减速器设计及三维造型.docx
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减速器设计及三维造型
扬州市职业大学
毕业设计（论文）
设计（论文）题目：
减速器设计及Solidworks三维造型
系别：
专业：
班级：
姓名：
学号：
指导老师:
完成时间：
减速器设计及Solidworks三维造型
摘要
本课题是为普通汽车配套而设计的减速器。
减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。
对推动工业生产的进一步发展起着重要作用。
因而具有强大的生命力受到人们的广泛重视和欢迎。
本课题通过应用AutoCAD技术对减速器进行结构设计，运用Solidworks技术对减速器进行三维实体造型，使其能直观而且具体的展现在人们面前。
关键字减速器，AutoCAD，Solidworks，三维实体造型
第一章减速器设计任务书
1.1毕业设计目的
毕业设计是学生完成本专业教学计划的最后一个极为重要的实践性教学环节，是使学生综合运用所学过的基本理论、基本知识与基本技能去解决专业范围内的工程技术问题而进行的一次基本训练。
这对学生即将从事的相关技术工作和未来事业的开拓都具有一定意义。
其主要目的：
一、培养学生综合分析和解决本专业的一般工程技术问题的独立工作能力，拓宽和深化学生的知识。
二、培养学生树立正确的设计思想，设计构思和创新思维，掌握工程设计的一般程序规范和方法。
三、培养学生独立解决问题的能力和使用技术资料、国家标准等手册、图册工具书进行设计计算，数据处理，编写技术文件等方面的工作能力。
四、培养学生进行调查研究，面向实际，面向生产，向工人和技术人员学习的基本工作态度，工作作风和工作方法。
1.2本课题的内容和要求
（一）原始数据及资料
（1）原始数据
1）生产纲领：
小批量生产
2）工作拉力F（KN）：
6.5
工作速度v（m/s）：
1.2
卷筒直径D（m）：
400
（2）设计要求：
1）减速器装配图A0
2）箱体零件图A1（手工绘制）
3）减速器三维造型
4）设计计算说明书（一份，不低于1万字）
第二章传动方案的拟定及说明
2.1电动机选择
2.1.1电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：
经常满载，空载启动，有轻振，不反转。
所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2.1.2电动机功率选择
一对圆锥滚子轴承的效率η3=0.98
一对球轴承的效率η4=0.99
闭式直齿圆锥齿传动效率η5=0.95
闭式直齿圆柱齿传动效率η6=0.97
总效率η=η1η2η3η4η5η6
=0.96×0.992×0.983×0.99×0.95×0.97=0.808
所需电动机的输出功Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw
2.1.3选择电动机的型号
查教材得
方案号
电机
类型
额定
功率
同步
转速
满载
转速
总传
动比
1
Y100L2-4
3
1500
1420
22.294
2
Y132S-6
3
1000
960
15.072
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y132S-6型电动机。
2.2总传动比及其分配
2.2.1分配传动比
（1）总传动比i=15.072
（2）各级传动比：
直齿轮圆锥齿轮传动比i12=3.762，
直齿轮圆柱齿轮传动比i23=4
（3）实际总传动比i实=i12i34=3.762×4=15.048,
∵Δi=0.021﹤0.05，故传动比满足要求。
2.2.2各轴的转速
n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/i12=303.673r/min，
n3=n2/i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min
2.2.3各轴的功率
p0=pr=3kw，p1=p0η2=2.970kw,p2=p1η4η3=2.96kw,p3=p2η5η3=2.628kw,p4=p3η2η3=2.550kw
2.2.4各轴的转矩
由式：
T=9.55Pi/ni可得：
T0=29.844N·m,T1=29.545N·m,T2=86.955N·m,
T3=393.197N·m,T4=381.527N·m
2.3传动零件的设计计算
2.3.1闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算
a．选材：
小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217-255，
σHP1=580Mpa，σFmin1=220Mpa
大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162-217，
σHP2=560Mpa，σFmin2=210Mpa
b.由参考文献[2]（以下简称[2]）式（5—33），计算应力循环次数N：
N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10
N2=N1/i2=1.267×10/3=2.522×10
查图5—17得ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（5—29）得
ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，
∴[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6Mpa，
[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.12×0.92=577Mpa
∵[σH]1>[σH]2，∴计算取[σH]=[σH]2=533.6Mpa
c．按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：
取齿数Z1=21，则Z2=Z1i12=3.762×32=79，取Z2=79
∵实际传动比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tanδ2=cotδ1，
∴δ2=72.2965
=72
1635，δ1=17.7035
=17
4212，
则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cosδ1=21/cos17.7035
=23，
zm2=z2/cosδ2=79/cos72.2965
=259.79
由[2]图5-14，5-15得
YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81
ZH=√2/cosα×sinα=√2/cos20
×sin20
=2.5
由[2]表11-5有ZE=189.8，取Kt·Z
=1.1，
由[2]取K=1.4
又∵T1=28.381N·m，u=3.762，фR=0.3
由[2]式5-56计算小齿轮大端模数：
m≥√4KT1YFaYsa/{фRZ
[σF]（1-0.5фR）2√u2+1}
将各值代得m≥1.498
由[2]表5-9取m=3㎜
d．齿轮参数计算：
大端分度圆直径d1=mz1=3×21=63㎜，
d2=mz2=3×79=237㎜
齿顶圆直径da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715㎜，
da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965
=238.827㎜
齿根圆直径df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035
=56.142㎜
df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965
=231.808㎜
齿轮锥距R=√d1+d2/2=122.615㎜，
大端圆周速度v=∏d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s，
齿宽b=RфR=0.3×122.615=36.78㎜
由[2]表5-6，选齿轮精度为8级
由[1]表4.10-2得Δ1=（0.1～0.2）R
=（0.1～0.2）305.500=30.05～60.1㎜
取Δ1=10㎜，Δ2=14㎜,c=10㎜
轮宽L1=（0.1～0.2）d1=（0.1～0.2）93=12.4㎜
L2=（0.1～0.2）d2=（0.1～0.2）×291=39㎜
e．验算齿面接触疲劳强度：
按[2]式5-53
σH=ZHZE√2KT1√u+1/[bd
u（1-0.5фR）2]，代入各值得
σH=470.899﹤[σH]=533.6Mpa
∴小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件
f．齿轮弯曲疲劳强度校核：
按[2]式5-55
由[2]图5-19得YN1=YN2=1.0，
由[2]式5-32及m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0
取YST=2.0，SFmin=1.4，由[2]式5-31计算许用弯曲应力：
[σF1]=σFmin1YFa1Ysa1YST/SFmin=220×2.0/1.4=314.29Mpa
[σF2]=σFmin2YFa2Ysa2YST/SFmin=210×2.0/1.4=300Mpa
∵[σF1]﹥[σF2]，∴[σF]=[σF2]=300Mpa
由[2]式5-24计算齿跟弯曲应力：
σF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1（1-0.5фR）]=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59﹤300Mpa
σF2=σF1YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.59×1.81×2.23/（2.8×1.55）=178.28﹤300Mpa
∴两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度
2.3.2闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算
a．选材：
小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~255，
σHP1=580Mpa，σFmin1=220Mpa
大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217，
σHP2=560Mpa，σFmin2=210Mpa
b.由参考文献[2]（以下简称[2]）式（5—33），计算应力循环次数N：
N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10
，
N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10
查图5—17得ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（5—29）得
ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，
[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28MPa
[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63MPa
∵[σH]1>[σH]2，∴计算取[σH]=[σH]2=560.28Mpa
c.按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：
∵u=i34=4，фa=0.4，
ZH=√2/cosα·sinα=√2/cos200·sin200=2.5
且由[2]表11-5有ZE=189.8，取Kt·Z
=1.1
∴[2]式5-18计算中心距：
a≥（1+u）√KT1（ZEZHZε/[σH]）2/（2uφa）=5×√1.1×86955×2.5×189.8/（2×4×0.4×560.28）=147.61㎜
由[1]表4.2-10圆整取a=160㎜
d．齿轮参数设计：
m=（0.007～0.02）a=180（0.007～0.02）=1.26～3.6㎜
查[2]表5-7取m=2㎜
齿数Z1=2a/m（1+u）=2×160/2（1+4）=32
Z2=uZ1=4×32=128取Z2=128
则实际传动比i=149/31=4
分度圆直径d1=mz1=2×32=64㎜，d2=mz2=2×128=256㎜
齿顶圆直径da1=d1+2m=68㎜，da2=d2+2m=260㎜
齿基圆直径db1=d1cosα=64×cos20o=60.14㎜
db2=d2cosα=256×cos20o=240.56㎜
齿根圆直径df1=d1-2.5m=64-2.5×2=59㎜
df2=d2-2.5m=256-2.5×2=251㎜
圆周速度v=∏d1n2/60×103
=3.14×256×63.829/60×103=1.113m/s，
中心距a=（d1+d2）/2=160㎜
齿宽b=aΦa=0.4×160=64㎜
由[2]表5-6，选齿轮精度为8级e.验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动，载荷平稳，由[2]表5-3，取KA=1.0；由[2]图5-4（d），按8级精度和VZ/100=∏dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由[2]表5-3得Ka=1.2；由[2]图5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13；
∴K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397
又∵ɑa1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268
=28
136；
ɑa2=arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061
=22
017
∴重合度εa=[z（tanɑa1-tanɑ）+z（tanɑa1-tanɑ）]/2∏=[32（tan28.0268
-tan20）+128（tan22.0061
-tan20）]=1.773
即Zε=√（4-εa）/3=0.862，且ZE=189.8，ZH=2.5
∴σH=ZHZEZε√2KT1（u+1）/bd21u
=2.5×189.8×0.862√2×1.397×83510×5.8065/（72×622×5.024）
=240.63﹤[σH]=560.28Mp
∴小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件
f．齿轮弯曲疲劳强度校核：
按Z1=32，Z2=128，由[2]图5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由[2]图5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84
由[2]式5-23计算
Y=0.25+0.75/εa=02.5+0.75/1.773=0.673
由[2]图5-19得YN1=YN2=1.0，
由[2]式5-32切m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0
取YST=2.0，Sfmin=1.4，由[2]式5-31计算许用弯曲应力：
[σF1]=σFmin1YFa1Ysa1YST/Sfmin=220×2.0/1.4=314.29Mpa
[σF2]=σFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300Mpa
∵[σF1]﹥[σF2]，∴[σF]=[σF2]=300Mpa
由[2]式5-24计算齿跟弯曲应力：
σF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×0.673/（2×64×64）=71.233﹤300Mpa
σF2=σF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1
=71.233×1.84×2.18/（2.56×1.65）=67.644﹤300Mpa
∴两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度
2.4轴的设计计算
2.4.1减速器高速轴I的设计
a.选择材料：
由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，
按[2]表8-3查得σB=637Mpa，[σb]-1=59Mpa
b.由扭矩初算轴伸直径：
按参考文献[2]有d≥A√p/n
∵n0=960r/min，p1=2.97kw，且A=0.11~0.16
∴d1≥16~23㎜取d1=20㎜
c.考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。
并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为dD=38㎜，查[1]表4.7-1选
取联轴器规格HL3（Y38×82，Y30×60）
d.该轴受力计算简图如图，齿轮1受力：
（1）圆周力Ft1=2T1/dm1=2×29.545/（64×10-3）=915.52N，
（2）径向力Fr1=Ft1·tanα·cosδ1
=915.52×tan200·cos17.70350=317.44N，
（3）轴向力Fa1=Ft1·tanα·sinδ1
=915.52×tan200·sin17.70350=101.33N，
e.求垂直面内的支撑反力：
∵ΣMB=0，∴Rcy=Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97N
∵ΣY=0，∴RBY=Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45N，
∴垂直面内D点弯矩Mdy=0，
M
=RcyL3+RBY（L2+L3）=1595.97×55-680.45×129
=3662.14N·㎜=3.662N·m
f.水平面内的支撑反力：
∵ΣMB=0，∴RCz=[Fr1（L3+L2）-Fa1dm1/2]/L2
=[317.44（74+55）-680.45×64]/74=419.07N，
∵ΣZ=0，∴RBz=Fr1-RCz=317.44-419.07=-101.63N，
∵水平面内D点弯矩MDz=0，
M
=RCzL3+RBz（L3+L2）=419.07×55-101.63×129=-7.095N·m
g.合成弯矩：
MD=√M
+M
=0N·m，
M
=√M
+M
=7.98N·m
h.作轴的扭矩图如图所示，
计算扭矩：
T=T1=29.545N·m
I.校核高速轴I：
根据参考文献[3]第三强度理论进行校核：
由图可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，
∵MD＜M
，∴取M=M
=7.98N·m，
又∵抗弯截面系数：
w=∏d3min/32=3.14×203/32=1.045×10
m
∴σ=√M
+T
/w=√7.98
+29.545
/1.045×10
=39.132≤[σb]-1=59Mpa
故该轴满足强度要求。
2.4.2减速器低速轴II的设计
a.选择材料：
因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径db1=62㎜）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理
按[2]表8-3查得σb=637Mpa，[σb]-1=59Mpa
b.该轴结构受力计算
齿轮2受力（与齿轮1大小相等方向相反）：
Ft2=915.52N，Fr2=317.44N，Fa2=101.33N，
齿轮3受力：
（1）圆周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/（64×10-3）=2693.87N
（2）径向力Fr3=Ft2·tanα=2693.87×tan200=980.49N
c.求垂直面内的支撑反力：
∵ΣMB=0，∴RAy=[Ft2（L2+L3）+Ft3L3]/（L1+L2+L3）
=[915.52（70+63）+2693.87×63]/183=1919.26N
∵ΣY=0，∴RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26
=1690.13N
∴垂直面内C点弯矩：
MCy=RAyL1=1919.26×21.5=41.26N·m，
M
=RBY（L2+L3）-Ft3L2
=1690.13×133-2693.87×70=41.26N·m，
D点弯矩：
MDy=RBYL3=1690.13×63=92.96N·m，
M
=Ray（L1+L2）-Ft2L2
=1919.26×120-915.52×70=92.96N·m
d.水平面内的支撑反力：
∵ΣMB=0，∴RAz=[Fr2（L3+L2）+Fr3L3-Fa2dm2/2]/（L1+L2+L3）
=[317.44×133＋980.49×63-101.33×238.827/2]/128=750.70N
∵ΣZ=0，∴RBz=Fr2+Fr3-RAz
=317.44+980.49-750.70=547.23N，
∵水平面内C点弯矩：
MCz=RAzL1=750.70×50=23.65N·m，
M1Cz=RBz（L3+L2）-Fr3L2
=547.23×133-980.49×70=-10.55N·m，
D点弯矩：
MDz=RBzL3=547.23×63=30.10N·m，
M1Dz=RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2-Fr2L2
=750.70×120-101.33×164.9/2-317.44×70
=29.92N·m
e.合成弯矩：
MC=√M
+M
=47.56N·m
M
=√M
+M
=42.59N·m
MD=√M
+M
=97.71N·m，M
=√M
+M
=97.66N·m
f.计算扭矩：
T=T2=86.955N·m
g.校核低速轴II强度，由参考文献[3]第三强度理论进行校核：
∵MD＞M
，∴取M=M
=97.71N·m，
∵抗弯截面系数：
w=∏d3min/32=3.14×303/32=2.65×10-6m3
∴σ=√M2+T2/w=√97.712+86.9552/2.65×10-3
=44.27≤[σb]-1=59Mpa
由于C点轴径较小故也应进行校核：
∵MC＞M
，∴取M=M
=47.56N·m，
∵抗扭截面系数：
w=∏d3min/32=3.14×303/32=2.65×10-6m3
∴σ=√M2+T2/w=√47.562+86.9552/2.65×10-6
=35.14≤[σb]-1=59Mpa
故该轴满足强度要求
2.4.3减速器低速轴III的设计
a.选择材料：
由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按[2]表8-3查得σB=637Mpa，[σb]-1=59Mpa
b.该轴受力计算
齿轮4受力（与齿轮1大小相等方向相反）：
圆周力Ft4=2693.87N，径向力Fr4=980.49N
c.求垂直面内的支撑反力：
∵ΣMC=0，
∴RBY=Ft4L1/（L1+L2）=2693.87×71/（125+71）=1157.52N
∵ΣY=0，∴Rcy=Ft4-RBY=2693.87-1157.52=1536.35N，
∴垂直面内D点弯矩MDy=RcyL1=1536.35×55=84.50N·m，
M
=RBYL2=1157.52×125=84.50N·m
d.水平面内的支撑反力：
∵ΣMC=0，
∴RBz=Fr4L1/（L1+L2）=980.49×70/196=421.31N
∵ΣZ=0，∴RCz=Fr4-RBz=980.49-421.31=559.18N，
∵水平面内D点弯矩MDz=RCzL1=559.18×71=30.75N·m，
M
=RBzL2=421.31×125=30.76N·m
e.合成弯矩：
MD=√M
+M
=90.20N·m，
M
=√M
+M
=89.92N·m
f.计算扭矩：
T=T3=393.197N·m
g.校核低速轴III：
根据
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