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1、Four short words sum up what has lifted most successful individuals above the crowd: a little bit more.-author-date同济大学机械设计机械设计课程设计(减速器)传动方案的拟定及说明一课程设计计划说明书1)设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算（计算电动机所需功率，选择电动机，分配各级传动比，计算各轴转速，功率和转矩）；2. 齿轮传动设计计算;3. 轴的设计;4. 滚动轴承的选择和计算；5. 键联结的选择与计算；6. 联轴器的选择； 7. 润滑与密封的选择，润滑剂牌号和装油量；8.
2、装配图、零件图的绘制9. 设计计算说明书的编写2).设计任务2 减速器总装配图一张3 齿轮、轴零件图各一张4 设计说明书一份3).设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与齿轮等零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二电动机的选择1 电动机类型和结构的选择本传动的工作状况是：载荷轻微振动、双向旋转。电动机容量的选择：（公式见课程设计课本11-13页） 1） 工作机所需功率Pw=Fv/1000 Pw1.8kW2） 电动机的输出功率PdPw/0.725Pd2.48kW2 电动机转速的选择nd（i
3、1i2in）n nd=( )n v=n*z*p/(60 *1000)n=17.14r/min 462.78nd3702.24初选为同步转速为1500r/min的电动机3电动机型号的确定由表2167查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW，满载转速1420r/min。基本符合题目所需的要求。 三计算传动装置的运动和动力参数1).传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nnw17.1482.42 合理分配各级传动比（公式见课设课本13-15页）由于减速箱是同轴式布置i1i282.4，取5，i1=4.03
4、，i2=4.12).动力参数计算各轴转速、输入功率、输入转矩各轴转速 各轴输入功率0轴： 1轴： 2轴： 3轴： 4轴 5轴 各轴转矩 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5轴 项 目电动机0轴高速1轴中间2轴低速3轴4轴链板5轴转速（r/min）14201420346.3484.584.516.9功率（kW）2.482.40612.2872.1742.1091.964转矩（Nm）16.6816.1863.06245.77238.451109.98四传动件设计计算1.第一级齿轮1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质
5、），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z282；2 按齿面接触强度设计（公式参考机械设计）低速级的载荷大于高速级的载荷，用低速级的数据进行计算按式（512）试算，即 d1） 确定公式内的各计算数值（1） 取K K=由表5-11=1.25； 初估v=4m/s vz/100=1.28 由图5-10 =1.10由图5-13 =1.14=1.68由图5-15 =1.20K=1.881（2） 由图5-18选取区域系数ZH2.5（3） 取尺宽系数d1（4） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（5） 计算重合
6、度系数= （6） 由图5-23按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2540MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数设工作时间为10000小时，（8） 由图5-24查得接触疲劳寿命系数ZN11；ZN21.07（9） 计算接触疲劳许用应力 H= Hlim */S 取失效概率为1，安全系数S1，得 H1600MPa H2577.8MPa 2） 试算小齿轮分度圆直径d1= =33.7（1） 计算圆周速度v=2.5m/s修正小齿轮直径vz/100=0.5按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1= = mm=33.4mm（2） 计算模数mm=
7、d1/z1=33.4/20=1.67查表5-3标准模数m=1.75不改变模数的情况下增大齿数z1=32,z2=129 小齿轮分度圆直径d1=m*z1=1.75*32=56 大齿轮分度圆直径d2=m*z2=1.75*129=225.75 齿宽b1=60,b2=56; 中心距a=(b1+b2)/2=(56+225.75)/2=140.875；圆整为=140，变位系数= (-a）/m =(140-140.875)/1.75= -0.53.按照齿根弯曲疲劳强度校核计算许用应力FNF1=Nr1=7.2* NF2=NF1/i=7.2*/4.1=1.76*查寿命系数YN1=YN2=1弯曲疲劳极限Flim1=
8、225MPa；Flim2=200MPa尺寸系数查表5-26 Yx1=Yx2=1S1=S2=1.4F=2* F1=0.7*2*225/1.4=224.98MPaF2=0.7*2*200/1.4=200MPa查得齿形系数YFa1=2.28；YFa2=2.09查取应力修正系数查得Ysa1=1.75；Ysa2=1.87=1.88-3.2(1/32+1/129)=1.76 重合度系数=0.25+0.75/ =025+0.75/1.76=0.679 F1=2*1.89*1.62*10000*2.28*1.75*0.679/(56*56*1.75)=31MPaF1F2=F1 *=31*1.87*2.09/(
9、2.28*1.75)=30.6F2故弯曲强度足够。第二级齿轮1.材料,精度等级及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS; 精度等级选用8级精度；试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z282；2.按齿面接触强度设计（公式参考机械设计）低速级的载荷大于高速级的载荷，用低速级的数据进行计算按式（512）试算，即 d1)确定公式内的各计算数值取K K=由表5-11=1.25； 初估v=4m/s vz/100=1.28 由图5-10 =1.10由图5-13 =1.14=1.88-3.2(1/20+1/82)=
10、1.68由图5-15 =1.20K=1.881.由图5-18选取区域系数ZH2.5取尺宽系数d1由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa计算重合度系数=由图5-23按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2540MPa；由式1013计算应力循环次数设工作时间为10000小时，由图5-24查得接触疲劳寿命系数ZN11；ZN21.07计算接触疲劳许用应力 H= Hlim */S 取失效概率为1，安全系数S1，得 H1600MPa H2577.8MPa 2).试算小齿轮分度圆直径d1t= =53.5计算圆周速度v= =0.97m/s修
11、正小齿轮直径vz/100=0.31按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1= = mm=51.8mm计算模数mm=d1/z1=51.8/20=2.59查表5-3标准模数m=2.75 小齿轮分度圆直径d1=m*z1=2.75*20=55 大齿轮分度圆直径d2=m*z2=2.75*82=225.5 齿宽b1=60,b2=55; 中心距a=(b1+b2)/2=(55+225.5)/2=140.25；圆整为=140，变位系数= (-a)/m =(140-140.25/2.75= -0.13.按照齿根弯曲疲劳强度校核计算许用应力FNF1=Nr1=7.2* NF2=NF1/i=7.2*/4.1=1.76
12、*查寿命系数YN1=YN2=1弯曲疲劳极限Flim1=225MPa；Flim2=200MPa尺寸系数查表5-26 Yx1=Yx2=1S1=S2=1.4F=2* F1=0.7*2*225/1.4=224.98MPaF2=0.7*2*200/1.4=200MPa查得齿形系数YFa1=2.97；YFa2=2.26查取应力修正系数查得Ysa1=1.5；Ysa2=1.74 重合度系数=0.25+0.75/ =025+0.75/1.68=0.696 F1=2*1.89*63.06*1000*2.97*1.5*0.696/(55*55*2.75)=88.8MPaF1F2=F1 *=88.8*1.74*2.2
13、6/(2.97*1.5)=78.4F2故弯曲强度足够。开式齿轮1.选材料：小齿轮为合金铸钢，360HBS，大齿轮为球墨铸铁，300HBS精度等级为8级。设z1=18,z2=90;2.按齿根弯曲强度设计 m1)确定计算参数计算载荷系数取K K=由表5-11=1.25； 初估v=0.8m/s vz/100=0.14 由图5-10 =1.01由图5-13 =1.16=1.67由图5-15 =1.17K=KAKVKFKF=1.251.011.161.63=1.71查取齿型系数查得YFa1=2.9；YFa2=2.23查取应力校正系数查得Ysa1=1.54；Ysa2=1.74=0.25+0.75/ =02
14、5+0.75/1.67=0.69计算应力循环次数NF1=Nr1= =60*1*84.5*10000=5.07* NF2=NF1/i=5.07*/5=1.01*Yx1=Yx2=1查表5-26 Yx1=Yx2=1计算FF1=760MpaF2=670MPaS1=1.4；S2=1.4F=2* 工作为双向转动，F1=0.7*2*760*1*1/1.4=760MpaF2=0.7*2*670*1*1/1.4=670MPa2)设计计算mm=1.81防止磨损，将模数放大10%到15%m=2.19查标准模数为2.253)几何尺寸计算 1.计算分度圆直径 d1=m*z1=2.25*18=40.5; d2=m*z2=
15、2.25*90=202.52.计算中心距 a =(d1+d2)/2=(40.5+202.5)/2=121.5圆整后得120，变位系数= (-a）/m =(120-121.5)/2.25= -0.673.计算齿轮宽度 b=dd1b1=45,b2=40;4.结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。五轴的设计计算II轴：材料选取45钢调质处理，A=118-106，b=637MPa,-1=268MPa,s=353MPa1 初步确定轴的最小直径d=21.01mm2 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案 中间轴 i. 1-2段轴用于安装轴承6205
16、和甩油环，故取直径为25mm。轴承长度为15mm，考虑齿轮端面到箱体内壁距离15mm，轴承内端面到内壁距离10mm，故此段长度45mm。ii. 2-3安装大齿轮，直径为45mm，长度为54mm，略小于齿轮齿宽。iii. 3-4段轴分离两齿轮，直径48mm，长度91.5mmiv. 4-5轴齿轮，分度圆直径为55mm，长度为齿宽55mmv. 5-6段安装甩油环和轴承，直径为25mm。长度37.5。3.计算轴上载荷 求作用在齿轮上的受力Ft1=2*63.06/0.055=2293.1NFt2=2*63.06/0.2255=559.3NNt1+Nt2=Ft1+Ft2Ft1*0.0495+Ft2*0.1
17、98=Nt2*0.24675Fr1=Ft1tan=2293.1*tan20=834.6NFr2=Ft2tan=559.3*tan20=203.6NNr1+Nr2=Fr1+Fr2Fr1*0.0495+Fr2*0.198=Nr2*0.24675受力分析水平面垂直面B点齿轮（N）2293.1834.6C点齿轮（N）559.3203.6A点轴承（N）1943.6707.4D点轴承（N）908.8330.8受力简图A 49.5 B 148.5 C 48.75 D水平面弯矩图垂直面弯矩图 转矩图4.计算弯矩水平面：B处：M=0.0495*1943.6=96.2N.mC处：M=0.04875*908.8=4
18、4.3N.m垂直面：B处：M=0.0495*707.4=35N.mC处：M=0.04875*330.8=16.1各点力矩合成计算当量弯矩：取=0.6B点=109.2N.mC点A B C D 合成弯矩图A B C D当量弯矩图5.校核轴的安全判断危险截面 由于截面B处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面mm55mm结论：此轴设计安全。I轴：此轴为齿轮轴，故材料选用Cr20，A=106-97（表9-2）b=637MPa,-1=278MPa,s=392MPa初步确定轴的最小直径1 轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 1-2段由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以
19、该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm，长度由联轴器孔长决定，取为50mm。b) 2-3考虑到联轴器的轴向定位可靠，所以该段直径选为27。长度考虑2端距离轴承端盖螺钉10mm，取为48mm。此段长度45mm。c) 3-4段轴要安装轴承和甩油环，则轴承选用6206型，即该段直径定为30mm，轴承长度为16mm，考虑齿轮端面到箱体内壁距离10mm，轴承内端面到内壁距离10mm，故长度取为37.5mm。d) 4-5段为轴齿轮（一级小齿轮），分度圆直径56mm，长度取为60mm。e) 5-6段轴肩固定轴承，直径为36mm，长度30mm。f) 6-7段轴要安装轴承，直径定为30mm,长
20、度16mm。2 计算轴上载荷水平面：A 59.5mm B Ft 68mm CNt1 Nt2垂直面： FrA B C Nr1 Nr2Ft=2T/d=2*16.18/0.035=924.6NNt1+Nt2=FtNt1*59.5=Nt2*68Fr=Ft*tan20Nr1*59.5=Nt2*68水平面垂直面齿轮B点924.6336.5轴承A点493.12179.5轴承C点431.481573 画弯矩图 B点：水平面M=493.12*0.0595=29.34N.m 垂直面M=179.5*0.0595=10.68N.m 弯矩合成N.m 计算当量弯矩取=0.6 A点= =0.6*16.18=9.708N.m
21、B点=32.7N.m 合成弯矩图A B C当量弯矩图扭矩图4 按弯扭合成应力校核轴的强度B截面为危险截面mm55mmA直径较小需校核mm10000h2. 中间轴轴承选用6205型号，D=57mm，B=15mm，d=25mm检验寿命：C=108000N, P=750Lh=14369210000h3. 输出轴上的轴承：选用6209型号，D=85mm，B=19mm，d=45mm检验寿命：C=24500，P=1450Lh=95711410000h故选用轴承均合格。九润滑与密封1.齿轮润滑 减速器的齿轮润滑除少数低速小型减速器采用脂润滑，绝大多数采用油润滑。对于油润滑，如果齿轮圆周速度小于12m/s的齿
22、轮采用喷油润滑，在本减速器中，大齿轮圆周速度小于4m/s，故采用浸油润滑。润滑油选用HJ-502.轴承润滑滚动轴承一般采用润滑脂润滑，粘附能力强，可以防水，适用于轴径圆周速度v(4-5)m/s，工作温度低于润滑脂滴点10-20度的情况使用，装脂量一般为滚动轴承内部空间的1/3-2/3，本减速器中，与箱体相靠近的轴承使用脂润滑，中间使用油润滑。润滑脂选用钙基润滑脂ZG-53.减速器密封1)箱体密封 为了保证箱盖与箱座结合面的密封，对结合面的几何精度和表面精度粗糙度应有一定的要求，一般要精确到Ra1.6um。 2)轴承密封轴承的密封主要靠端盖和毡圈来保证，轴承与箱体内部密封主要靠挡油盘。十相关技术
23、说明1.装配前，所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机体内不允许有任何杂质。2.啮合间隙用铅丝检验不小于0.16mm，铅丝不得大于最小侧隙4倍。3.检查减速器剖分面各接触面的密封面均不允许漏油，剖分面允许涂一层水玻璃。4.表面涂绿色油漆十一.设计小结 这次课程设计中我学到了很多东西，过程虽然很辛苦，但收获很多。 从开始的传动设计到草图，装配图，零件图的绘制，每一个阶段我们都在尽自己最大能力去做，虽然做的不是非常好，但看到自己的劳动成果，感觉真的很舒服。 通过这次课设，锻炼了我很多方面，做事严谨认真的态度，工作一丝不苟的精神，还有与同学之间的配合，都受益良多。工程里面是不能凭感觉的，像齿轮，
24、键等零件，都有严格的国家标准，需要查手册，各种资料来确认，绝对不能马虎。课设让我了解了机械设计的基本过程，认识了各种标准，学会了工具书的使用，对机械工艺也有了一定的了解，总之，虽然课设很辛苦，但我们受益更大，一生受用，很高兴有这样的机会锻炼自己。十二.参考资料机械设计课程设计南京航空航天大学出版，航空工业出版社发行 朱如鹏，郭学陶 1995年12月 机械设计，南京航空航天大学出版，徐龙祥，欧阳祖行 1999年1月简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；工程机械构造图册，机械工业出版社，刘希平主编机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；-