二级直齿轮减速器设计课件

1、机械设计课程设计说明书设计题目：设计一二级直齿圆柱齿轮减速器。 设计条件：F4500卷筒圆周力（N）；D350卷筒直径（mm）；n65卷筒转速（r/min）.允许卷筒转速误差±5。减速器使用年限10年，每年工作250天，双班制，轻度振动，单向运转。应完成的工作：1减速器装配图1张（0号或1号图纸）； 2零件图23张（齿轮、轴、机座或机盖）； 3设计计算说明书1份。目 录绪论41.电动机选择 51.1确定电机功率 51.2确定电动机转速 62.传动比分配 62.1总传动比 62.2分配传动装置各级传动比 63.运动和动力参数计算 63.1各轴转速 63.2各轴功率 63.3各轴转矩 7

2、4.传动零件的设计计算 74.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算 74.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算 115. 装配零件设计14 5.1 轴最小直径初步估计145.2 联轴器初步选择145.3 轴承初步选择145.4 键的选择155.5 润滑方式选择156.减速器箱体主要结构尺寸167.轴的受力分析和强度校核17 7.1 高速轴受力分析及强度校核177.2 中间轴受力分析及强度校核197.3 低速轴受力分析及强度校核218.轴承寿命计算24 8.1 高速轴寿命计算248.2 中间轴寿命计算258.3 低速轴寿命计算269.键连接强度计算 27 9.1 高速轴上键连接强度计算279.2 中

3、间轴键强度计算289.3 低速轴链接键强度计算2910.设计总结 29参考文献30绪论机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。本课程设计的设计任务是二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广

4、泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图（Auto CAD）PROE的机会。 计算内容和设计步骤：计 算 及 说 明结 果1.电动机选择电动机是标准部件。因为工作环境用于货物的运送,受轻振冲击，所以选择Y系列

5、一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。1.1确定电机功率=0.95工作机所需功率(kw)为 =3.4 kw按机械课程设计手册表1-7确定各部分效率齿轮采用8级精度的一般齿轮传动 =0.97轴承采用球轴承(稀油润滑) =0.99高速级用弹性联轴器 =0.992低速级用滑块联轴器 =0.98总效率 = = 0.97×0.99×0.992×0.98 =0.89电动机所需工作功率(kw)为 =3.4/0.89=3.8kw1.2确定电动机转速卷筒轴工作转速 n=65r/min二级圆柱齿轮减速器传动比 3< i<5 3< i<5电机转速 n=(

6、35)×(35) n=558.9r/min1552.5r/min取 n=1000r/min所以，由机械课程设计手册表12-1得电动机型号为Y132M1-6额定功率 p=4 kw , 满载转速 n=960r/min由表12-3得轴伸尺寸 直径 38mm 长度80mm2.传动比分配 2.1总传动比i=14.772.2分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮 i=(1.31.5)i , i= i i计算可得 i=4.66 i=3.333.运动和动力参数计算3.1各轴转速高速轴 n=n=960r/min中间轴 n= n/ i=960/4.66=206.0r/min低速轴 n=n/ i=

7、 n/ i i=960/14.77=65.0r/min 3.2各轴功率高速轴 p= p=3.8×0.992=3.77kw中间轴 p= p=3.77×0.97×0.99=3.62kw低速轴 p= p=3.62×0.97×0.99=3.48kw 3.3各轴转矩高速轴 T=9550=37.5N·M中间轴 T=9550=167.8 N·M低速轴 T=9550=536.9 N·M4.传动零件的设计计算4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动；（2）运输

8、机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；（3）材料选择选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45 (调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；（4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数=4.66×24=111.84，取；Z2=1124.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算(1)确定公式内各计算数值1)试选载荷系数Kt=1.3。2)小齿轮传递的转矩 T= 9.55×10=37500N·m3)由教材表10-7选取齿宽系数d=1。4)由教材表10-5查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPa5)由教材图10-

9、21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限lim2=550MPa。6)由教材公式10-15计算应力循环次数60×960×1×300×2×8×8=2.2×109 h=4.7×108 h7)由教材图10-23取接触疲劳寿命系数 K0.9 K1.058)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1,则=540MPa=577.5MPa(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得=41.883mm2)计算圆周速度 =2.105 m/s3)计算齿宽b =1×

10、;41.883=41.883mm4)计算齿宽与齿高比b/h模数：=1.745mm齿高：1.745×2.25=3.926mm b/h =10.675)计算载荷系数K。由教材表10-2查得使用系数KA=1；根据2.105 m/s，7级精度，由教材图10-8查得,动载系数KV=1.1；直齿轮1由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.417；由10.67，1.417查教材图10-13得1.38；故载荷系数1×1.1×1×1.417=1.55876)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有=44.495mm7)计算模数mn= 1.85

11、4mm4.1.3按齿根弯曲强度设计按教材式(10-7)试算，即 m(1)确定计算参数 1)由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限FE2=380MPa；2)由教材图10-25取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有 = 4)计算载荷系数K=1×1.1×1×1.38=1.5185)查取齿形系数和应力校正系数由机械设计手册，用插值法查得YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.816)计算大、小齿轮的并加以比较。

12、=0.01379=0.011973小齿轮的数值大。(2)设计计算=1.31mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算值，而齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取m1=1.5mm，已可满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.495mm来计算应有的齿数。于是由 =29.6取Z1=30，则Z2=i1Z1=4.66×30=139.8,取 140。4.1.4几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径d=Z=30×1.5=45mmd=Z=140×1.5=210mm(2)计算中心距 a=(

13、 d+ d)/2=127.5mm (3)计算齿轮宽度 1×45=45mm圆整后取B2=45mm, B1=50 mm4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）4.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动；精度仍选为7级；为了减少材料品种和工艺要求，小齿轮材料仍选用硬度为280 HBS的40Cr(调质)，大齿轮为硬度240 HBS的45 (调质)；仍初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.33×24=79.92，取804.2.2按齿面接触强度设计试算公式： (1)确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.

14、3；小齿轮传递转矩T= 9.55×10=167820N·m=1；ZE=189.8MPa；应力循环次数：=4.7×108 h=1.4×108 h 小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=600MPa；大齿轮Hlim=550MPa；接触疲劳寿命系数：KHN1=1.05, KHN2=1.12.取失效概率为1，安全系数S=1，计算得接触疲劳许用应力=630Mpa=1.12×550=616MPa(2)计算1)小齿轮分度圆直径 =50.334mm2) 圆周速度=0.54m/s3) 齿宽 1×50.334=50.334mm模数 =2.10 mm 齿高 h

15、=2.25×mt=2.25×2.10=4.73 mm宽高比 10.66 4)载荷系数。Kv=1.01；直齿轮1.0；KA=1；1.423, 1.39；则1.56535)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:=55.2mm6)计算模数 mm = 2.3mm4.2.3按齿根弯曲强度设计设计公式： (1)确定公式内各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限FE2=380MPa；弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.9；载荷系数1.529；YFa1=2.65，YFa2=2.21；YSa1=1.58，YSa2=1.78；S=1.4；计算

16、弯曲疲劳许用应力： =314.2MPa =244.29 Mpa则 ： =0.01332 =0.01610大齿轮数值较大(2)设计计算 =2.33 mm取m2=2.5，则小齿轮齿数 =22.08取Z1=23大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.33×23=76.59取Z2=774.2.4几何尺寸计算(1)分度圆直径 23×2.5=57.5mm 192.5mm(2)中心距 =125 mm(3)齿轮宽度 1×57.5=57.5 mm取B4=60mm，B3=65 mm。5 装配零件设计 5.1 轴最小直径初步估计 5.1.1 高速轴 材料40Cr(调质)，硬度为280HBS，由教

17、材表15-3取 A0=105=16.57mm 取22mm 5.1.2 中间轴 材料40Cr(调质)，硬度280HBS，由教材表15-3取 A0=110=27.14mm 取30mm 5.1.3低速轴 材料45钢调质，硬度250HBS，由教材表15-3取 A0=110=41.58mm 取40mm 5.2 联轴器初步选择 由教材表141查得工作情况系数K=1.5 计算转矩 T=KT=1.5×37.5=56.25 N·M T=KT=1.5×536.9=805.35N·M高速轴选梅花形弹性联轴器，由设计手册表8-8得联轴器型号为LM4低速轴选滑块联轴器，根据设计手

18、册表8-9得联轴器型号为 WH75.3轴承初步选择第一次放大第二次放大高速轴26mm 30mm中间轴33mm35mm低速轴46mm50mm根据以上数据，高速轴用角接触球轴承，查手册表6-6得轴承代号为7006C；中间轴用角接触球轴承，查手册表6-6得轴承代号为7007C；低速轴用深沟球轴承，查手册表6-1得轴承代号为6010。 5.4 键的选择 高速轴： 输入联轴器连接键：6×6×32 中间轴： 大齿轮连接键：12×8×32 低速轴： 大齿轮连接键：16×10×50 输出联轴器连接键：12×8×70 材料都为Q27

19、5A。 5.5润滑方式选择5.5.1 轴承润滑方式选择 高速轴dn=22800mm·r/min,中间轴6884.5 mm·r/min,低速轴dn=2625 mm·r/min。都小于160000。所以选用脂润滑。润滑剂由手册表7-2查得用通用锂基润滑脂ZL-1。5.5.2 齿轮润滑方式选择 齿轮采用浸油润滑。圆柱齿轮浸入油的深度最低约一个齿高，但不少于10mm，最高不超过三分之一分度圆半径，大齿轮的齿顶到油池底面的距离30mm。6.减速器箱体主要结构尺寸 名称符号尺寸关系结果 (mm)箱座壁厚0.025a+3=8.28788箱盖壁厚10.02a+3=7.2388箱盖

20、凸缘厚度b11.5112箱座凸缘厚度b1.512箱座底凸缘厚度b22.520地脚螺钉直径df0.036a+1220地脚螺钉数目na250,n=4 ；a250500,n=6，a500时，n=84轴承旁联接螺栓直径d10.75df16盖与座联接螺栓直径d2(0.50.6)df10连接螺栓d2的间距L150200150轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df 8视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8)d28d1 d2 df至外箱壁距离C1表11-2C1f=26C11=22C12=16df d2凸缘边远距离C2表11-2C2f=24C21=20C22=14轴承旁凸台半径R1

21、C2120凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作 42外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(510) 47铸造过渡尺寸x,y表1-38x=3y=15大齿轮顶圆与内壁距离11.210齿轮端面与内箱壁距离210箱盖箱座肋厚m1,mm10.851， m0.86m1=7m=7轴承端盖外径D2D+（55.5）d3D21=95D22=102D23=120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，Md1和Md2互不干涉为准，一般取sD2S1=95S2=102S3=1207 轴的受力分析和强度校核（高速轴） 7.1 高速轴受力分析及强度校核如图小齿轮受力：=1358.2 N =494.4 N受力分析：由轴的

22、结构图得： L1=134mm L2=51.5mm水平面：由得： FNH1=137.3N FNH2=357.1N弯矩 M=18390.7 N·mm铅垂面：由 得： FNV1=377.1N FNV2=981.14 N 弯矩 M=50526.7 N·mm总弯矩 M=53770 N·mm扭矩 T=30560 N·mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6 =21MPa之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得70 MPa<,故安全。 7.2中间轴受力分析及强度校核（中间轴）如图大齿轮受力：=1300.4N=473.3N小齿轮受力：=4096

23、.3N=1490.9N.受力分析：由轴的结构图得：L1=64.5mm , L2=70mm , L3=52mm.水平面： 得： FNH1=-843.3N FNH2=174.3N弯矩 M=-54393 N·mmM=Fr3L2+FNH1(L1+L2)= 102987.6 N·mm 铅垂面： 得： FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N弯矩 M=FNV1L1=196222 N·mm M=Ft3 L2FNV1(L1+L2)= 122434 N·mm总弯矩 M.=203621 N·mm M=159989 N·mm扭矩 T=143370

24、 N·mm按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6 =51.6MPa之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得70 MPa<,故安全。 7.3低速轴受力分析及强度校核如图所示，齿轮受力为： Ft4= =3931N Fr4= Ft4 tan=3931×tan20=1431N由轴的结构图得： L1=62.5mm L2=123mm受力分析水平面：得： FNH1=933.8 N FNH2=497.2 N弯矩 M=FNH1L1=61164 N·mm垂直面： 得： FNV1=2565 N FNV2=1366N弯矩 M=FNV1L1=168008 N

25、3;mm总弯矩： =178795N·mm扭矩 T =515880 N·mm 按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取=0.6=21.5MPa此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得60 MPa<,故安全。低速轴8 轴承寿命计算 8.1 高速轴寿命计算 高速轴轴承为7006C。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=15.2kN轴承受到的径向载荷：F=F=377.1N F=F=981.1N派生轴向力为：取e=0.4Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2Fd1,所以左

26、端轴承1被压紧，右端轴承2放松。所以轴向力： Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N7006C轴承判断系数 e=0.4。 e 0.4由教材表13-5得动载荷系数： X1=0.44, Y1=1.40 X2=1，Y2=0由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N因为P1<P2，所以以轴承2作为寿命计算轴承。球轴承=3 =48507 h =10.1年>8年所以寿命满足使用要求。 8.2 中间轴寿命计算中间轴轴承为7007C。由机械设计手册表6-6得基本

27、额定动载荷： C=19.5 kN轴承受到的径向载荷：F=F=3042.2N F=F=2354.5N派生轴向力为：取e=0.4Fd1=eFr1=1216.9 N Fd2=eFr2=941.8 N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2<Fd1,所以左端轴承1放松，右端轴承2压紧。所以轴向力： Fa1= Fd1=1216.9N Fa2=Fd1-Fae=1216.9 N7007C轴承判断系数 e=0.4。 0.4 e由教材表13-5得动载荷系数： X1=1，Y1=0 X2=0.44，Y2=1.40由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷 P1=fp(X1Fr1+

28、Y1Fa1)=3346.4 N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=3013.6 N因为P1>P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承=3 =16765 h =3.5年<8年所以寿命不满足使用要求。换6007深沟球轴承8.3 低速轴寿命计算低速轴轴承为6010。由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=22kN轴承受到的径向载荷：F=F=2565N F=F=1366N派生轴向力为：取e=0.37Fd1=eFr1=949N Fd2=eFr2=505.4N两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。因为Fae+Fd2<Fd1,所以左端轴承1放松，右端轴承2压紧。

29、所以轴向力： Fa1= Fd1=949N Fa2=Fd1-Fae=949N6010轴承判断系数 e=0.37。 0.37 e由教材表13-5得动载荷系数： X1=1，Y1=0 X2=0.56，Y2=1.2由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=2821.5N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=2094.1N因为P1>P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。球轴承=3 =150493 h =25.8年>8年所以寿命满足使用要求。9 键连接强度计算 9.1 高速轴上键连接强度计算高速轴上只有一个键连接，联轴器链接键：6×6×3

30、2。圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力=120MPa。强度计算公式： 公式中数据： T1= 37.5N·m k=3mm l= 26 mm d=22 mm计算得： =35.62 MPa因为 所以满足强度要求。 9.2 中间轴键强度计算中间轴上只有一个键连接，大齿轮链接键：12×8×32。圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力=120MPa。强度计算公式： 公式中数据： T2= 167.8N·m k=4mm l= 20 mm d=40 mm计算得： =89.61MPa因为 所以满足强度要求。 9.3 低速轴链接键强度计算低速轴上有两个键，第二级大齿轮

31、链接键和输出联轴器链接键。第二级大齿轮链接键：16×10×50联轴器链接键：12×8×70都为圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力=120MPa。强度计算公式： 公式中数据：第二级大齿轮： T3= 536.9N·m k=5 mm l= 34 mm d=55 mm联轴器链接键：T3= 536.9 N·m k=4mm l= 58 mm d=40 mm计算得： 第二级大齿轮：=110.35 MPa联轴器链接键：=111.2 MPa因为都有 所以都满足强度要求。10 设计总结本设计是根据设计任务的要求，设计一个二级圆柱减速器。首先在此特别

32、感谢王老师的悉心教导。设计期间我们确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动轴箱体等主要零件进行了设计。零件的每一个尺寸都是按照设计的要求严格设计的，并采用了合理的布局，使结构更加紧凑。通过减速器的设计，使我对机械设计的方法、步骤有了较深的认识。熟悉了齿轮、带轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。进一步巩固了以前所学的专业知识，真正做到了学有所用学以致用，将理论与实际结合起来，也是对所学知识的一次大检验，使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体的。每一个环节都需要严密的分析和强大的理论做基础。另

33、外，设计不是单方面的，而是各方面知识综合的结果。从整个设计的过程来看，存在着一定的不足。像轴的强度校核应更具体全面些，尽管如此收获还是很大。相信这次设计对我以后从事类似的工作有很大的帮助，同时也为毕业设计打下了良好的基础。诸多不足之处，恳请老师批评指正。=3.4 kw =0.89p=3.8kwn=65r/minn=1000r/min电动机型号为Y132M1-6额定功率 p=4 kw , 满载转速 n=960r/minp=4 kwn=960r/mini =14.77i=4.66i=3.33n=960r/minn=206.0r/minn=65.0r/minp=3.77kwp=3.62kwp=3.4

34、8kwT=37.5 NmT=167.8NmT=536.9 Nm类型：直齿圆柱齿轮，7级精度材料：小齿轮40Cr(调质)280HBS大齿轮45钢(调质)240HBST=37500N·m=540MPa=577.5MPad=41.883mmv=2.105m/sb=41.883mmm=1.745mmh=3.926mmK=1.5587d=44.495mmm=1.854mm=303.75MPa=238.86MPaK=1.518m1=1.31 mmm1=1.5mmz1=30z2=140d1=45mmd2=210mma=127.5mmB1=50mmB2=45mm类型：直齿圆柱齿轮材料：小齿轮280 HBS40Cr(调质)大齿轮240 HBS45钢(调质)Z1=24Z2=80=630 Mpa=616 MPad=50.334mmv=0.54m/sb=50.334mmm=2.10mmh=4.73mmK=1.5