机械设计课程设计(减速器设计)

转速（r/min） 功率（kW） 转矩（N·m）
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） ，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 z1＝20，大齿轮齿数 z2＝82；
一．课程设计计划说明书 1)．设计内容
1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 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） ； 齿轮传动设计计算; 轴的设计; 滚动轴承的选择和计算； 键联结的选择与计算； 联轴器的选择； 润滑与密封的选择，润滑剂牌号和装油量； 装配图、零件图的绘制 设计计算说明书的编写
'
3
2
3
=
2 1.8811.62 104 5.03 2.5 0.879 189.8 · 1 4.03 577.8
（1） 计算圆周速度 v=
2
=33.7
πd1n1 π 33.7 1420 = =2.5m/s 60 1000 60 1000
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
修正小齿轮直径 vz/100=0.31
6
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
K v ' 1.001,d13 =d1'3K v ' / K v ,
d1= d1t K v / K v = 53.5 1.001/1.1 mm=51.8mm
' 3
3
计算模数 m m=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 a =140，变位系数 = ( a -a)/m
2
3．电动机型号的确定
由表 2－167 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：
4-a / 3 4 1.68 / 3 0.879
（6） 由图 5-23 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa； 大齿轮的解 除疲劳强度极限σHlim2＝540MPa； （7） 由式 10－13 计算应力循环次数 设工作时间为 10000 小时， Ne 60a n t h 8.52*10
计算许用应力[σF] NF1=Nr1=7.2* 10
8
NF2=NF1/i=7.2* 10 /4.1=1.76* 10
8
8
查寿命系数 YN1=YN2=1 弯曲疲劳极限σFlim1=225MPa；σFlim2=200MPa 尺寸系数查表 5-26 Yx1=Yx2=1 S1=S2=1.4 [σF]=2σ* YN *YX / S [σF1]=0.7*2*225/1.4=224.98MPa [σF2]=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
ηη η η＝ηη 联 轴承 齿 开齿 链 ＝0.725
Pd＝2.48kW
2
5
2
2．电动机转速的选择
nd＝（i1’·i2’…in’）n
i开齿 3--6，i齿 3--6
1
nd=( i齿 *i开齿 )n v=n*z*p/(60 *1000) n=17.14r/min 462.78<nd<3702.24 初选为同步转速为 1500r/min 的电动机
0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5轴
T0 Td 16.68Nm
T1 T0 *ηη 联 轴承 16.18Nm T2 T1 *ηη 齿 轴承 *i1 63.06Nm T3 T2 *ηη 齿 轴承 *i2 245.77Nm T4 T3 *ηη 联 轴承 238.45Nm T5 T4 *η η 开齿 轴承 *i 1109.98Nm
项 目 电动机 0 轴 1420 2.48 16.68 高速 1 轴 1420 2.4061 16.18 中间 2 轴 346.34 2.287 63.06 低速 3 轴 84.5 2.174 245.77 4轴 84.5 2.109 238.45 链板 5 轴 16.9 1.964 1109.98
8
（8） 由图 5-24 查得接触疲劳寿命系数 ZN1＝1；ZN2＝1.07 （9） 计算接触疲劳许用应力 [σH]= σHlim * ZN /S 取失效概率为 1％，安全系数 S＝1，得 [σH]1＝600MPa [σH]2＝577.8MPa 2） 试算小齿轮分度圆直径 d1
2 KT u 1 Z H Z E Zε d1 ≥ · φd u H σ
ia ＝nm/n
nw＝17.14
ia ＝82.4
2．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 i1 i2
ia ＝82.4，取 i开齿 ＝5，i1=4.03，i2=4.1
2).动力参数
计算各轴转速、输入功率、输入转矩 各轴转速 0 轴： n0 n m 1420r / min 1 轴： n1 1420r / min 2 轴： n 2 n1 / i1 346.34r / min 3 轴： n3 n 2 / i2 84.5r / min 4 轴 n 4 n3 84.5r / min 5 轴 n5 n 4 / i 16.9r / min 各轴转矩 Td 9550*pd / n m 16.68
4 1.68 / 3 0.879
由图 5-23 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳 强度极限σHlim2＝540MPa； 由式 10－13 计算应力循环次数 设工作时间为 10000 小时， Ne 60a n t h 8.52*10 由图 5-24 查得接触疲劳寿命系数 ZN1＝1；ZN2＝1.07 计算接触疲劳许用应力 [σH]= σHlim * ZN /S 取失效概率为 1％，安全系数 S＝1，得 [σH]1＝600MPa [σH]2＝577.8MPa 2).试算小齿轮分度圆直径 d1t
8
2 KT u 1 Z H Z E Zε d1 ≥ · φd u H σ
'
3
2
3
=
2 1.881 6.31104 5.03 2.5 0.864 189.8 · 1 4.03 577.8
计算圆周速度 v=
2
=53.5
πd1n1 π 53.5 346.34 = =0.97m/s 60 1000 60 1000
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）
η 联 0.99，η 齿 0.97，η 开齿 0.95，η 链 0.915，η 轴承 0.98
1） 工作机所需功率 Pw=Fv/1000 Pw＝1.8kW 2） 电动机的输出功率 Pd＝Pw/η
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（5—12）试算，即
2 KT u 1 Z H Z E Zε · d≥ φd u H σ
1） 确定公式内的各计算数值 （1） 取 K K= K A K v K K
K v ' 1.07,d13 =d1'3K v ' / K v ,
d1= d1t K v / K v = 33.7 1.07 /1.1 mm=33.4mm
' 3
3
（2） 计算模数 m m=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
3
2
由表 5-11 K A =1.25； 初估 v=4m/s vz/100=1.28
由图 5-10 Kv =1.10 由图 5-13

K =1.14
3
r 1.88 3.2(1/ z1 1/z2) =1.68
由图 5-15 K =1.20 K=1.881 （2） 由图 5-18 选取区域系数 ZH＝2.5 （3） 取尺宽系数φd＝1 （4） 由表 10－6 查得材料的弹性影响系数 ZE＝189.8Mpa （5） 计算重合度系数 Z ε=
2
各轴输入功率
p0 pd 2.48kw
p1 p0 * η 联 *η 轴承 2.4061kw
p2 p1 * η 齿 *η 轴承 2.287kw
p3 p2 * η 齿 *η 轴承 2.174kw p4 p3 * η 联 *η 轴承 2.109kw p5 p4 * η 开齿 *η 轴承 1.964kw
r 1.88 3.2(1/ z1 1/z2) =1.88-3.2(1/32+1/129)=1.76
重合度系数 Y =0.25+0.75/ a
Y =025+0.75/1.76=0.679