.5mmiv. 4-5軸齒輪，分度圓直徑為55mm，長度為齒寬55mmv. 5-6段安裝甩油環(huán)和軸承，直徑為25mm。長度37.5。3.計算軸上載荷 求作用在齒輪上的受力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+Nr2=Fr1+Fr2Fr1*

17、0.0495+Fr2*0.198=Nr2*0.24675受力分析水平面垂直面B點齒輪（N）2293.1834.6C點齒輪（N）559.3203.6A點軸承（N）1943.6707.4D點軸承（N）908.8330.8受力簡圖A 49.5 B 148.5 C 48.75 D水平面彎矩圖垂直面彎矩圖 轉矩圖4.計算彎矩水平面：垂直面：B處：M=0.0495*707.4=35N.mC處：M=0.04875*330.8=16.1各點力矩合成計算當量彎矩：取=0.6B點C點A B C D 合成彎矩圖A B C D當量彎矩圖5.校核軸的安全判斷危險截面 由于截面B處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截

18、面mm<55mm結論：此軸設計安全。I軸：此軸為齒輪軸，故材料選用Cr20，A=106-97（表9-2）b=637MPa,-1=278MPa,s=392MPa初步確定軸的最小直徑1 軸的結構設計根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a) 1-2段由于聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm，長度由聯軸器孔長決定，取為50mm。b) 2-3考慮到聯軸器的軸向定位可靠，所以該段直徑選為27。長度考慮2端距離軸承端蓋螺釘10mm，取為48mm。此段長度45mm。c) 3-4段軸要安裝軸承和甩油環(huán)，則軸承選用6206型，即該段直徑定為

19、30mm，軸承長度為16mm，考慮齒輪端面到箱體內壁距離10mm，軸承內端面到內壁距離10mm，故長度取為37.5mm。d) 4-5段為軸齒輪（一級小齒輪），分度圓直徑56mm，長度取為60mm。e) 5-6段軸肩固定軸承，直徑為36mm，長度30mm。f) 6-7段軸要安裝軸承，直徑定為30mm,長度16mm。2 計算軸上載荷水平面：A 59.5mm B Ft 68mm CNt1 Nt2垂直面： FrA B C Nr1 Nr2Ft=2T/d=2*16.18/0.035=924.6NNt1+Nt2=FtNt1*59.5=Nt2*68Fr=Ft*tan20Nr1*59.5=Nt2*68水平面垂直

20、面齒輪B點924.6336.5軸承A點493.12179.5軸承C點431.481573 畫彎矩圖 彎矩合成N.m 計算當量彎矩取=0.6 A點= B點 合成彎矩圖A B C當量彎矩圖扭矩圖4 按彎扭合成應力校核軸的強度B截面為危險截面mm<55mmA直徑較小需校核mm<30mm因此高速軸設計安全。III軸：此軸為齒輪軸，故材料選用Cr20，A=106-97（表9-2）b=637MPa,-1=278MPa,s=392MPa初步確定軸的最小直徑1.軸的結構設計根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 1-2段由于聯軸器一端連接開式齒輪的連接軸，另一端連接輸出軸，所以該段直徑尺寸受

21、到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為38mm，長度由聯軸器孔長決定，取為60mm。2) 2-3考慮到聯軸器的軸向定位可靠，所以該段直徑選為40。長度考慮2端距離軸承端蓋螺釘10mm，取為42mm。3) 3-4段軸要安裝軸承和甩油環(huán)，則軸承選用6209型，即該段直徑定為45mm，軸承長度為19mm，考慮齒輪端面到箱體內壁距離10mm，軸承內端面到內壁距離10mm，故長度取為40mm。4) 4-5段為安裝大齒輪（二級），直徑取為48mm，長度略小于齒寬，取為53mm。5) 5-6段軸肩固定軸承，直徑為54mm，長度32mm。6) 6-7段軸要安裝軸承，直徑定為45mm,長度19mm。2.計算軸上載荷

22、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水平面垂直面齒輪B點2180793.4軸承A點1294.7471.2軸承C點885.3322.23.畫彎矩圖 垂直面M=472.1*0.0465=22N.m 彎矩合成N.m 計算當量彎矩取=0.6 B點 合成彎矩圖A B C當量彎矩圖5 按彎扭合成應力校核軸的強度B截面為危險截面因此低速軸設計安全。第四根軸：mm，考慮聯軸器38mm合格

23、，d=38mm第五根軸：mm，d=60mm。六鍵聯接的選擇和計算 1. 第一根軸與聯軸器的鍵聯結 根據軸徑25mm，選擇鍵A8*32,b*h=8*7 強度校核：=2T/dkl=2*16.18/（25*3.5*32）=11.6MPa=2T/bdl=2*16.18/（8*25*32）=20.2MPa查課本表4-1 合格。 2. 中間軸鍵取型號A14*40，h=9mm強度校核：=2T/dkl=2*63.06/（40*4.5*45）=15.6MPa=2T/bdl=2*63.06/（14*45*40）=5MPa查課本表4-1 合格。 3. 低速軸鍵取型號A14*45，h=9mm =2T/dkl=2*24

24、5.77/（45*5*48）=45.5MPa=2T/bdl=2*245.77/（14*48*45）=16.3MPa查課本表4-1 合格。4.減速器輸出軸與聯軸器鍵的選擇： 軸徑38mm，鍵A10*45，h=8mm=2T/dkl=2*245.77/（38*4*45）=71.9MPa=2T/bdl=2*245.77/（10*38*45）=28.7MPa查課本表4-1 合格。七聯軸器的選擇1.高速軸與電動機零軸的聯結 轉速1420r/min，T=16.68N.m，軸徑25mm。 選取YLD42.與減速器輸出軸相聯接 轉速84.5r/min，T=245.77N.m，軸徑38mm 選取YLD9八軸承的選

25、擇1. 輸入軸上的軸承 選用6206型號，D=62mm，d=30mm，B=16mm 檢驗壽命：C=15KN，P=510Lh=298623>10000h2. 中間軸軸承選用6205型號，D=57mm，B=15mm，d=25mm檢驗壽命：C=108000N, P=750Lh=143692>10000h3. 輸出軸上的軸承：選用6209型號，D=85mm，B=19mm，d=45mm檢驗壽命：C=24500，P=1450Lh=957114>10000h故選用軸承均合格。九潤滑與密封1.齒輪潤滑 減速器的齒輪潤滑除少數低速小型減速器采用脂潤滑，絕大多數采用油潤滑。對于油潤滑，如果齒輪圓周速度小于12m/s的齒輪采用噴油潤滑，在本減速器中，大齒輪圓周速度小于4m/s，故采用浸油潤滑。潤滑油選用HJ-502.軸承潤滑滾動軸承一般采用潤滑脂潤滑，粘附能力強，可以防水，適用于軸徑圓周速度v<(4-5)m/s，工