减速器设计-机械设计及制造课程设计.doc

(1) 选择电动机 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，Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。 确定电动机功率。工作及所需的功率（kw）按下式计算式中，m/s 滚筒效率=0.96，代入上式得=2.98kw电动机所需功率（kw）按下式计算，查各类机械传动的效率值： kw3.23kw选取电动机额定功率(kw),使=（11.3） =3.23（11.3）=3.234.20 确定电动机转速。工作机卷筒轴的转速为：=65.68r/min查机械设计手册 取=4kw 。根据机械设计手册，取二级齿轮减速器=840 。故电动机的转速可取范围为：=（840）65.68r/min=525.442627.2r/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r/min 。（2）计算传动装置的总传动比并分配各级传动比传动装置的总传动比为：960/65.68=14.62分配各级传动比 ：=1.3 =3.35 =3.35 =4.37 计算传动装置的运动参数和动力参数1. 各轴转速轴：960r/min轴：=960/3.35=286.57r/min轴：=286.57/4.36=65.73r/min滚筒轴：=65.73r/min2. 各轴功率轴：=40.99=3.96kw轴：=3.960.980.99=3.84kw轴：=3.73kw3. 各轴转矩电动机轴：Nmm轴：Nmm轴：=128034Nmm轴：=541593Nmm滚筒轴：=530815Nmm高速级1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） 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40HBS。 选小齿轮齿数=23，大齿轮齿数=77.0，取=782. 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 试选载荷系数=1.3 计算小齿轮传递的转矩=3.9410 由表10-7选取吃苦按系数=1 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8Mpa 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa 由式10=13计算应力循环次数609601（3830010）=4.14710=1.23810 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数=0.90 =0.95 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得=0.9600=540Mpa=0.95550=522.5Mpa（2） 计算 试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值2.32=47.854mm 计算圆周速度=2.40m/s 计算齿宽 计算齿宽与齿高之比模数： =47.854/24=1.994齿高：h=2.251.994=4.49mm =10.66mm计算载荷系数根据v=2.46m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数k=1.11直齿轮K=k=1,由表10-2查得使用系数K=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=1.42, =10.66查图10-13得K=1.35故载荷系数K=1.576 按实际的载荷系数校正说算的分度圆直径由式10-10a得d=d=51.026计算模数mm=d/z=2.133.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 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380Mpa 由图10-18取弯曲疲劳系数0.85，,0.88 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=303.57Mpa=238.86Mpa 计算载荷系数K=11.1111.34=1.4874 查取齿形系数由表10-5查得=2.65 =2.228 查取应力校正系数由表10-5查得=1.58 =1.7 计算大小齿轮的并加以比较=0.01379=0.01645大齿轮的齿数大（2）设计计算=1.54mm 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=51.026mm,算出小齿轮齿数=25.51326大齿轮齿数=3.3526=87.1 取=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262=52mm174mm（2） 计算中心距：mm计算齿轮宽度：152=52mm圆整后：mm =60mm低速级1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） 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40HBS。 选小齿轮齿数=23，大齿轮齿数=77.0，取=782.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 试选载荷系数=1.3 计算小齿轮传递的转矩=1.27810 由表10-7选取吃苦按系数=1 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8Mpa 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa 由式10=13计算应力循环次数602871（3830010）=1.24010=2.84410 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数=0.92 =0.98 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得=0.92600=552Mpa=0.98550=539Mpa（2） 计算 试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值2.32=69.558mm 计算圆周速度=1.04m/s 计算齿宽 计算齿宽与齿高之比模数： =69.558/24=2.898齿高：h=2.252.898=6.52mm =10.67计算载荷系数根据v=1.04m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数k=1.02直齿轮K=k=1,由表10-2查得使用系数K=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=1.423, =10.67查图10-13得K=1.35故载荷系数K=1.451 按实际的载荷系数校正说算的分度圆直径由式10-10a得d=d=72.153计算模数mm=d/z=3.013.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 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380Mpa 由图10-18取弯曲疲劳系数0.85，,0.88 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=303.57Mpa=238.86Mpa 计算载荷系数K=11.0711.35=1.377 查取齿形系数由表10-5查得=2.65 =2.228 查取应力校正系数由表10-5查得=1.58 =1.79 计算大小齿轮的并加以比较=0.01379=0.01654大齿轮的齿数大（2）设计计算=2.15mm 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=51.026mm,算出小齿轮齿数=29大齿轮齿数=4.3629=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292.5=73mm315mm（2）计算中心距：mm（3）计算齿轮宽度：173=73mm圆整后：mm =80mm高速轴一1 p=4KW T=9550000=39791.6NN=960 r2 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K=1.31d=A=18mm T=KT=51728N选HL1联轴器。半联轴器孔径d=19mm。半联轴器长度L=42mm。与毂孔配合长度L=30mm。二 结构设计L=28mm D=19mm为了满足半联轴器的轴向定位要求 D=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D=25mm= D， L=15mm. D=D+2h=32mm .D=30mm 齿轮宽度60mm，为使套筒压紧，L=57mm。齿轮左边轴肩定位h0.07d取h=3mm，则轴环处直径 D=36mm。轴环宽度b1.4h，取L=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-L=111mm L=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查的平键截面b*h=10*8，键槽永健槽铣刀加工，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；同样半联轴器与轴的连结，选用平键为6*6*32，半联轴器与轴的配合为。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中间轴一1 取每级齿轮传动效率=0.97 p=p*=3.88KW n=286.9r/minT=9550000=129153 N.mm2 初步确定最小直径中间轴最小直径显然是安装联轴器处的最小直径d d=A=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=30mm= D，取D=36mm。齿轮宽度80mm为使套筒压紧L=77mm，齿轮右边轴肩定位h0.07d取h=5mm则轴环处直径D=45mm轴环宽度b1.4h，取l=15mm。安装大齿轮轴段齿轮宽度55mm为使套筒压紧L=52mm取齿轮距箱体内壁之距离a=19mm滚动轴承距箱体距离s=9mmD=35mmL= L=B+s+a+3=46mm三 轴上零件周向定位 齿轮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=10*8，键槽永健槽铣刀加工，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；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。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低速轴一1 取每级齿轮传动效率=0.97 p=p*=3.76KW n=66.03r/minT=9550000=543813N.mm2 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K=1.31d=A=43.1mm T=KT=706957 N.mm选HL4联轴器。半联轴器孔径d=45mm。半联轴器长度L=112mm。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=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=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D= D=55mm而L21mm。由手册上查的6211型轴承的定位轴肩h=5mm，因此取D=65mm。安装齿轮轴段D=60mm，齿轮宽度75mm齿轮左端为使套筒压紧L=72mm齿轮右边轴肩定位h0.07d取h=6mm则轴环处直径D=72mm轴环宽度b1.4h，L=12mm。取齿轮距箱体内壁之距离a=19mm滚动轴承距箱体距离s=9mm两齿轮间距c=19mm中间级大齿轮轮毂长L=55mm。L=B+s+a+3=51mmL=L+c+a+s -L=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=18*11键槽永健槽铣刀加工，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；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。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226mm。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 =0 F*148.5-F*226=0 =0 F*77.5-F*226=0求得支反力 F=2268.9N 弯矩M1=175770 N.mm 径向力平面由静力平衡方程 =0 F*148.5-F*226=0 =0 F *77.5-F*226=0 求得支反力 F=825.9N 弯矩 M2=64007 N.mm总弯矩M=187061 N.mm 扭矩 T=9549=543813N.mm六弯扭合成校核强度 =/W=17.4MPa 因为，故安全 七寿命基数 按表136取f=1P1*(77.5*825.9)=64007NP1*(148.5*431)=64011NP=max(p.p)=64011N L=