课程设计二级减速器最终篇

1、.电动机的选择及参数计算1. 电动机输出功率的计算工作所需要的功率PW为：恥蛊其中：F=50KNV二s,所以：p=5000001510000.57为电动机到滚筒轴的总传动效率,为滚筒的P=16.38Kw效率，为齿轮的效率，为涡轮蜗杆的效率，为轴承的效率，为联轴器的效率(2)电动机的输出功率:Y180M-4型PKP=1.312.95=16.38Kw查表16-2可知应该选择Y180M-4型号的电动机，其额定功率为，满载转速为1470r/min，符合要求。2. 传动比的分配(1)总传动比已知电动机的满载转速n及工作机的转速n'时,总传动比为i=n/n'n'=min式中工作机的

2、转速n'：n'=601000V/D=440=minn=1470r/min根据实际情况分配内齿轮传动比I0=，涡轮蜗杆传计算项目及说明计算结果传动比i1=29，外齿轮传动比i2=。3.传动装置的运动参数计算（1）各轴转速计算第一轴：n0=n=1470r/min第二轴：n=n/i=1470/2.5=588r/min第三轴：n2=n/i=588/29=20.28r/min第四轴：n3=n2/i=20.8/3.2=6.34r/min（2）各轴功率计算第一轴：P0P=16.160.990.97=14.73Kw第二轴：PP=14.730.9920.97=11.55Kw第三轴：PP3=16.

3、160.9920.97=10.2Kw第四轴：UE5=0.960.950.9920.97=10.02Kw（3）各轴扭矩的计算第一轴：T09550F0/n016.16/14700.01N?mi1=29i2=n0=1470r/minn1=588r/minn2=minn3=minp0=P1=P2=P3=T0=T1=T2=T3=15665Nm齿轮精度7级HBS=280HBSHBS=240HBS2dHlim1=600N/mmCTHlim2=550N/mniN=x109N2=x109(T第一轴：T°955OP0/n0955016.16/14700.01N?m第二轴：T19550R/n1955014

4、.73/588239.2N?m第三轴：T,9550F2/n2955011.55/20.285438.98N?m第四轴：T,9550F3/n3955011.55/20.2815665N?m各轴转速，功率，扭矩值列表如下：轴序号功率P/kw转矩T/Nm转速n/(r/min)11470258834二.传动件的设计计算1.闭式齿轮传动设计计算（1）选择齿轮精度，材料及许用应力减速器属于一般机器，转速中等，选用7级精度（GB10095-88由表10-1选小齿轮40Cr调质大齿轮45调质HlimSh计算项目及说明计算结果弯曲疲劳强度极限dfe查图10-20C2dfe1=500N/mm2弯曲疲劳寿命系数Kf

5、n查图10-18dfe2=380N/mm贝ydfi=500X/&N1=,&NFdf2=380X/$=(2)按齿面接触疲劳强度设计2df1=N/mm由试算小齿轮分度圆直径dit2df2=N/mmd3|I/ZeZh22KtTi(u1)dit3(,)2dfe1=500N/mmhdu2dfe2=380N/mm齿宽系数d查表10-7，按小齿轮相对两支承为对称布置&N1=,&NF小轮齿数Z1$=大轮齿数Z2Z2=izi=X24=圆整取2df1=N/mm齿数比uu=Z2/z=77/242df2=N/mm传动比误差u/uu/u=()/=<d=66小齿轮转矩TT=x10P/

6、no=X10X15/1470Z1=24初选载荷系数Kt=Z2=61材料的弹性影响系数Ze查表10-6u=区域系数Zh(标准直齿轮=20)4T1=10Nmm故d3(189.82.5221.39.74104(2.5411tV522.512.54圆周速度vv=nd1trh/60000=nXX1470/60000齿宽bb=dKt=Zei1N/mm2Zh=d1t=1x齿轮模数mtmt=d1t/Z1=/24齿宽与齿高之比b/h-b/2.25mt=/X氐一使用系数查表10-2K动载系数查图10-8d1t>57.62mmv=2.9m/sb=57.62mmmt=2.33mmb/h计算项目及说明计算结果(3

7、)按齿根弯曲疲劳强度设计k=由下式设计齿轮的模数YFa1=,2一YFaYsa2KTiYbcosYFa2=mn3(1)2fdZ1YSa1=,螺旋角影响系数丫由=查图10-28YSa2=载荷系数KK=KaKvKFaKfb=1xxx计算当里齿数ZvYFa1Ysal/F1=Zi/cos3=24/cos314,Zv2=z2/cos3=77/cos314YFa2Ysa2/F】2=齿形系数YFa和应力校正系数YSa查表10-5计算大、小齿轮的YFaYSa/FYFa1Ysa1/F1=/m=mmYFa2Ysa2/F2=/故m>3：0.0164222.19-94810420.88cos14=1-82mm片1

8、2421,65调整大、小齿轮的齿数Z1=d1cos/2=Z2=uZ1=31=a=123mm(4)齿轮其它主要尺寸计算Z1=35标准中心距a：Z2=88a=(dr+d2)/2=(176+70)/2d1=70mm分度圆直径dd1=mz1=2x35”d2=176mmd2=mz2=2x88b=70mm齿宽b:B2=70mmb=dd1=1x70B1=75mm大、小齿轮齿宽B:B2=b,B1=b+(510)计算项目及说明计算结果再校核齿根弯曲疲劳强度，由下式，传动中心距rozezoa和J1）确定作用在涡轮上的转矩T2根据上表格已经列写出T25495.49N?m2）确定载荷系数KK1因为工作载何比较稳疋，所

9、以取载何分布在不均匀系数KA=1K1查看课本表11-5，使用系数K=1,由于转速不高，冲击不K/=K=1大，动载荷系数K=则KKAKKV13）确定弹性影响系数Ze1因选用铸锡磷青铜和钢蜗杆相配Ze160MPa4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a比值d10.35d1a10.35az=从书本图11-18中可以查得Z=5）确定许用接触应力H根据涡轮的材料涡轮用铸锡青铜ZCuSn10P1金属模铸造，h'=268MPa蜗杆螺旋齿面硬度大于45HR（从表11-7查得蜗轮的基本许用应力H'=268MPaN=3.41107应力循环次数：Khn=H=23000MPaN=60j

10、n2b60120.281035083.41107计算项目及说明计算结果6）计算中心距aa31.055454901602.9)2286.37mmV230因为i=29查GB10085-1998表Ad1=140mm可知模数m=16mm蜗杆分度圆直径d1=140mm这时di/a=从图11-18中可以查得接触系数Z2.65Z2.65Z'Z因此以上计算结果可用（4）蜗杆与蜗轮的主要几何尺寸与主要参数Pa=蜗杆：轴向齿距Pa=m1650.24mm直径系数q=dm=q=di/m=齿顶圆直径：da1=d12ham140216172mmda1=172mm齿根圆直径df1=100mmdf1=100mm分度圆

11、导程角1蜗杆轴向齿厚Sa=m25.12mm2Sa=蜗轮：蜗轮齿数乙=31乙=31d2=496mm蜗轮分度圆直径d2=496mm蜗轮喉圆直径da2=528mmda2=528mm蜗轮齿根圆直径rg2=rg2=（5）校核齿根圆疲劳强度1.53KTf心匕丫d1d2m涡轮的齿形糸数YFa2由当里齿数计算项目及说明计算结果由表11-8查得，由2CuSn10P制造的蜗轮基本许用弯曲f56MPa应力F56MPaKfn-1106寿命系数Kfn9.0.68F3.4110F18.68MPaF560.6837.83MPa1.531.055438.98103匸匸2550951868MPaF14049616弯曲强度满足所

12、以弯曲强度满足要求（6）验算效率tantan(v)已知=63111=Fv与相对滑动速度VS有关Vs4.34m/s、，d.140588Fv0.0237Vs-114.34m/s601000cos601000cosv1.19从表11-8中用插值法查得£0.0237v1.19合格带入式中得-大于原估计值，因此不用重新计算,合格计算项目及说明计算结果3、第一级低速级开式齿轮的设计材料40Cr（1）、选定蜗轮的类型、精度等级、材料大齿轮材料为1）根据情况选择直齿圆柱齿轮传动45钢2）减速器为一般机器，速度不咼，故选用7级精度3）材料选择由表10-1选择材料40Cr（调质处理），硬度280HBS大

13、齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为240HBS两者硬度相差40HBSZ1174）选小齿轮z117,大齿轮齿数：Z255z2173.254.4取值55（2）按照齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲疲劳强度设计公式：“YFaYsa、2KT1mVf)dZ12FE1500MPa1）确定公式内各计算数值FE2380MPa由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度FE1500MPaKFN10.85大齿轮的弯曲疲劳强度极限fE2380MPakrXFN20.882）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数F】1=303.57MPaKfn10.85Kfn20.88F)2238.86MPa3）计算弯曲疲劳许用应力k=取弯曲疲劳安全

14、系数S=，由下式知YFa1=YFa2=kF1FN1FE1=303.57MPaF11.4kF2fn2fe2=238.86MPaYSa1=YSa2=F21.44）计算载荷系数K计算项目及说明计算结果丫FalYsa12.651.58001379YFaYsaF】1YFa2YSa0.01379F1303.5720.01644“匕2.2261.764001644F】2f2238.86m9.78结果大齿轮的数值较大圆整为10(8)试确定中心距21.5125.441060.01644门”mt311729.78圆整为10d1t=170mm则d1t=mz=1017=170mmd_根据小齿轮作悬臂布置，齿宽系数d=

15、bdd1t0.4186.5466.50mmbh_66.50mm计算齿宽咼比b/hb/h_h=b/h=2、按齿面接触疲劳强度校核v0.176m/sKv_，直齿轮v=d1n186540176m/SKhKf1Ka_1601000601000根据v=s,7级精度，由图10-8查动载系数Kh1.195Kv=,直齿轮KhKf1由表10-2查取使用系数K=1Kf1.22由表10-4由插值法查取7级精度，小齿轮相对支撑点悬臂布K1.55置，所以Kh1.195由b/h=，Kh1.195查图10-3知Kf1.22d1168.10载荷系数模数圆整为10计算项目及说明计算结果几何尺寸的计算Z2=iZ1=,取乙=55=

16、170mm(1)计算分度圆直径d2=550mmdi=Zim=1017=170mmd2=Z?m=5510=550mm(2)计算中心距a=190mma=d1/2-d1/2=550/2-170/2=190mm(3)计算齿轮宽度b2=68mmb1=73mmb=dd10.417068mm取b2=68mmb1=73mm三、轴的设计1、联接电机的轴F016.2Kw(1)求输出轴上的功率P、转速n和转矩T000n°=n=1470r/minT°=1.05105N?mmP0P16.830.970.9916.2Kwno=n=1470r/minTo=9.55106F0n01.05105N?mmd1

17、=(2)求作用在齿轮上的力F3.03103N咼速齿轮上的分度圆直径d1=Fr1.01103Nl2T021.051053klFt3.03103Ntd69.35FrFttan3.03103tan201.01103Ndmin23.37mm(3)初步确定轴的最小直径FTca=diA辛丁105站16.2/147023.37mmVn0计算项目及说明计算结果计算转矩Tea小于联轴器公称转矩，查标准GB/T5843-2003HL1型弹性柱销联轴器公称转矩160000Nmm知半联轴器孔径，选用HL1型弹性柱销联轴器，公称转矩160000Nmm轴的孔径d仁24mm联轴器的长度52mm(4)轴的结构设计123450

18、mm071)拟定轴上零件装配方案选用下图所示的d1=31mm长度取L1=5单列圆锥滚子轴承303dDT35mm80mm22.75mm2)根据轴向定位要求确定各段的直径和长度为了确定半联轴器的轴向定位，第一段直径取d仁31mm长度取L仁50mm避免联轴器压到轴肩初步选择滚动轴承，因轴承受到径向力，有的轴上受到轴向力，选用单列圆锥滚子轴承，初步选择0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307,其尺寸为dDT35mm80mm22.75mm轴的各尺寸如下表所示：轴段长度/(mm直径/(mm第一段5024第二段4031第三段3535第四段70406035由图知，B为危险界面总弯矩：M9.561

19、04N?mmT=1.06105N?mmca38.68MPaW但56104)2(3.02104)240340«04)23224038.68MPa前面已选择材料为45钢，调质处理由表15-1ca1】,所以安全M、MH2M/2.(9.07104)2(3.02104)2=9.56104N?mm总扭矩T=1.06105N?mm因为扭转切应力为对称循环应变应力，轴的计算应力160MPa2、蜗杆轴的设计(1)求输出轴上的功率P、转速n和转矩TP1=ni=588r/min(2)求作用在齿轮上的力高速齿轮上的分度圆直径d1=F12T1239.232103d1762.72103NFrFttan9.891

20、02tan202.72103N蜗杆上的作用力，因为蜗杆的分度圆直径di'=140mmdminFt1'Fai'Fri'2T13.41d12T22.19d2Fai'tan103n104N7.89103N(3)初步确定轴的最小直径A%112314.73/58830.22n0mm取轴材料为45钢，调质处理，根据15-13取A=112,显然轴的最小安装直径在大齿轮处(4)轴的结构设计1)拟定轴上零件装配方案选用下图所示P1=n1=588r/minT1=d1=F12.72103NFr=2.72103Nd1'=140mmFt1'=3.41103NFa1

21、'2.19104Ndmin30.22mmA)=1122)轴上各段尺寸如下表所示轴段长度/(mm直径/(mm第一段6832第二段39第三段40第四段5049第五段10275第六段241172第七段10275第八段5049第九段40第十段39bhL=18mm11mm55mm键槽采用铣刀加工(5)轴向零件的周向固定齿轮周向定位采用键连接，由课本6-1查键的基本尺寸为bhL=18mm11mm55mm键槽采用铣刀加工。(7)轴上强度校核弯矩图如下图所示:竖直面受力及弯矩如下表示载荷竖直面支反力Fa=5039N,Fb=3804N弯矩M=876000Nmm扭矩T=239230Nmm载荷竖直面支反力F

22、a=4740N,Fb=1390N弯矩M=319000Nmm扭矩T=239230Nmm水平面受力及弯矩如下表示总弯矩:MMH2M/2二3.19105)2(8.76105)2=9.32105N?mm因为扭转切应力为对称循环应变应力，轴的计算应力caM2(T)2W(9.32105)2(2.39105)21403323.57MPa前面已选择材料为45钢，调质处理由表15-1160MPacai,所以安全M=9.32105N?mmca3.57MPacai，所以安全3、蜗轮轴的设计以及校核(1)蜗轮轴的功率转速和转矩如下F2=n2=min2=minT2=d2=496mm(2)求作用在蜗轮上的力F22.191

23、04NFa23.41103NFr2=Fr1'Fa1'tan7.89103NFr2=7.89103NFa2=Ft1'3.41103N(3) 初步确定轴的最小直径P0112311.55/20.2892.83mmn0dminAdmin92.83mmAo=112取轴材料为45钢，调质处理，根据15-13取A=112,显然轴的最Tca=小安装联轴器的轴段。为了使其与联轴器相适应，现需要选联轴器型号联轴器计算转矩Tca=KT3查表14-1取Ka=所以Tca=KT3=查标准GB/T5014-2003,选用HL8弹性柱HL8弹性柱销联轴器公称转矩为107Nmm段直径95mm半联轴器长度

24、为172mm半联轴器孔径为95mm销联轴器，公称转矩为107Nmm半联轴器孔径为95mm故取此轴(4) 轴结构设计1)拟定轴上的零件装配方案如下图示:2)根据轴的定位要求确定各轴段尺寸如下表所示轴段长度/(mm直径/(mm第一段13095第二段10255第三段105bhL=25mm14mm110仃bhL=28mm16mm100mFr2由上图知危险截面为B,在图中竖直面内Mv=水平面中Mh=总弯矩：竖直面内Mv=水平面中Mh=M1.108105N?mm3)轴上零件的周向定位此轴上都使用平键在联轴器处查表6-1选择基本尺寸为bhL=25mm14mm110mm在蜗轮处选择bhL=28mm16mm10

25、0mm(5) 轴上力的校核轴上弯矩图如下所示：MIVH2M/21(3.81105)2(1.04106)2=1.108105N?mm因为扭转切应力为对称循环应变应力，轴的计算应力caW,(1.108105)2(5438.98103)211033250.71MPa288(110-8)2110前面已选择材料为45钢，调质处理由表15-1ca50.71MPaca1，160MPaca1,所以安全四、轴承的校核1、高速级齿轮轴上轴承校核其模型如下图所示dlFd?所以安全Fd仁Fd2=-.Fr12Fr222Y3.033、2/1.013、2103)2(103)22221.9Fa2=Fa仁Fd仁Fd仁Fd2Fa1=4.20一10=0.260.31Fr11.6103所以P仁L.4.2106h2.8104h所以校验合格2.蜗杆轴上轴承的校核其受力模型如下图所示:Fd2Fa1=0.26Fr1Fa1=0.26Fr10.310.31