机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书2概要

1、南孝义孽*机械设计*课程设计题目：二级圆柱齿轮减速器学生姓名专业测控技术V学号20064600127班级2006级1班指导教师成绩目录1前言2传动装置的总体设计2.1 比较和选择传动方案2.2 选择电动机2.3 计算总传动比和分配各级传动比2.4 计算传动装置运动和动力参数3传动零件的设计计算1 第一级齿轮传动设计计算1 第二级齿轮传动设计计算4画装配草图3.1 初估轴径3.2 初选联轴器3.3 初选轴承3.4 箱体尺寸计算5轴的校核计算高速轴受力分析中速轴校核计算低速轴校核计算6轴承验算高速轴轴承验算中速轴轴承验算低速轴轴承验算7键联接的选择和计算高速轴与联轴器键联接的选择和计算中间轴与大齿

2、轮键联接的选择和计算低速轴与齿轮键联接的选择和计算低速轴与联轴器键联接的选择和计算8齿轮和轴承润滑方法的确定齿轮润滑方法的确定轴承润滑方法的确定9密封装置的选择10结论参考文献致谢二级圆柱齿轮减速器南华大学机械工程学院，衡阳4210011前言机械设计课程设计是学生第一次较全面的在机械设计方面的训练，也是机械设计课程的一个重要教学环节，其目的是：第一、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关先修课程的理论和知识，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使学生知识得到巩固，深化和扩展。第二、学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件部件、机械传动装置和简单机械的设计原理

3、和过程，第三、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。机械设计课程设计的题目是带式运输机的传动装置的设计，设计内容包括：确定传动装置总体设计方案，选择电动机；计算传动装置运动和动力的参数；传动零件，轴的设计计算；轴承，联轴器，润滑，密封和联接件的选择与校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计说明书；毕业设计总结；最后完成答辩。2传动装置的总体设计比较和选择传动方案b）、选择电动机类型及功率选择电动机类型：用Y系列电动机确定电动机功率：计算及说明结果工作机的效率nw=、=0.

4、96传动装置中各部分的效率，查手册中表1-77级精度的一般齿轮传动效率刈齿=0.97弹性联轴器传动效率”=0.99齿式联轴器传动效率)=0.99滚子轴承传动效率”球=0.98电动机至工作机之间传动装置的总效率n=nnnnnnn一联滚子齿滚子齿滚子=0.99父0.98父0.97父0.98父0.97父0.99父0.98父0.96=0.833n=工作机所需功率Pw=Fv=8.12kW1000"w所需电动机功率Pd=Pw=9.74kWPw=kWPd=kW确定电动机转速由所需电动机功率查手册中表12-1,可选Y160M-4型电机，额定功率11kW满载转速1460r/min,电机级数：4级。由,

5、一60000Vw600001.73.1445072.1之73r/min。计算总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比要求为i=匕=20nw73式中：nm电动机?II载转速,r/min.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比i1=(1.31.5)i2,取l=5上=4.计算传动装置运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机有三轴，依次为I、H、田轴，则:.各轴转速n=n=1460r.minm1460n2=292rmin5二73r,.minn2276/.式中：nm-为电动机满载转速,r/min;n、n2、n3-分别为I、H、in轴转速，r/min;i为高速轴，in为低速轴.2.各轴功率P=R&

6、quot;01=9.64779kWP2=P12=9.17119kWP3=P223=8.71813kW式中：Pd一为电动机输出功率,KW;p1、Pn、Pm一分别为i、n、in轴输入功率，KW；%i,%2,%3一依次为电动机与i轴u轴in轴的传动效率。3.各轴转矩T1=9550Pih=63.107NmT2=9550P2；n2-299.94816NmT3=9550P3n3=1094.9074NmTw=9550pwn=1062.27Nm3传动零件的设计计算用机械设计课程设计手册所附光盘工具配合AutoCAD2006设计各级啮合齿轮过程及结果如下：第一级齿轮传动设计计算输入数据如图：圆柱齿轮传动设计及绘

7、图小轮最高转速/*为in）小轮最大扭矩/tN.mm）预期工作寿命外最大传递功率细名义傕动比使用系数.小齿轮材料材料及热处理方式，.合金钢调质齿面硬度，河1口接触疲劳极限应力，付汽弯曲疲劳极限应力/%,©直齿轮O斜齿轮估计螺旋角r第1I公差蛆精度运动平糙性）第1公差组精度造动精度）了5第二工公差蛆精度签触精度）参考飞计方案求助.工作模式设定如图:分度圆反力角齿毯标睢传动方式传动方式最小齿数齿面粗糙度R工V20齿合常式啮正闭外TIX23.0日日00支承方式模数系列是否允许有少量的点蚀润滑油运动粘度V4cl装配时是否调整轴心位置刀具齿顶圆角半径与法向模数之比非焉殛更叵第三亘近I允许装配时不

8、调,v.0?39【确定】二/帮助QP校核如图:渐开线圈柱齿轮校核区I小轮齿数工1!B小轮齿宽bl/mm68.OQ小轮变位系数乂1/mm口QDOO螺旋鱼rj门n齿轮法向模数mn/m用4.00V小轮计菖接触应力44S47小轮接触疲劳许用应力/MPa605.36小轮接触疲劳极限应力/MPa73000小轮计算套曲应力/MFa50ST小轮弯曲疲劳许用应力29Sie小轮弯曲疲劳极限应力/MPa27500小轮齿面硬度28000小轮最大扭矩/OJ.6374450小轮最高转速1460.00预期工作寿命设计传递功率1校核3840G9.74523/副绘图（小轮）大粒齿数股35大轮齿第/mm&800大粒变位系

9、数虻/mm口加口口中心距/mm2Q4面Q参数i周整方式喳改中心距C调整小轮变位系数）V大粒计算接触应力施辑4434T大轮接触疲劳许用园力/IMFa473.76太轮接触瘦芳极限应力/NIPa48500大轮计篁弯曲应力/M%46.71大粒弯曲疲劳许用应力"Pa21044太轮弯曲菠芳极限应力/Mfa19500大粒齿面硬度210.00第I公差组精度7第U公差组精度7第in公差蛆精度7根限传递功率/bW1087613帮助输出姑果取消绘图次轮）1第一级齿轮设计最终结果如下：计算及说明设计传递功率/kW:9.74523小轮最高转速/（r/min）:1460.00小轮最大扭矩/（N.mm）:6374

10、4.50预期工作寿命/h:38400第I公差组精度（运动精度）：7第II公差组精度（运动平稳性）：7第田公差组精度（接触精度）：7名义传动比：5.00i=5实际传动比：5.00使用系数：1.10动载系数：1.12接触强度齿间载荷分配系数：1.29接触强度齿向载荷分布系数：1.49弯曲强度齿间载荷分配系数：1.43弯曲强度齿向载荷分布系数：1.41支承方式：非对称支承传动方式：闭式传动齿面粗糙度Rz/mm:3.20润滑油运动粘度V40/(mmA2/s):22.00小轮齿数z1小轮齿宽bl小轮变位系数x1小轮分度圆直径齿轮法向模数mn小轮计算接触应力:17/mm:68.00/mm:0.0000/m

11、m:68.00/mm:4.00/MPa:448.47Z1=17b1=68d1=68m=4小轮接触疲劳许用应力/MPa:605.3640CrZ2=85/mm:204.000/mm:68.00/mm:0.0000/mm:340.00/MPa:448.47/MPa:473.78/MPa:485.00/MPa:46.71/MPa:210.44/MPa:195.00:210.00b2=68d2=340小轮接触疲劳极限应力小轮计算弯曲应力小轮弯曲疲劳许用应力小轮弯曲疲劳极限应力小轮材料及热处理方式小轮齿面硬度/HV10大轮齿数z2中心距大轮齿宽b2大轮变位系数x2大轮分度圆直径大轮计算接触应力大轮接触疲劳

12、许用应力大轮接触疲劳极限应力大轮计算弯曲应力大轮弯曲疲劳许用应力大轮弯曲疲劳极限应力大轮齿面硬度/HBW/MPa:730.00/MPa:50.57/MPa:295.18/MPa:275.00:合金钢调质:280.00:85大轮材料及热处理方式:结构钢正火极限传递功率(kW):10.8761345钢3.2第二级齿轮传动设计计算输入数据如图:工作模式设定如图:校核如图:第二级齿轮设计最终结果如下：计算及说明设计传递功率/kW:9.17119小轮最高转速/（r/min）:292.00小轮最大扭矩/（N.mm）:299948.18预期工作寿命/h:38400第I公差组精度（运动精度）：7第II公差组精

13、度（运动平稳性）：7第田公差组精度（接触精度）：7名义传动比：4.00实际传动比：4.00使用系数：1.10动载系数：1.07接触强度齿间载荷分配系数：1.28接触强度齿向载荷分布系数：1.51弯曲强度齿间载荷分配系数：1.42弯曲强度齿向载荷分布系数：1.43支承方式：非对称支承传动方式：闭式传动齿面粗糙度Rz/pm:3.20润滑油运动粘度V40/(mmA2/s):22.00小轮齿数z1小轮齿宽bl小轮变位系数x1小轮分度圆直径齿轮法向模数mn小轮计算接触应力:17/mm:110.00/mm:0.0000/mm:110.50/mm:6.50/MPa:471.33小轮接触疲劳许用应力/MPa:

14、595.63小轮接触疲劳极限应力/MPa:730.00小轮计算弯曲应力/MPa:53.70小轮弯曲疲劳许用应力/MPa:258.79小轮弯曲疲劳极限应力/MPa:275.00小轮材料及热处理方式：合金钢调质小轮齿面硬度/HV10:280.00大轮齿数z2:68中心距/mm:276.250大轮齿宽b2/mm:110.00大轮变位系数x2/mm:0.0000大轮分度圆直径/mm:442.00大轮计算接触应力/MPa:471.33大轮接触疲劳许用应力/MPa:490.75大轮接触疲劳极限应力/MPa:485.00大轮计算弯曲应力/MPa:49.26大轮弯曲疲劳许用应力/MPa:183.62大轮弯曲疲

15、劳极限应力/MPa:195.00大轮齿面硬度/HBW:210.00Z1=17b1=110d3=110.50m=6.540CrZ2=68b2=110d4=442大轮材料及热处理方式：结构钢正火45钢极限传递功率(kW):9.942424画装配草图4.1初估轴径在画装配草图前需初估轴径，从而提高设计效率，减少重复设计的工作量，并尽可能的降低生产成本。由a械设计式16.2,得各轴的最小直径分别为：d1江3也=1023/9.64=19.1433mmn'1460dC3P=10239.17=32.213mmnn.292荏8.182d3_C33=112350.35mm3n352.52式中：C为轴强度

16、计算系数，40Cr和45钢所对应的系数分别为102和112。考虑到实际情况，可将这三轴的最小轴径定为22mm,35mm和52mm。初选联轴器联轴器除联接两轴并传递转矩外，有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能，以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器，由于轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器，由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大，又因减速器与工作机不在同一底座上，要求具有较大的轴线偏移补偿，因此选用鼓型齿式联轴器。根

17、据上述分析并考虑到实际情况，联轴器选择如下：电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用LT6联轴器Y42：82GB/T4323-2002;减速器Y4082低速轴与工作机联接用的联轴器选用6丫7轴器Y48112J15084GB/T58432003。初选轴承轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对直齿轮传动，经比较选择，采用两对深沟球轴承。从高速轴到低速轴，选用的轴承分别为6305,6308,6312查手册中表11-10.025,可计算出箱体各部分尺寸，具体如下:名称符号具体数值箱座壁厚i0mm箱盖壁厚6ii0mm箱盖凸缘厚度bii5mm箱座凸缘厚度bi5mm箱座底凸缘厚度b225mm地脚螺钉直

18、径df24mm地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺钉直径dii8mm盖与座联接螺钉直径d2i2mm联接螺栓d2的间距li50mm轴承端盖螺钉直径dai2mm视孔盖螺钉直径d4i0mm定位销直径di0mm轴承旁凸台半径Ri24mmdf、di、d2至外箱壁距离Ci3426i8df、d2至凸缘边缘距离C228i6箱座肋厚m9mm大齿轮齿顶圆与内箱壁品喃Aii4mm齿轮端面与内箱壁跑离A2i0mm结合以上参数，可设计出传动装置的装配草图，其结构形式如下图所示5轴的校核计算5.3低速轴校核计算低速轴结构和受力分析图如下b）轴受力图FR2'=1206.1NFt4=8838.凶Fr'=2258.NF

19、"3464.3NFR1”=5761.2NFR2''=3077NT3=1123236N.mm二T657504Nmm低速轴材料选用45钢调质，qb=650MPaeS=360MPa.轴的弯曲应力校核步骤如下:计算及说明计算齿轮受力齿轮IV所受的力：圆周力径向力转矩计算支承反力水平面反力2T22309337d370-8838.2N_2T2_Fr4=Ft3tan20-2tan20=3464.3Nd33=1123236N.mmFr4176Fri'2258.2270Fr494Fr2'1206.1N270垂直面反力Ft4176Fri''5761.2N2

20、70Fr2''=Ft4Fri''=8838.2-5761.2=3077N水平面受力图，如c）图所示垂直面受力图，如e）图所示画轴弯矩图水平面弯矩图，如d）图所示垂直面弯矩图，如f）图所示合成弯矩图，如g）图所示合成弯矩M=Jmxy2十Mxz2画轴转矩图轴受转矩T=T3转矩图，见图h）许用应力用插入法由表16.3,查得L3=60MPa,b0b】=102.5MPaFt4=8838.2NFr4=3464.3NT3=1123236N.mmFri'=2258.2NFR2,-1206.1NFRi''=5761.2NFR2''=3077

21、N应力校正系数:I：b160l.c0b102.5:0.585画当量弯矩图当量转矩:T=0.5851123236=657504Nmm1T=657504NmmM'=581667.8Nmm当量弯矩：在齿轮IV中间处M'=，M2+Qf=581667.8Nmm当量弯矩图，见图i)校核轴径轴径58=45.9;65mm0.160d=45.9:65mm合格。材料选用45钢，crB=650MPa,%=360MPa。对称循环疲劳极限二二b=0.44；;b=0.44650=286MPa二b=286MPa脉动循环疲劳极限等效系数二=0.30-B1B二0b二1.八二4b=0.30650=195MPa=2

22、861.7=486MPa0=1.61.6195=312MPa2-4b一、0b2286-486=0.18二0b4862195-312:0.25312-195MPa二0b=486MPa0=312MPac=0.18:0.25经检验轴所用尺寸合格。低速轴安全系数校核计算如下:计算及说明经过初步判断，截面I的应力较大，并且较集中。因此，下面将对I截面进行安全系数校核。截面I上的应力水平面弯矩：212270.8Nmm垂直面弯矩：541552Nmm合成弯矩：MI=581667.8Nmm弯曲应力幅：Ca-M-581667f=16.95MPaW0.1703弯曲平均应力：Cm二。扭转切应力：二=2=1.64MPa

23、Wt0.270扭转切应力幅和平均切应力：.a,m='=0.82MPa2应力集中系数有效应力集中系数因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径r=3mm由D/d=1.1,r/d=3/80=0.0375和。b=650MPa,从附录表1中查出MI=581667.8Nmm二a=c-=16.95MPa二m二0k=1.64MPaa=Km=0.82MPak“1.95,kt=1.24。表面状态系数由附录5查出P=0.92尺寸系数由附录6查出比=0.73,泣=0.72安全系数弯曲安全系数设为无限寿命，kN=1,由式16.5得kN：-1b1286普CTa十Bm18=<16.95:二00.920.73=6

24、.29扭转安全系数kN._11195s=k12464.85a："m.：1.640.250.73：；.0.920.72自人七scs6.2964.85复合女全系数s=6.261.5s、sc2s2，6.29264.852经检验轴所用尺寸合格。k:=1.95,kt=1.24''=0.920.73,；.=0.72s；=6.29s=64.85S=6.26>1.5S合格6轴承验算高速轴轴承验算Cr=52.8KN,Cor=31.8KN,No=8000r/min（脂润滑）计算及说明轴承寿命计算经计算:2Ti260898d167.5Fti=1804.4N=Ft2Fn=Ftitan2

25、0=656.7N=Fr2水平受力分析:对C点取矩,则有FR1'=肃0656.77°174.1N264对A点取矩，则有FR2Fri203656.7194482.6N264264垂直面受力分析:对C点取矩，则有：FR1''Fti701804.470264478.4N264Fr1=509NFr2''"Fti-Fri''=1804.4-478.4=1326NFr2=1411N左边轴承径向力Fr1=J74.12478.42=509N右边轴承径向力Fr2=482.6213262=1411N冲击载荷系数，查表18.8得fd=1.2取

26、X=1,Y=0当量动载荷P1=fd(X1Fr1)=1.2(1509)-610.8NP2=fd(X2Fr2)=1.211411=1693.2N基本额定寿命由于P匕所以只需要对该轴右边的轴承进行寿命校核:fd=1.2P1=610.8NP2=1693.2N,u106/Cr、3106/52800、3L10h2=（）=父（）=346456h>8年60nP26014601693.2P0r1=509NP0r2=1411NS0=2C0r1=1018N:二C0rC0r2=2822N:二C0rf11=1f12=1Ni=8000r/minN2=8000r/min合格故高速级轴承满足寿命要求。轴承载荷计算当量静

27、载荷P0r1=Fri=509NP0r2=Fr2=1411N安全系数So正常使用圆柱滚子轴承，查表18.14,得S0=2计算额定静载荷C0r1=S0P0r1=2509=1018N；C0rC0r2=S0P0r2=21411=2822N：二C0r许用转速验算载荷系数f1由匕=%色=0.012，查图18.19,得f11=1Cr152800,P216932.由匕=一=0.032,查图18.19,得f12=1Cr252800许用转速NN1=fnN0=18000=8000N2=f12N。=18000=8000均大于工作转速1460r/min。检验结果该轴承合格。Fr1=5394NFr2=669.3Nfd=1

28、Pi=5394NP2=669.3N中速轴轴承验算计算及说明轴承寿命计算左边轴承径向力Fr1=J829.325026.62=5394N右边轴承径向力Fr2=、228.726292=669.3N冲击载荷系数，查表18.8得fd=1X=1,Y=0当量动载荷Pi=fd(XFr1)=15394=5394NP2=fd(XFr2)=1669.3-669.3N基本额定寿命查?机械设计手册？第67页表6-2,得Cr=51.5kN=51500N,Cor=53KN0因Pl>P2,只计算左边轴承：,u106/Cr、3106,51500.34Ua后Lioh(一)()=7.610h.8年60nP2601945349

29、故中速级轴承满足寿命要求。轴承载荷计算当量静载荷P0r1=Fr1=5349NP0r2=Fr2=669.3N安全系数So正常使用圆柱滚子轴承，查表18.14,得S0=2计算额定静载荷C0r1=SoPor1=25349=10698N:二CorC0r2=S0P0r2u2669.3-1338.6N<C0r许用转速验算载荷系数f1由£1=0349=0.1，查图18.19,得f11=0.96Cr151500由P£=669.3=0.013查图18.19得f12=1Cr251500许用转速NNi=f11N0=0.967000=6720N2=f12No=17000=7000均大于工作转

30、速194r/min。经检验该轴承合格。L10h=7.6104hPor1=5349NP0r2=669.3NC0r1=10698N:二CorC0r2=1338.6N:二Corf11=0.96f12=1N1=6720r/minN2=7000r/min合格。低速轴轴承验算计算及说明轴承寿命计算左边轴承径向力Fr1=v'2258.225761.22-6187.96NFr1=6187.96NFr2=3304.94N右边轴承径向力Fr2=，v1206.12-30772=3304.94N冲击载荷系数，查表18.8得fd=1.1取X=1,Y=0当量动载荷P=fd(X1Fn)=1.1(16187.96)=

31、6806.76NP2=fd(X2Fr2)=1.113304.94=3635.43N基本额定寿命由于PA巳，所以只需要对该轴左边的轴承进行寿命校核：查？机械设计手册？第66页表6-1,得Cr=81.8KN=81800N。-6L10h1=0(Cr)3=0一；(8800)3=396245h38400=8年60nPi60736806.76故高速级轴承满足寿命要求。轴承载荷计算当量静载荷Pon=Fr1=6187.96NP0r2=Fr2=3304.94N安全系数So正常使用圆柱滚子轴承，查表18.14,得S0=1.8基本额定静载荷C0r=51.8kN计算额定静载荷C0；i=S0P1r1=1.86187.9

32、6=11138.33N:二C0C0；2=S°Pr2=1.83304.94-5948.89N;C.许用转速验算载荷系数f1由立=笆°包生=0.083，查图18.19,得f11=0.98Cr181800由生二匹至任MM查图18.19,得31Cr281800许用转速NN1=f11N0=0.985000=4900r/minN2=f12No=15000=5000r/min均远远大于工作转速73r/min。fd=1.1P1=6806.76NP2=3635.43NL10H=396245hPor1=6187.96NPor2=3304.94NSo=1.8CoCorCo：C0rf11=0.98f12=1N1=4900r/minN2=5000r/min合格校验结果该轴承合格。7键联接的选择和计算高速轴与联轴器键联接的选择和计算高速轴与联轴器键联接的轴的直径为22mm,查表4-1，可知d=2230mm时可选用键8x7x70,即键宽8mm、高7mm,键长l=70mm。键的接触长度=lb=70-10=60mm。联轴器采用35锻钢制造，op=130MPa。校核键的联接强度：Ti=87.348N,m,h'=h=4mm,22Ti:-p二dhI287.348_-92246010=22.75MPa<op,符合要求。键标记：键8x7x70