機械設計減速器

1、課程設計3D建模與NFX校核機械設計課程設計計算說明書設計題目：展開式兩級圓柱齒輪減速器學院： 機電工程學院 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班級： 設計者： 學號： 指導老師： 2015年12月25日I課程設計目錄目 錄1、電動機的選擇- 1 -2、傳動裝置總體設計- 3 -2.1、總傳動比及分配各級傳動比計算- 3 -2.2、傳動裝置的運動和動力參數- 3 -3、傳動零件的設計計算- 5 -3.1、帶傳動零件設計計算- 5 -3.2、減速器內傳動零件設計計算- 6 -3.2.1設計高速級齒輪- 6 -3.2.2設計低速級齒輪- 12 -4、總裝配設計計算- 18 -4.1、軸系零件設計計算

2、- 18 -4.1.1、輸入軸的設計計算- 18 -4.1.2、中間軸的設計計算- 22 -4.1.3、輸出軸的設計計算- 26 -4.1.4、軸承的選擇計算- 30 -4.1.5、鍵的設計計算- 34 -4.2、聯軸器選擇- 34 -4.3、減速器的潤滑與密封- 34 -5、設計總結- 35 -6、參考文獻- 36 -課程設計電動機的選擇1、電動機的選擇1）、選擇電動機的類型：按工作要求和條件，選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。 2）、選擇電動機容量：電動機所需的工作功率為 （其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。）負載功率為因此有傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的

3、各部分運動副效率只之乘積,即：式中：、分別為聯軸器、軸承、齒輪傳動、帶傳動的傳動效率取傳動效率為帶傳動的效率滾動軸承效率（一對） 閉式齒輪傳動效率聯軸器效率工作機效率則有電動機的功率為3）、確定電動機轉速：1.5kw鏈輪工作轉速為查表得：取V帶傳動的傳動比，二級圓梯形齒輪減速器傳動比,即為減速器的總傳動比，所以電機的可選范圍為。則符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500和3000r/min。根據容量和轉速，由相關手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如下表1.1：綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機型號為Y

4、132M2-6，其主要性能如下表1.2：表1.1方案電動機型號額定功率 kw電動機轉速r/min重量/kg傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y90S-21.5300028406465.082Y90L-41.5150014006832.322.512.933Y100L-61.510009408421.542.39.37表1.2電動機型號額定功率Kw電動機轉速r/min堵轉轉矩最大轉矩同步轉速滿載轉速額定轉矩額定轉矩Y100L-61.510009402.02.2電動機主要外形和安裝尺寸如下表1.3 （單位：mm）中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸

5、伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FG1324753453152161401238801033- 36 -課程設計傳動裝置總體設計2、傳動裝置總體設計2.1、總傳動比及分配各級傳動比計算1）、減速器的總傳動比為：2）、分配傳動裝置傳動比： （式中為帶傳動的傳動比，初步取2.5，為減速器的傳動比。）則減速器的傳動比3）、按展開式布置。 （式中i2為高速級傳動比，i3為低速級傳動比。）2.2、傳動裝置的運動和動力參數1）、各軸的轉速 軸： 軸： 軸： 工作機軸： 2）、各軸的輸入功率 軸： 軸： 軸： 工作機軸： 3）、各軸的轉矩 電動機的輸出轉矩： 軸：軸：軸：工作機軸： 軸名功率 P/KW轉距T/NM轉速

6、nr/min轉動比i效率電機軸1.515.29402.50.96軸1.436.573764.290.95軸1.397173.876.73.010.95軸1.355590.221.910.97工作機軸1.31572.521.9課程設計傳動零件的設計計算3、傳動零件的設計計算3.1、帶傳動零件設計計算1）、計算功率查表有工況因數，故2）、選取V帶型號根據, ,查圖表確定選用A型3）、驗算帶速，大于5m/s，小于30m/s。方案合適。4）、確定帶輪基準直徑和查表選取，得查表取5）、確定帶長和中心距根據式（8-20），初步選取中心距 ，由式（8-22）則有帶長 查表（8-2）取基準長度 按式（8-23

7、）計算實際中心距 按式（8-24），中心距的變化范圍為395.75465.5mm。6）、驗算小帶輪包角 驗證方案適合7）、確定V帶根數傳動比 查表8-4 ，查表8-5 ，查表8-6 ，查表8-2 。 則有V帶根數取Z=2根8）、求軸上載荷1、張緊力查表8-3得，所以單根V帶的張緊力：2、軸上載荷 9）、結構設計 小帶輪； 大帶輪10）、主要設計結論 選用A型普通V帶2根，帶基準長度1550mm。帶輪基準直徑 ；，中。中心距控制在395.75465.5mm。單根帶初拉力F0 =106.9N。 3.2、減速器內傳動零件設計計算3.2.1設計高速級齒輪1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料

8、選擇：小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，工作穩(wěn)定，故選用7級精度4）選小齒輪齒數1，大齒輪齒數2114.924=117.6,取Z2=118。5）選取螺旋角。初選螺旋角。2按齒面接觸強度設計按式（1024）試算，即）確定公式內的各計算數值（1）試選 （2）由圖1020，選取區(qū)域系數（3）由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數Z。a1=arccosz1cosz1+2ha*cos=29.974a2=arccosz2cosz2+2ha*cos=22.9=z1tana1-tan+z2(tana2-tan)2=1.6

9、58Z=4-31-+=0.666（4）計算接觸疲勞許用應力H。查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa。計算應力循環(huán)次數：N1=60n1jLh=4.1184109N2=N1i=1.2672109查得接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90，KHN2=0.95。失效概率為1%，安全系數S=1，H1=KHN1Hlim1S=540MPaH2=KHN2Hlim2S=523MPa取兩者中的較小者作為齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=H2=523MPa（5）由表107選取齒寬系數（6）由表105查得材料的彈性影響系數）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得d1t

10、32KHtT1di+1iZHZEZ2=33.755mm（）計算圓周速度（）計算齒寬（）計算載荷系數KH查表10-2使用系數 根據，級精度，由圖108查得動載荷系數，由表103查得故載荷系數 （）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-12得（）計算模數3按齒根彎曲強度設計（1）由式1020 ） 確定計算參數試選載荷系數KFt=1.3由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數。由式（10-19）計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數 計算當量齒數查取齒形系數由表1017查得 查取應力校正系數由表1018查得 計算大小齒輪的因此大齒輪的數據大，所以?。?試算齒輪模數（2)調整齒輪模數1）

11、數據準備圓周速度vd1=mtz1/cos=27.48mmv=d1n1601000=0.54ms齒寬bb=dd1=27.48mm寬高比bhh=2han*+c*mnt=2.4998mmbh=10.992)計算實際載荷系數KF查圖10-8得Kv=1.05Ft1=2T1d1=2623NKAFt1b=100.1N.mm100N.mm由此查10-3得 KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.419,結合bh=10.99查10-13得 KF=1.32則載荷系數為KF=KAKvKFKF=1.525所以mn=mnt3KFKFt=1.172mm由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒

12、面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數1.172mm并就近圓整為標準值m=1.25mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=39.606mm，所以z1=d1cos（）mn=30.74。取z1=31，則z2=iz2=152 大小齒輪齒數互為質數。4 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為118mm（）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后??；5圓整中心距后的強度校核（1） 齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算（10-22）中的各參數。為節(jié)省篇幅，僅給出計算結果：KH=2

13、.181,T1=3.657104N.mm，d=1，d1=39.98mm，i=4.9，ZH=2.433,ZE=189.8MPa12,Z=0.668,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=472.7MPaH=523MPa滿足要求（2） 齒根彎曲疲勞強度校核KF=1.795, T1=3.657104N.mm,YFa1=2.52, YFa2=2.06, YSa1=1.68, YSa2=1.74,Y=0.673, d=1,m=1.25,z1=31,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=91.84MPaF2F2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=73.29MPa100N.mm

14、由此查10-3得 KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.419,結合bh=11.00查10-13得 KF=1.35則載荷系數為KF=KAKvKFKF=1.530所以mn=mnt3KFKFt=1.971mm由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數1.971mm并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=67.82mm，所以z1=d1cos（）mn=32.9。取z1=33，則z2=iz2=115.5 取z2=116 大小齒輪齒數互為質數。5 幾何尺寸計算（1）計算中心

15、距將中心距圓整為153mm（）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后?。?圓整中心距后的強度校核（3） 齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算（10-22）中的各參數。為節(jié)省篇幅，僅給出計算結果：KH=2.192,T1=17.38104N.mm，d=1，d1=67.77mm，i=3.5，ZH=2.51,ZE=189.8MPa12,Z=0.672,所以H=2KHT1dd13i+1iZHZEZ=496.2MPaH=523MPa滿足要求（4） 齒根彎曲疲勞強度校核KF=1.596, T1=17.38104N.mm,YF

16、a1=2.62, YFa2=2.01, YSa1=1.68, YSa2=1.54,Y=0.673, d=1,m=2,z1=33,所以F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=95.32MPaF2F2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=69.28MPaS=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。4.1.2、中間軸的設計計算1）、材料：選用45號鋼調質處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.397kw,n=76.7r/min,則， 12345：最小直徑，滾動軸承

17、處軸段，滾動軸承選3038：高速級大齒輪軸段 ：軸環(huán)，根據齒輪的軸向定位要求 ：低速級小齒輪軸段 ：滾動軸承處軸段 3）、各軸段長度的確定：由滾動軸承、裝配關系確定 ：由高速級大齒輪的轂孔寬度確定 ：軸環(huán)寬度 ：由低速級小齒輪的轂孔寬度確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定 4）、鍵的設計與校核高速大齒輪：已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為32和63有鍵的校核為： 所選鍵為: 低速小齒輪：已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為63有鍵的校核為： 所選鍵為: 5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑 R=2mm6)、校核軸的強度（1）求軸上的載荷查表有圓

18、錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現將計算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力465.6N403.3N204N245.2N彎矩=23549.612467總彎矩=56820=56820扭矩T=186500（2）按彎扭合成應力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據課本式155及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 =21.31QMPa已由前面查得許用彎應力1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強度截面A，B只受扭矩作用，雖然

19、鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應力最大。截面VI的應力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側即可，因為V的右側是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。截面V左側抗彎截面系數：W0.1d3755.1mm3抗扭截

20、面系數：WT0.2d321432mm3截面V左側的彎矩為 12421.24截面V上的扭矩為=185300截面上的彎曲應力1.25Mpa截面上的扭轉切應力=19.56Mpa軸的材料為45號鋼，調質處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.82.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質量系數0.92故得綜合系數值為： 2.153 1.654又由課本31及32得炭鋼得特性系數0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側的安全系數為73.5=5.326.52S=

21、1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。4.1.3、輸出軸的設計計算1）、材料：選用45號鋼調質處理，C=1202）、各軸段直徑的確定：由，p=1.355kw,n=21.9r/min,則，7 6 5 4321：滾動軸承處軸段 ，滾動軸承選取30314：低速級大齒輪軸段 ：軸環(huán)，根據齒輪的軸向定位要求：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位， ：滾動軸承處軸段 ：密封處軸段，根據聯軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（采用氈圈密封） ：最小直徑，安裝聯軸器的外伸軸段 聯軸器的計算轉矩 查手冊，

22、選用LT9型聯軸器，半聯軸器的孔徑d1=55mm，L=112mm，L1=84mm。3）、各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 ：由低速級大齒輪的轂孔寬確定：軸環(huán)寬度 ：由裝配關系、箱體結構確定 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定 ：由聯軸器的轂孔寬確定 4）、鍵的設計與校核齒輪和聯軸器的周向定位均采用平鍵聯接。聯軸器與軸的聯接選擇已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為70，有，鍵的校核為：所以所選鍵為: 齒輪與軸的聯接選擇已知，取，采用A型普通鍵: 取鍵長為56，有，鍵的校核為：所以所選鍵為: 5）確定軸上的倒角和圓角尺寸參考表152，取軸端倒

23、角為C2，各軸肩處的圓角半徑 R=2mm6)、校核軸的強度（1）求軸上的載荷查表有圓錐滾子軸承的所以確定軸的支承跨距,。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出C為危險截面，現將計算出的截面C處的及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力624.2N524.1N312N321.9N彎矩=28697.215733總彎矩=62540=62540扭矩T=238800（2）按彎扭合成應力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據課本式155及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 =31.2QMPa已由前面查得許用彎應力

24、1=60Mpa,因，故安全。（3）精確校核軸的疲勞強度截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面C上的應力最大。截面VI的應力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側即可，因為V的右側是個軸環(huán)直

25、徑比較大，故可不必校核。截面V左側抗彎截面系數：W0.1d3866.2mm3抗扭截面系數：WT0.2d330436mm3截面V左側的彎矩為 19251.35截面V上的扭矩為=236200截面上的彎曲應力1.87Mpa截面上的扭轉切應力=22.63Mpa軸的材料為45號鋼，調質處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 則0.82.181.744軸按磨削加工，由課本附圖3-4查得表面質量系數0.92故得綜合系數值為： 2.153 1.654又由課本31及32得炭鋼得特性系數0.10.2 ，取 0.10.05

26、0.1 ，取 0.05所以軸在截面V左側的安全系數為56.2=6.878.61S=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面V左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。4.1.4、軸承的選擇計算 1) 、選擇軸承輸入軸軸承1 圓錐滾子軸承30305 (GB/T297-1994)中間軸軸承2 圓錐滾子軸承30308 (GB/T297-1994)輸出軸軸承3 圓錐滾子軸承30314 (GB/T297-1994)2) 、輸入軸軸承校核查手冊得 N 由表查得負荷系數 1、計算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數由表

27、查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計算軸承所受的軸向負荷因為 固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計算當量動負荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計算因為，故按軸承計算軸承壽命所選軸承30305合格3) 、中間軸軸承校核查手冊得 N 由表查得負荷系數 1、計算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計算軸承所受的軸向負荷因為 固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計算當量動負荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計算因為，故按軸承計算軸承壽命所選軸承30308

28、合格4) 、輸出軸軸承校核查手冊得 N 由表查得負荷系數 1、計算軸承派生軸力、徑向載荷為： 軸向載荷為： 即有 為判斷系數由表查得由表查得派生軸向力為：，則可以求得軸承、的派生軸向力分別為2、計算軸承所受的軸向負荷因為 固有被“壓緊”，被“放松”。所以 3、計算當量動負荷軸承I： 由表得 軸承： 由表得 軸承壽命計算因為，故按軸承2計算軸承壽命所選軸承30314合格4.1.5、鍵的設計計算 鍵的設計與校核在“軸的設計與校核”中已經給出，具體型號如下：鍵名國標1（聯軸器-輸入)GB/T 1095-2003 鍵2（齒輪1）GB/T 1095-2003 鍵3（齒輪2）GB/T 1095-2003

29、鍵4（齒輪3）GB/T 1095-2003 鍵5（齒輪4）GB/T 1095-2003 鍵6（聯軸器-輸出)GB/T 1095-2003 鍵4.2、聯軸器選擇在“軸的設計與校核”中已經分析選擇如下：輸入端 聯軸器的計算轉矩 查手冊，選用LT4型聯軸器，半聯軸器的孔徑d1=20mm，L=52mm，L1=38mm。輸出端 聯軸器的計算轉矩 查手冊，選用LT9型聯軸器，半聯軸器的孔徑d1=55mm，L=112mm，L1=84mm。4.3、減速器的潤滑與密封1、減數器的潤滑方式：飛濺潤滑方式2、選擇潤滑油：工業(yè)閉式齒輪油（GB 5903-1995）中的一種。3、密封類型的選擇：密封件：氈圈1 30 JB/ZQ4606-86 氈圈2 40 JB/ZQ4606-86課程設計設計總結5、設計總結機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)通過了兩周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。由于在設計方