减速器设计机械设计及制造课程设计.docx

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减速器设计机械设计及制造课程设计

常设计机械设计及制造课

（1）选择电动机

1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，¥系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。

pw=

1000九

确定电动机功率。

工作及所需的功率代（kw）按下式计算

式中，Fw=2600N,Vw=l.im/s滚筒效率7k=0.96,代入上式得

咕册=2.982电动机所需功率出（kw）按下式计算，查各类机械传动的效

率值：

〃細=°・96〃联的=0・如〃齿轮=0.98〃轴承=0.99

〃=由承x〃亩轮x轴器*0.923

^=—=—一kw^3・23kw

/]0.923

选取电动机额定功率化（kw）,使叨（1-1.3）p=3.23（1-1.3）

=3・23〜4・20

3确定电动机转速。

工作机卷筒轴的转速叫为：

=60xl000K.=60xl000xl.l=65<68r/min和兀x320

查机械设计手册取P,=4kw。

根据机械设计手册，取二级齿

轮减速器心轮=8~40o

故电动机的转速可取范围为：

nm=7代=（8〜40）X65.68r/min=525.44-2627.2r/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，满载转速心=96or/min。

（2）计算传动装置的总传动比并分配各级传动比

①传动装置的总传动比为：

b=nM/nH960/65.68=14.62

2分配各级传动比

'总"齿|•'齿2'齿I：

'齿2=1・3：

齿严3・35f齿2=3.35i也2=4.37

4计算传动装置的运动参数和动力参数

/：

=nm=960r/min

1・各轴转速

II轴:

5=©//闭=960/3・35=286・57i7min

HI轴:

打川=如//1；2=286.57/4.36=65.73r/min滚筒轴:

=nH=65.73r/min2.各轴功率

I轴：

片=仇〃联轴器=4x0・99=3・96kw

II轴：

Pn=片〃輕〃轴承=3.96x0.98x0.99=3.84kw

DI轴:

Pni=片|帀山轮％承=3.84x0.98x0.99=3.73kw

3.各轴转矩

电动机轴：

To=9.55x106xA=9.55x106x4N•mm

I轴:

T\=%•〃联轴器=39791x0.99=39393N•mm

II轴：

片=T£=39393x3.35x0.98x0.99=128034N•mm

intt：

Tin=刁占[][]〃][[][=128034x4.36x0.98x0.99=541593N•mm

滚筒轴:

冬!

V=qiiiMiiiw=541593x0.99x0.99=530815N•mm

高速级

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

（GB10095-88）

3材料选择。

由表选择小齿轮材料为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40HBSo④选小齿轮齿数z.=23,大齿轮齿数Z2=3.55x23=77.0,取z2=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:

（1）

确定公式内的各计算数值

①试选载荷系数＜=1・3

2计算小齿轮传递的转矩

丁_95・5xl0‘片_95.5x10sx3.96jq4

1960°%

3由表10-7选取吃苦按系数化=1

4由表10-6查得材料的弹性影响系数z严189・8Mpa?

由图10-21d按齿面硬度査得小齿轮的接触疲劳强度极限

b〃晌=550Mpa

N、—60/ijjLn=60•960xlx（3x8x300x10）=4.147x109

7由图10・19取接触疲劳强度寿命系数K阳=0・90k〃/0・95

8计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=l,由式10・12得

[aH]=心山呗=0.9x600=540Mpa

[aH]=k〃當"2“.95x550=522.5Mpa

①试计算小齿轮分度圆直径叽

代入［%］中较小值

心3*警•罟儲卜2.訂

1.3x3・94xl044.35（189.8、

7351522.5；

-=47.85

（2）计算

4mm

2计算圆周速度匕

加山="7.854x960=240m/s

60x100060x1000

③计算齿宽妇

=1x47.854=10.66

4计算齿宽与齿高之比秸

模数：

〃厂如=47.854/24=1.994

齿高：

h=2.25xl.994=4.49mm2二型竺=10.66mm

h4.49

5计算载荷系数

根据v=2.46m/s,7级精度，由图10・8査得动载系数k=1.11直齿轮K脸=k@=1,由表10-2査得使用系数&二1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

K沪1・42,|=10.66查图10-13得K产1・35故载荷系数

K=1.576

⑤按实际的载荷系数校正说算的分度圆直径由式10・10a得

dj=dk3VF717=51.026

⑦计算模数m0

m=d,/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

（1）确定公式内的各计算数值

①由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限％=500Mpa;

大齿轮的弯曲疲劳极限b俾=380Mpa

2由图10-18取弯曲疲劳系数K缈=0.85,,0.88

3计算弯曲疲劳许用应力

取取弯曲疲劳安全系数S=L4,由式10・12得

EL=K覽FE2=兰护2=23&86Mpa

4计算载荷系数K

k=ka-K、,•Kta•g=lxl.llxlx1.34=1.4874

査取齿形系数

6查取应力校正系数

由表10・5査得r5fll=1.58Ysa2=1.7

2.228x1.764

~~238.86

=0.01645

皆=0.01379

计算大小齿轮的咨并加以比较

大齿轮的齿数大

]2xl・4874x3.96x10°f1x23,

x0.01645=1.54mm

（2）设计计算

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,按接触强度算得的

分度圆直径J=51.026mm,算出小齿轮齿数=十25.5626

大齿轮齿数z2=3.35x26=87.1取z2=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

=zxm=26x2=52mm

d2=z2/n=174mm

（2）计算中心距：

g'+〃2=52+174=]]3mm

计算齿轮宽度：

〃=©Mi=lx52=52mm

圆整后：

b2=55mmb、=60mm

低速级

1•选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

（GB10095-88）

3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40HBSe

④选小齿轮齿数z=23,大齿轮齿数z2=3.55x23=77.0,取z2=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：

几>2.32

\KTxu±\（ZEVV"〔而丿

（1）

确定公式内的各计算数值

1试选载荷系数《=1.3

95.5x10’召

计算小齿轮传递的转矩

95.5^1（）]上3.1=1278x105

287

③由表10-7选取吃苦按系数©=1④由表10-6查得材料的弹性影响系数z严189・8Mp詁⑤由图10-21d按齿面硬度査得小齿轮的接触疲劳强度极限

b〃呗=550Mpa

6由式10=13计算应力循环次数

N,=

■

1.240xlO9~~436-

=2>844xlOs

N]=60〃j厶”=60•287x1x（3x8x300x10）=1.240x10"

⑦由图10-19取接触疲劳强度寿命系数S=0.92K〃"0・98

8计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=l,由式10・12得

[aH]=心當魚=0.92x600=552Mpa

（2）

仇]严K嘗说=0.98x550=539Mpa

计算

dlt>2.32

K〔T\"+1Ze

•>

■

=2.32

1.3xl.278xlO55.36fl89.8

1436k522.5J

=693

①试计算小齿轮分度圆直径心，代入［%］中较小值

58mm

②计算圆周速度匕

3计算齿宽乙

bp=0#•du=1x69.558=69.558

4计算齿宽与齿高之比？

模数：

“=乞=69.558/24=2.898

齿高：

h=2.25x2.898=6.52mm侶船皿67⑤计算载荷系数

根据v=1.04m/s,7级精度，由图10-8査得动载系数k=L02直齿轮K加=kf0=1,由表10-2查得使用系数Kn=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

K戶・423,侶10.67査图10-13得K产1・35故载荷系数

K=1.451

6按实际的载荷系数校正说算的分度圆直径由式10・10a得

⑦计算模数

①二①,3y/k/kt=72.153

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

（1）确定公式内的各计算数值

1由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限％=500Mpa;大齿轮的弯曲疲劳极限b弟=380Mpa

2由图10-18取弯曲疲劳系数K细=0.85,,0.88

3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

E]=Kf丁=罕学2=303.57Mpa

［刃丄=©Ng=°-ssr3s（）=23&86Mpa

S1・4

4计算载荷系数K

k=k「Kv・KFa・k“=1x1.07xlx135=1.377

5査取齿形系数

由表10-5查得％=2.65yA,2=2.228

6查取应力校正系数

（2）设计讨

大齿轮的齿数大

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^接触强度算得的

Z]=

心二72.153

m2.5

=29

分度圆直径心=51.026mm,算出小齿轮齿数

大齿轮齿数Z2=4.36x29=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

=29x2>5=73mm

d2也=315mm

（2）计算中心距：

a='+如=7'+"、=194mm

整后:

B、=80mm

高速轴

—lp=4KW

T=9550000-=39791.6N

N,=960r/min

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d7_8。

联轴器的计算转矩，取Kfl=1.31

dmin=A03“^=18mmTffl=KflT3=51728N

选HL1联轴器。

半联轴器孔径dL19mm。

半联轴器长度

L=42mm。

与毂孔配合长度L=30mmo

二结构设计

L7_s=28mmD7_8=19mm为了满足半联轴器的轴向定位要求D6_7=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

D5_6=25mm=D口，L口=15mm.

_3=D,_2+2h=32mm.D4_5=30mm齿轮宽度60mm,为使套筒压紧，L4_5=57mmo齿轮左边轴肩定位h>0.07d取h=3mm,则轴环处直径D3_4=36mmo轴环宽度b>l<4h,取L3_4=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

L—段=s+a+c+L-L3-4=lllmm

L5-6二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d"由

表6-1査的平键截面b*h=10*8,键槽永健槽铳刀加工,

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卑；同样半联轴器与轴的连结,no

选用平键为6*6*32,半联轴器与轴的配合为竺。

滚动轴770

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角为2*45中间轴一1取每级齿轮传动效率7=0.97p.=p*=3.88KW

n=286>9r/min

T=9550000；=129153N.mm

中间轴最小直径显然是安装联轴器处的最小直径

2初步确定最小直径

dmin=A03VT7^=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D[_2=30mm=D5_6,取D一=36mm。

齿轮宽度80mm为使套筒压紧L2_3=77mm,齿轮右边轴肩定位h>0.07d取h=5mm则轴环处直径D一=45mm轴环宽度b>1.4h,取l3_4=15mmo安装大齿轮轴段齿轮宽度55mm为使套筒压紧L4_5=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

D#5=35mm

Lj二L5_6=B+s+a+3=46mm

三轴上零件周向定位

齿轮与轴的轴向定位均釆用平键连接。

按D-由表6・1查

的平键截面b*h=10*8,键槽永健槽铳刀加工，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卑；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鈴。

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B16

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7=0.97p|二p*〃2=3・76KW

n=66>03r/min

T=9550000；=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d“。

联轴

器的计算转矩，取Kfl=1.31

dmin=A03A//7//7=43.1mmTffl=KflT3=706957N.mm

选HL4联轴器。

半联轴器孔径《=45mm。

半联轴器长度L=112mmo与毂孔配合长度L]=84mm。

3求作用在齿轮上的力

因已知低速级大齿轮分度圆直径为

d=mz=315mm

F=2Zi=3453N

F=Ftan«=1257N

二结构设计

为了满足半联轴器的轴向定位要求D一=52mm,L「=82mm初选滚动轴承，选深沟球轴承6211其尺寸d*D*B=55*100*21取D2_3=D_s=55mm而L7_s21mmo由手册上查的6211型轴承的定位轴肩h=5mm,因此取D6_7=65mmo安装齿轮轴段D4_5=60mm,齿轮宽度75mm齿轮左端为使套筒压紧L4.5=72mm齿轮右边轴肩定位h>0.07d取h=6mm则轴环处直径D5_6=72mm轴环宽度

b>1.4h,L-=12mmo

取齿轮距箱体内壁之距离a=19mm滚动轴承距箱体距］s=9mm两齿轮间距c=19mm中间级大齿轮轮毂长L=55mmo

L—=B+s+a+3=51mm

L6_7=L+c+a+s-Ls’=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d"由

表6-1查的平键截面b*h=18Ml键槽永健槽铳刀加工，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年；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络。

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

226mmo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

=0F*148<5-Fm/1*226=0

工％=0Ff*77.5-F,W2*226=0求得支反力F,WI=2268.9N弯矩Ml=175770N.mm径向力平面由静力平衡方程

工=0F,*148・5・F加*226=0

工叭=0Fr*77・5・F,W2*226=0

求得支反力F加=825・9N弯矩M2=64007

N.mm

总弯矩

M=V1757702+640072=187061

N.mm扭矩

T=9549?

=543813N.mm

六.弯扭合成校核强度

=>2+（^）2/W=17.4MPa因为故安全

Pl几（X几）=1*（77・5*825.9）=64007N

P2=fp（x2fh）=1*（148.5*431）=640UN

P=max（p]・p2）=64011N

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