机械设计课程设计二级减速器.docx
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机械设计课程设计二级减速器
机械设计课程设计
设计计算说明书
设计题目：
设计者:
学号:
专业班级:
指导教师:
完成日期：
2013年6月5日
天津理工大学机械工程学院
一课程设计的任务2
二电动机的选择3
三传动装置的总传动比和分配各级传动比4
四传动装置的运动和动力参数的计算5
五传动零件的设计计算6
六轴的设计、校核18
七滚动轴承的选择和计算25
八键连接的选择和计算26
九联轴器的选择27
十润滑和密封的选择27
十一设计总结29
十二参考资料30
课程设计的任务
1•设计目的
课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。
课程设计的主要目的是：
（1）通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、
融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。
（2）通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
（3）提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计（CAD）能力等，
使学生熟悉设计资料（手册、图册等）的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。
2•设计题目：
执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成（详见机械原理课程设计资料，在此略），现将对传动装置进行具体设计。
设计题目：
玻璃瓶印花机构及传动装置
原始数据：
方案号
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
分配轴转速n（r/min）
60
60
60
50
50
50
45
45
45
45
分配轴输入功率P（kw）
1.4
1.3
1.2
1.2
1.1
1.0
1.1
1.0
0.9
0.8
玻璃瓶单程移距（mr）
120
115
110
印花图章上下移距（m）
55
52
50
定位压块左右移距（m）
30
25
20
说明：
（1）工作条件：
2班制，工作环境良好，有轻微振动；
（2）使用期限十年，大修期三年；
（3）生产批量：
小批量生产（<20台）；
（4）带传动比i<4;
（5）采用Y型电动机驱动。
（6）分配轴：
与减速器输出轴相连接（各执行机构的输入轴）
2、设计任务
1）总体设计计算
（1）选择电动型号
计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；
（2）计算传动装置的运动、动力参数；
a.确定总传动比i，分配各级传动比；
b.计算各轴转速n、转矩T；
c.传动零件设计计算；
d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；
2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一）；
3）绘制零件工作图：
减速器齿轮和中间轴零件工作图；
（注：
当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一中间轴零件工作图即可）
4）编写设计计算说明书。
5
3、传动装置部分简图
III轴
1—电动机2T带传动3—二级圆柱齿轮减速器
4圆柱齿驼5圆柱齿轮6圆柱齿轮7圆柱齿轮
8联轴器9分配轴（IV轴〉
二、电动机的选择
1•电动机类型的选择
按已知工作要求和条件选用丫系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。
2.确定电动机输出功率Pd
电动机所需的输出功率Pd=PJn
其中：
Pw----工作机分配轴的输入功率
n---由电动机至分配轴的传动总效率
工作机的分配轴输入功率:
n=0.96x0.993x0.982x0.99=0.886
电动机所需的功率：
Pd=Pw/n=1.13KW
3．确定电动机转速工作机转速nw
nw=45r/min确定电动机转速可选围:
V带传动常用传动比围为：
i带=3〜4,双级圆柱齿轮传动比围为i减=14〜18,
则电动机转速可选围为：
n'd=nwi总=（3〜4）（14〜18）nw
=（42〜72）x45=1890〜3456r/min
其中：
i总=i带xi减=（3〜4）x（14〜18）=42〜72
i减——减速器传动比
符合这一转速围的同步转速有1000、1500、3000r/min,根据容量和转速,由有关手册查出适用的电动机型号。
（建议：
在考虑保证减速器传动比i减＞14时,来确定电机同步转速）。
4.确定电动机型号根据所需效率、转速,由《机械设计手册》或指导书选定电动机：
丫90S-2型号（丫系列）
数据如下：
额定功率P：
1.5kw（额定功率应大于计算功率）满载转速：
nm=2840r/min（nm—电动机满载转速）
同步转速：
3000r/min电动机轴径：
24mm
三、传动装置的总传动比和分配各级传动比
1．传动装置的总传动比
i总=i带xi减=n"nw=2840/45=63.11
nw——工作机分配轴转速
2．分配各级传动比
为使V带传动外部尺寸不要太大，可初步取i带=3.7左右
贝^:
i减=i总/i带=17.06减速器传动比分配原则：
各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。
i减=i高*i低
i高——高速级传动比
i低——低速级传动比
建议取：
i高=（1.2〜1.3）i低
贝：
i减=（1.2〜1.3）i2低
i高=4.71,i减=3.62
四、传动装置的运动和动力参数的计算
1•计算各轴的转速
I轴（高速级小齿轮轴）：
ni=n』i带=767.57r/min
II轴（中间轴）:
n=ni/i高=162.97r/min川轴（低速级大齿轮轴）：
nm=nn/i低=45.02r/min
W轴（与川轴通过联轴器相连的轴）：
nw=n皿=45r/min
2•计算各轴的输入功率和输出功率
i轴：
P
［入=几•n
带=1.13x0.96
=1.085kw
Pi出=
Pi入•
n轴承=
1.085
x0.99=
1.074kw
n轴：
P
nN=
Pi出•
n
齿轮：
=1.074
x0.98=
=1.053kw
Pn出=
Pn入•
n
轴承=
=1.053
x0.99=
=1.043kw
m轴:
P
m入=
Pn出•
n
齿轮：
=1.043
x0.98=
=1.022kw
Pm出=
Pm入•
n
轴承:
=1.022
x0.99=
=1.012kw
W轴（分配轴）
Pm入=Pm出•n联轴器=1.012x0.99=1.002kw
Pw=Piv出=P入轴承=1.002x0.99=0.992kw
3.计算各轴的输入转矩和输出转矩
公式：
T=9.55x106xP/n（N•mm）
I轴：
Ti入=9.55x106xPi入/ni=13.499x103（N•mm）
Ti出=9.55x106xPi出/ni=13.363x103（N•mm）
n轴：
T1入=9.55x106xPn入/nn=61.706x103（N•mm）
Tn出=9.55x106xPn出/nn=61.120x103（N•mm）
m轴：
Tm入=9.55x106xPm入/nm=216.795x103（N•mm）
Tm出=9.55x106xPm出/nm=214.674x103（N•mm）
W轴：
T吸=9.55x106xRv入/nm=212.552x103（N•mm）
TwfTiv出=9.55x106xPv出/nm=210.431x103（N•mm）
将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：
轴名
功率P（kw）
转矩T（N-mm
转速n（r/min）
传动比i
效率n
输入
输出
输入
输出
电机轴
1.13
3
3.80x10
2840
3.70
0.96
i轴
1.085
1.074
13499
13366
767.57
4.71
0.98
n轴
1.053
1.043
61706
61120
162.97
3.62
0.98
m轴
1.022
1.012
216.795
214.674
45.02
1
0.99
分配轴
1.002
0.992
212.552
210.431
45.02
五、传动零件的设计计算
1.V带传动的设计计算
计算项目
计算容
计算结果
定V带型号和带轮直径
工作情况系数
计算功率
选带型号
小带轮直径
大带轮直径
大带轮转速
计算带长
求Dm
求厶
初取中心距
-H±[/
带长
基准长度
由表11.5
Pe=KAP=1.2X1.5
由图11.15
由表11.4
Dm852840
D2
（1）11（10.01）
n2767.57
314.499mm
“、D1n1“ca、852840
n2
（1）D2（1°.01）315
D2D131585
Dm
22
D2D131585
22
a=550mm
2
LDm2a
a
1152
L2002550——
550
KA=1.2
1.8kw
Z型
取D仁85mm
取D2=315mm
n2=767.349r/min
Dm=210mm
△=120mm
L=1728.528mm
Ld=1800mm
求中心距和包角
计算项目
计算容
计算结果
中心距
小轮包角
求带根数带速
传动比
带根数
求轴上载荷
紧力
轴上载荷
aLDm]j_Dm）282
44
18002001「_c,"2
aJ（1800200）8120
44
D2D1
11802160
a
11803158560
573.282
852840
601000601000
①2840
i
n2766.80
由表11.8P0=0.58kW，由表11.7Ka=0.933由表11.12Kl=1.18,由表11.10△
P0=0.04kW
Z卩。
（P卩0山灯
1.8cccr
z2.637
（0.580.04）0.9331.18
q=0.06kg/m
Pe2.5ka2
Fa500」（）qv
vzka
1.82.50.9332
Fa500（）0.0612.64
12.6430.933
Fq2zF°sin—1
2
155.928
Fq2349.448sin
Q2
a=573.282mm
a
1=155.928°>120°
v=12.640m/s
i=3.7
取z=3根
F=49.448N
FQ=290.166N
2.齿轮传动的设计计算
高速级齿轮校核
材料选择：
小齿轮45钢，调制处理，硬度229HB-286HB,平均240HB大齿轮45钢，正火处理，硬度162HB-217HB,平均190HB
计算步骤如下:
计算项目
计算容
计算结果
齿面接触疲劳强度计算
1.初步计算
转矩Ti
齿宽系数书d
接触疲劳极限CHlim
初步计算的许用接触
应力[CH]
A值
初步计算小齿轮的直径
2.校核计算
齿数Z
模数m
—-__,c6PlclL1.074
T19.55109.5510
n1766.349
由表12.13（p222）,取书d=1由图12.17c（p223）
H10.9Hlim10.9580
H2°.9Hlim20・9540
由表12.16（p227）估计B=15°取Ad=87
1T1u1
d1Ad2
\d[H]U
“J'13384.854.711“
87幼35.631
\148624.71
取Z1=20,Z2=95
d136
mn—cos—cos151.739
Z120
13384.850N.mm
书d=1
Hlim1580Mpa
Hlim2540Mpa
[H1]522Mpa
[H2]486MpaAd=87
取d1=36mm
乙=32,乙=95
取m=2mm
（p206）
计算项目
计算容
计算结果
中心距a
螺旋角B
小齿轮的直径di
大齿轮的直径d2齿宽b
圆周速度v
mn（Z1Z2）2（3095）
a119.057mm
2cos2cos15
mn（z1Z2）2（3095）
arccosarccos
2a2120
mnz1220
d1n141.739（mm）
coscos16.598
mnz2295
d2n2198.261（mm）
coscos16.598
bdd1141.739
取a=120mm
B=16.598°=16°35'53”
d1=42mm
d2=198.261mm
取b2=45mm
b1=55mm
v=1.675m/s
精度等级
v
601000
8417397663491.675m/s
601000
选8级精度
传动比
相对误差
使用系数Ka动载荷系数kv齿间载荷分配系数
计算项目
齿向载荷分配系数Kh
由表12.6（p207）
.95
i—
30
由表
由图
由表
Ft
4.75
4.71-4.75
4.71
0.85%5%
i=4.75
相对误差＜5%
Ka=1.35
Kv=1.1
（p215）
（p216）
12.9
12.9
12.10（p217）,
先求
2T1213384.850641.359（N）
KaR
d1
41.739
1.35641.359
19.241N/mm100N/mm
45
[1.88
3.2
Z1
一]cosZ2
[1.88
3.21
—]cos
20
95
bsin
45
sin16.598
2
mn
计算容
20
COS
Kh
Kh
2.046
1.6162.0463.662
arctantanncos
47'49"
coscos
Kf
cos
1.616
AB[1
1.616
2.046
3.662
计算结果
arctantan2020.797
cos16.598
/COS2
cos16.598cos200.963
cos20.797
1.616/0.96321.743
a=1.743
12.11
p218
2
0.6d；]
c103b
载荷系数K
弹性系数Ze
节点区域系数Zh
重合度系数乙
螺旋角系数乙接触最小安全系数
SHmin
总工作时间th
应力循环次数NL
4523
Kh1.170.16[1（）]0.611045
41.739
1.513
KKAKvKhKh1.351.11.7431.5133.916
由表12.12（p221）
由图12.16（p222）
由式12.31，因&B>1,取&B=1,故
4=1.513
K=3.916
Ze189.^Mpa
Zh=2.41
乙=0.787
Zb=0.979
SHmiri—1.05
th=58400h
N_1=2.7x109
Zi'41J1J10.787
\3丫\1.616
ZJCOS/COS6.5980.979
由表12.14（p225）
th103658258400（h）
由表12.15（p226）,
Nl160nth601766.858400
9
2.710
原故计应力循环次数正确。
计算项目
计算容
计算结果
接触寿命系数Zn
许用接触应力
[Ch]
验算
Nl2Nl1/i2.7109/4.755.7108
由图12.18（p224）
r,Hlim1Zn15800.96lcccclu”
[H1]530.285Mpa
Shmin1.05
riHlim2ZN2540「O6厂鼻厂
[h2]545.143Mpa
SHmin1・05
N_2=5.7x108
Zn1=0.96
Zn2=1.06
[CH1]
=530.285Mpa
[CH2]
=545.143Mpa
ch=448.386
<[ch2|
齿根弯曲疲劳强度计
算：
齿形系数YFa：
应力修正系数Ya：
重合度系数Ye:
H
ZeZhZZ」[h]
\bd1i
189.82.41O.7870.979
448.386Mpa
[23.91613384.850
4.751
4.75
V8583.1492
Zv1
乙
20
22.724
3cos
3cos
16.598
Zv2
Z2
95
107.938
cos3
cos3
16.598
由图
12.21
（P229）
由图
12.22
（P23O）
v
[1.88
1
3.2（——
1
——）]cos
Zv1
Zv2
=[1.883.2（1
1
——）]cos16.598=1.638
Zvi=22.724
Zv2=107.938
YFa1=2.68YFa2=2.18
Ysa1=1.66
Ysa2=1.82
Ye=0.693
螺旋角系数Yb
22.724107.938
0.25O'75
0.250.750.693
1.638
Yb=0.862
齿间载荷分配系数
Kf
Ymin
10.25
10.250.75
1时，按
1计算
120
0.862Ymin
1-1何598
120
计算项目
由表12.1O注③（p217）
计算容
计算结果
齿向载荷分布系数&
载荷系数K:
弯曲疲劳极限
（TFmin：
弯曲最小安全系数
SFmin
应力循环次数NL
弯曲寿命系数Yn：
尺寸系数YX:
许用弯曲应力
[TF]
验算
4.95
4.3261.743Y1.6160.708
故Ka=1.743
由图12.14（p219）
b/h=45/（2*2.25）=10,KfP=1.46
KKAKvKhKh1.351.11.7431.463.779
由图12.23c（p231）
TFmin1=450Mpa,TFmin2=370Mpa
由表12.14（p225）
SFmin=1.25
由表12.15（p226）
NL160nth601766.858400
9
2.710
原故计应力循环次数正确。
NL2NL1/i2.7109/4.755.7108
由图12,24（p232）Yn1=0.86,Yn2=0.88
由图12.25（p232）Y<=1
r、Flim1YN1Yx4500.861ccccn”.__
[F1]309.6Mpa
SFmin1.25
r、Flim2YN2Yx4500.971一L—
[F2]415.714Mpa
SFmin1.05
2KT1
F1_1Yf31Ysa1YY
bd1mn
23.77913384.8502.681.570.7080.862
4541.7392
69.153Mpa[F1]
YFa2Ysa22.151.82
F2F169.153
YFa1Ysa12.681.57
64.311Mpa[F2]
KFa=1.743
Kfb=1.46
K=3.779
TFmin1=450Mpa
TFmin2=370MpaSFmin=1.25
g
N_1=2.7x10
N_2=5.7x108
Yn1=0.86
Yn2=0.88
YX=1
[F1]=309.6Mpa
[F1]=415.714Mpa
TF1<[TF1]
TF2<[TF2]
故满足要求
低速级齿轮校核
材料选择:
小齿轮45钢，调制处理，硬度229HB-286HB平均240HB大齿轮45钢，正火处理，硬度162HB-217HB,平均190HB
计算步骤如下:
计算项目
计算容
计算结果
齿面接触疲劳强度计算
2.初步计算
转矩Ti
6Pi61.053
Ti9.55109.5510
61705.529N.mm
齿宽系数书d
ni162.97
由表12.13（p222），取书d=1
叽=1
接触疲劳极限CHlim
由图12.17c（p223）
Hlim1580Mpa
初步计算的许用接触
Hlim2540Mpa
应力[Ch]
H1°.9Hlim1°.9580
[H1]522Mpa
H2°.9Hlim2°・9540
[H2]486Mpa
A值
由表12.16（p227）估计B=15°取Ad=87
Ad=87
初步计算小齿轮的直
1T1u1
d1Add[h]2u
径
873.1'61705.5293.621603^7
取d1=61mm
2.校核计算
87260.32/
\148623.62
乙=32,Z2=95
齿数Z
取乙=30，Z2=109
模数m
d1109
mncoscos151.96
z130
取m=1.96mm
（p206）
计算项目
计算容
计算结果
中心距a
a
mn（Z1Z2）2（30109）143903mm
取a=144mm
2cos
;2cos15
螺旋角B
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