小模数减速器设计

1精密机械课程设计题目：小模数齿轮减速器班级：姓名：学号：指导老师：完成时间：2目录设计任务书.......................................2一、传动装置总体设计.................................3二、传动方案分析.....................................3三、减速器形式的选择以及各级传动比的分配.............3四、计算传动装置的运动参数..........................4五、齿轮的设计.......................................5六、轴和轴承的设计..................................15七、联轴器设计......................................15八、箱体结构的设计..................................16九、润滑与密封设计................................17十、心得体会......................................18参考文献...........................................193设计任务书课程设计题目：小模数齿轮减速器设计设计要求：①模数m1mm，②传动比i=150,给定的微型电机：①额定功率P＝60W，②转速n＝3000r／min，③d＝8mm设计内容：1、减速器装配图1张；2、零件工作图3张（传动零件、轴、机箱）；3、设计计算说明书1份；4一、传动装置总体设计1.组成：传动装置由微型电机、减速器、工作机组成。2.特点：设计的是小模数齿轮减速器，电机功率小、转速仅3000r/min，所以在设计中，对强度的要求不高，主要是精度需要达到设计的要求。二、传动方案分析1．蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，适用于中、小功率的场合。由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。但效率较低，并且采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，成本较高。2．圆锥齿轮传动圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和模数。3．链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动。4．圆柱齿轮传动圆柱齿轮制造简单，经济实用，广泛地应用于生产实践中。并且能够满足一般的承载要求。由于本文是设计小模数齿轮减速器，电动机功率60W，转速2800r/min，所以强度要求不高。因此，本设计采用直齿圆柱齿轮的传动方案是比较合理的。三、减速器形式的选择由于本设计中给定的减速器的相关参数（电动机是微型电动机，额定功率为90W，转速n=3000/min,总传动比i=150），可知运动载荷不大，不需要着重考虑过载变形。所以，本设计采用结构比较简单的四级展开式直齿圆柱齿轮传动。其传送比分配为i1:i2:i3:i4=2:3:5:5.5四、计算传动装置的运动和动力参数确定各部分的效率为：联轴器效率1=0.99，滚动轴承的传递效率（一对）2=0.99，闭式齿轮的传动效率（传动精度为7级）3=0.97。则总的效率η=0.99×20.97×30.99=0.904下面确定各种的运动参数：（1）各轴转速n＝0n＝3000r/minⅡn＝1/　Ⅰin＝3000/2＝1500r/minⅢn＝Ⅱn/2i＝1500/3=500r/minnⅣ=Ⅲn/i3=500/5=100r/minnⅤ=nⅣ/i4=100/5=20r/min（2）各轴输入功率ⅠP＝dp×1＝60×0.99＝59.4WⅡP＝Ⅰp×η2×3＝59.4×0.99×0.97＝53.5WⅢP＝ⅡP×η2×3＝53.5×0.99×0.97＝51.4WPⅣ=PⅢ×η2×3=51.4×0.99×0.97=49.3WPⅤ=PⅣ×η2×3=49.3×0.99×0.97=47.4W.（3）则各轴的输出功率：ⅠP＝ⅠP×0.99=58.8WⅡP＝ⅡP×0.99=53.0WⅢP＝ⅢP×0.99=50.9WP,Ⅳ=PⅣ×0.99=48.8WP,Ⅴ=PⅤ×0.99=46.9W（4）各轴输入转矩1T=dT×0i×1N·m根据电动机轴的输出转矩dT=95500nPd=9.55×60/3000=0.1910N·m则各轴的输入转矩：查表知8级精度的齿轮传动，传动效率η=0.97~0.99，这里取0.97滚动轴承的效率为0.98~0.995，取0.99ⅠP＝59.4WⅡP＝53.5WⅢP＝51.4WPⅣ=49.3WPⅤ=47.4WⅠP＝58.8WⅡP＝53.0WⅢP＝50.9WP,Ⅳ＝48.8WP,Ⅴ＝46.9WⅠT=0.189N·mⅡT=0.341N·mⅢT=0.981N·m6ⅠT＝dT=9.55nPⅠ=9.55×59.4/3000=0.1891N·mⅡT＝9.55ⅡⅡnP=0.3406N·mⅢT＝9.55ⅢⅢnP=0.9817N·mTⅣ=4.7082N·mTⅤ=22.6335N·m（5）输出转矩：ⅠT＝ⅠT×0.99=0.1872N·mⅡT＝ⅡT×0.99=0.3372N·mⅢT＝ⅢT×0.99=0.9719N·mT,Ⅳ=TⅣ×0.99=4.6611N·mT,Ⅴ=TⅤ×0.99=22.4072N·m综上，运动和动力参数结果如下表：轴名功率P(W)转矩T（Nm）转速r/min输入输出输入输出电机轴600.1913000I轴59.458.80.18910.1873000II轴53.553.00.34060.3371500III轴51.450.90.98170.972500Ⅳ轴49.348.84.70824.661100Ⅴ轴47.446.922.63322.40720五、齿轮的设计TⅣ=4.7082N·mTⅤ=22.634N·mⅠT=0.187N·mⅡT=0.337N·mⅢT=0.972N·mT,Ⅳ=4.661N·mT,Ⅴ=22.41N·m7传动比为1i=2，2i=3，i3=5,i4=5.第一级齿轮：1、选择材料，确定许用应力小轮选用45钢调制，硬度为240HBS；大轮选用45钢正火，硬度为190HBS。查表得，lim1580HMPalim2560HMPalim1190FMPalim2180FMPa查表得1.1HS，1.4FS，故lim11[]527.3HHHMPaS，lim22[]509.1HHHMPaSlim11190[]135.71.4FFFMPaS，lim22180[]128.51.4FFFMPaS因硬度小于350HBS，属软齿面，先按齿面接触强度设计，再校核齿根弯曲强度。2、按接触强度设计计算中心距：213305(1)[]HaKTauu（mm）①取2[][]509.1HHMPa②小轮转矩ⅠT=0.1872N·m③取齿宽系数ψa=0.4，i1=u=2由于原动机为电动机,传动平稳,支撑不对称布置,选8级精度.查表选取1.1K,将以上数据代人,初算中心距a≥13.56mm3、确定基本参数,计算主要尺寸①选择齿数可取251z,则5012zz②确定模数由公式12()2mzza13.56mm.8即m0.36查得标准模数m=0.4。③确定中心距a≥13.56mm由于中心距通常末位为0或5,可取mma15。④计算齿宽mm6154.0　ab为补偿两轮轴向尺寸误差，取小轮1宽mmb121，大轮2宽mmb62⑤计算齿轮的几何尺寸小轮1几何尺寸：分度圆直径mm10254.011mzd压力角120齿顶高mmmhhaa4.0*1，齿根高mmmchhaf5.0*)*(1，齿顶圆直径mmhddaa8.102111齿根圆直径mmhddff92-111大轮2几何尺寸：分度圆直径mm20504.021mzd压力角120齿顶高mmmhhaa4.0*1，齿根高mmmchhaf5.0*)*(1，齿顶圆直径mmhddaa8.202111齿根圆直径mmhddff192-1114、校核弯曲强度111212FFKTYbmz按.50,2521zz，查表得122.76,2.15FFYY，代入上式，得91156.9[]FFMPa，安全2244.3[]FFMPa，安全第二级齿轮：1、选择材料，确定许用应力小轮选用45钢调制，硬度为240HBS；大轮选用45钢正火，硬度为190HBS。查表得，lim1580HMPalim2560HMPalim1190FMPalim2180FMPa查表得1.1HS，1.4FS，故lim11[]527.3HHHMPaS，lim22[]509.1HHHMPaSlim11190[]135.71.4FFFMPaS，lim22180[]128.51.4FFFMPaS因硬度小于350HBS，属软齿面，先按齿面接触强度设计，再校核齿根弯曲强度。2、按接触强度设计计算中心距：213305(1)[]HaKTauu（mm）①取2[][]509.1HHMPa②小轮转矩ⅡT＝0.3372N·m③取齿宽系ψa=0.4，i1=u=3由于原动机为电动机,传动平稳,支撑不对称布置,8级精度。查表选取1.1K,将以上数据代人,初算中心距mm2.19a3、确定基本参数,计算主要尺寸①选择齿数可取251z,则7512zz10②确定模数由公式12()2mzza19.2mm即m0.38查得标准模数m=0.4。③确定中心距a≥19.2mm由于中心距通常末位为0或5,可取mma20。④计算齿宽mm8204.0　ab为补偿两轮轴向尺寸误差，取小轮1宽mmb151，大轮2宽mmb82⑤计算齿轮的几何尺寸小轮1几何尺寸：分度圆直径mm10254.011mzd压力角120齿顶高mmmhhaa4.0*1，齿根高mmmchhaf5.0*)*(1，齿顶圆直径mmhddaa8.102111齿根圆直径mmhddff92-111大轮2几何尺寸：分度圆直径mm30754.021mzd压力角120齿顶高mmmhhaa4.0*1，齿根高mmmchhaf5.0*)*(1，齿顶圆直径mmhddaa8.302111齿根圆直径mmhddff292-1114、校核弯曲强度111212FFKTYbmz按.75,2521zz，查表得122.76,2.15FFYY，代入上式，得111156.9[]FFMPa，安全2244.3[]FFMPa，安全第三级齿轮：1、选择材料，确定许用应力小轮选用45钢调制，硬度为240HBS；大轮选用45钢正火，硬度为190HBS。查表得，lim1580HMPalim2560HMPalim1190FMPalim2180FMPa查表得1.1HS，1.4FS，故lim11[]527.3HHHMPaS，lim22[]509.1HHHMPaSlim11190[]135.71.4FFFMPaS，lim22180[]128.51.4FFFMPaS因硬度小于350HBS，属软齿面，先按齿面接触强度设计，再校核齿根弯曲强度。2、按接触强度设计计算中心距：213305(1)[]HaKTauu（mm）①取2[][]509.1HHMPa②小轮转矩ⅡT＝0.9719N·m③取齿宽系ψa=0.4，i1=u=5由于原动机为电动机,传动平稳,支撑不对称布置,8级精度。查表选取1.1K,将以上数据