二級直齒輪減速器設計

1、機械設計課程設計說明書設計題目：設計一二級直齒圓柱齒輪減速器。設計條件：F4500卷筒圓周力 D350卷筒直徑mm； n65卷筒轉(zhuǎn)速允許卷筒轉(zhuǎn)速誤差5。10250單向運轉(zhuǎn)。應完成的工作：1（01；23（齒輪、軸、機座或機蓋；11 PAGE PAGE 16目錄 HYPERLINK l _TOC_250028 緒論4 HYPERLINK l _TOC_250027 電動機選擇5 HYPERLINK l _TOC_250026 確定電機功率5 HYPERLINK l _TOC_250025 確定電動機轉(zhuǎn)速6 HYPERLINK l _TOC_250024 傳動比分配6 HYPERLINK l _TO

2、C_250023 總傳動比6 HYPERLINK l _TOC_250022 分配傳動裝置各級傳動比6 HYPERLINK l _TOC_250021 運動和動力參數(shù)計算6 HYPERLINK l _TOC_250020 各軸轉(zhuǎn)速6 HYPERLINK l _TOC_250019 各軸功率6 HYPERLINK l _TOC_250018 各軸轉(zhuǎn)矩7傳動零件的設計計算7第一級（高速級）齒輪傳動設計計算7第二級（低速級）齒輪傳動設計計算11 HYPERLINK l _TOC_250017 裝配零件設計14 HYPERLINK l _TOC_250016 軸最小直徑初步估計14 HYPERLINK

3、 l _TOC_250015 聯(lián)軸器初步選擇14 HYPERLINK l _TOC_250014 軸承初步選擇14 HYPERLINK l _TOC_250013 鍵的選擇15潤滑方式選擇15 HYPERLINK l _TOC_250012 減速器箱體主要結構尺寸16 HYPERLINK l _TOC_250011 軸的受力分析和強度校核17 HYPERLINK l _TOC_250010 高速軸受力分析及強度校核17 HYPERLINK l _TOC_250009 中間軸受力分析及強度校核19 HYPERLINK l _TOC_250008 低速軸受力分析及強度校核21 HYPERLINK

4、l _TOC_250007 軸承壽命計算24 HYPERLINK l _TOC_250006 高速軸壽命計算24中間軸壽命計算25 HYPERLINK l _TOC_250005 低速軸壽命計算26 HYPERLINK l _TOC_250004 鍵連接強度計算27 HYPERLINK l _TOC_250003 高速軸上鍵連接強度計算27中間軸鍵強度計算28 HYPERLINK l _TOC_250002 低速軸鏈接鍵強度計算29 HYPERLINK l _TOC_250001 設計總結29 HYPERLINK l _TOC_250000 參考文獻30緒論機械設計綜合課程設計在機械工程學科中

5、占有重要地位，它是理論應用于實 際的重要實踐環(huán)節(jié)。本課程設計培養(yǎng)了我們機械設計中的總體設計能力，將機械 設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零 使課程設計與機械設計實際的聯(lián)系更為緊密。此外，它還培養(yǎng)了我們機械系統(tǒng)創(chuàng) 新設計的能力，增強了機械構思設計和創(chuàng)新設計。本課程設計的設計任務是二級圓柱齒輪減速器的設計。減速器是一種將由電 動機輸出的高轉(zhuǎn)速降至要求的轉(zhuǎn)速比較典型的機械裝置，可以廣泛地應用于礦ft冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制藥、造船、機械、環(huán)保及食品輕工 等領域。本次設計綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和

6、擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經(jīng)驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能，同時給了我們練習電腦繪圖（Auto CAD） PROE 的機會。計算內(nèi)容和設計步驟：計算及說明結果電動機選擇電動機是標準部件。因為工作環(huán)境用于貨物的運送,受輕振沖擊，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。確定電機功率=0.95w工作機所需功率 Pw(kw)為PwFv=1000w=3.4 kw按機械課程設計手冊表 1-7 確定各部分效率齒輪采用8 級精

7、度的一般齒輪傳動=0.971軸承采用球軸承(稀油潤滑)2=0.99P =3.4 kww高速級用彈性聯(lián)軸器3=0.992低速級用滑塊聯(lián)軸器=0.984總效率 = 2 3 = 0.97 2 0.99 3 0.9920.98=0.891234PPd(kw)為Pdw =3.4/0.89=3.8kw確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速nw=65r/min =0.89二級圓柱齒輪減速器傳動比3i 53i512p =3.8kwd電機轉(zhuǎn)速n=(35)(35) nw取 n=1000r/min=558.9r/min1552.5r/minn =65r/miwn所以，由機械課程設計手冊表 12-1 得電動機型號為 Y132M

8、1-6額定功率 p=4 kw , 滿載轉(zhuǎn)速 nm=960r/minn=1000r/mi n12-3 得軸伸尺寸 直徑 38mm 80mm傳動比分配總傳動比i= nm = 960 =14.77n65w電動機型號為Y132M1-6p=4kw, 分配傳動裝置各級傳動比對展開式圓柱二級傳動齒輪 i=(1.31.5)i,i=iin=960r/mm1212in計算可得 i =4.66i=3.3312 kw運動和動力參數(shù)計算各軸轉(zhuǎn)速高速軸n =n=960r/min1mn =960r/mmini =14.77中間軸= n /i=960/4.66=206.0r/min211i =4.661低速軸n =n32/i

9、= n/i2mi=960/14.77=65.0r/min2i =3.332各軸功率高速軸p =p1dn =960r/mi1 =3.80.992=3.77kw13n中間軸p2= p 11=3.770.970.99=3.62kwn =206.0r/2低速軸p = =3.620.970.99=3.48kwmin3212n =65.0r/m3in1高速軸T =9550 1=37.5NM1中間軸T2=9550n1p2 =167.8 NMnp=3.77kw1p =3.62kw低速軸T3=95502p3 =536.9 NMn2p =3.48kw33傳動零件的設計計算第一級（高速級）齒輪傳動設計計算選定齒輪類

10、型、精度等級、材料及齒數(shù)高速級選用直齒圓柱齒輪傳動；7 級精度；材料選擇T =37.5Nm1T =167.8N2mT=536.93Nm選擇小齒輪材料為 40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 (調(diào)質(zhì))，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS；Z1=24，大齒輪齒數(shù)Zi21Z1 =4.6624=111.84，取；Z2=112類型：按齒面接觸強度設計直齒圓柱齒輪，7 級精1由設計計算公式進行試算度1d 2.23KtT u1( ZE)2材料： 小齒輪duH40Cr(調(diào)質(zhì))確定公式內(nèi)各計算數(shù)值280HBS大齒輪試選載荷系數(shù)Kt=1.3。45 鋼 ( 調(diào)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=

11、 9.5510 6 p11n11質(zhì))240HBS10-7d=1。110-5ZE=189.8MPa210-21d lim2=550MPa。T =37500N1由教材公式10-15計算應力循環(huán)次數(shù)N 60n jL1 609601300288=2.2109 hN i 2.2 1094.66=4.7108 h110-23取接觸疲勞壽命系數(shù)K0.9K1.05HN1HN2計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1，安全系數(shù) S=1,則 H1KHN1Slim1 =540MPa= KHNlim 2 =577.5MPaH2S計算 H=54011t試算小齒輪分度圓直徑d ，由計算公式得MPa1td2.231.3 4.6

12、6 1 189.8()=41.883mm =5771t14.66540H2.5MPa nv160 1000 41.88360 1000=2.105 m/sd =41.8831tb d=141.883=41.883mmdb/hmmv=2.105m/s d1t =1.745mmt1Z241齒高：h 2.25m1.7452.25=3.926mmt1b/h =10.67K。10-2 K = 2.105 b=41.883mmm =1.745mt1AmKV=1.1；直齒輪K K1HF由教材表 10-4 用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K 1.417；h=3.926mmb 10.67K

13、h 1.417 10-13 KF 1.38；故載荷系數(shù)K KKKK11.111.417=1.5587AVHH按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，有d1K3 Kt 41.8831.5587 =44.495mm1.3mnd44.495K=1.5587m 1 1z1= 1.854mm24按教材式(10-7)試算，即d =44.495m1m2KTYY1m1 Zd1FaSa )F確定計算參數(shù)10-20cFE1=500MPaFE2=380MPa；10-25KFN1=0.85，KFN2=0.88；計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，則有m =1.854mm1K=FN1FE1 0.85 5

14、00 303.75MPaF 1F2S1.4K0.88FN2FE 2 S1.4238.86MPa4)計算載荷系數(shù) F1 =303K=KKAVKKF=11.111.38=1.518.75MPa查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由機械設計手冊，用插值法查得 F 2=238.8YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.81YY計算大、小齒輪的 FaSa 并加以比較。6MPaFK=1.518YY2.651.58Fa1FSa1 1303.57=0.01379YFaYSa 2.16 1.81238.86=0.011973F2小齒輪的數(shù)值大。設計計算m 312 1.518 30560

15、0.01379 =1.31mm1 242m 大于由齒根彎曲疲勞強度的計算m m1=1.5mm，已可滿足彎曲強度。為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓 m=1.31 mm1直徑 d1=44.495mm 來計算應有的齒數(shù)。于是由d44.495m1=1.5mmZ1 =29.61m1.51取 Z1=30，則 Z2=i1Z1=4.6630=139.8,取 140。幾何尺寸計算計算大小齒輪的分度圓直徑d =Z m11=301.5=45mmz=301z=140d=Z2m =1401.5=210mm21計算中心距d=45mm1a =( d + d11)/2=127.5mmd=210mm22計

16、算齒輪寬度b dd1 145=45mma =127.5mm=45mm, =50mm1第二級（低速級）齒輪傳動設計計算（參照高速級設計）選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)B=50mm低速級轉(zhuǎn)速低、傳遞轉(zhuǎn)矩大，故選用直齒圓柱齒輪傳動；精度仍選為7 級； 1mmB=452為了減少材料品種和工藝要求，小齒輪材料仍選用硬度為280 HBS 的40Cr調(diào)質(zhì)240 HBS45調(diào)質(zhì)1=2類型：=i2Z1=3.3324=79.9280直齒圓柱齒輪按齒面接觸強度設計材料：dKT 2.323 i2i 1 ( Z E ) 2小齒輪280 HBS 40Cr(大齒輪d2H240 HBS確定公式內(nèi)各計算數(shù)值45 鋼 ( 調(diào)試選

17、載荷系數(shù)Kt=1.3；質(zhì))p小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T = 9.551062 =167820Nm1nZ1=242Z2=801E=1；Z =189.8MPa 2；Ed應力循環(huán)次數(shù)：N60njL60206288300=4.7108 h2hN i 4.7 1083.33=1.4108 h2Hlim=550MPa；接觸疲勞壽命系數(shù)：KHN1=1.05, KHN2=1.12.1，計算得接觸疲勞許用應力K1.05600H 1HN1lim1 =630MpaS1KHN2lim 2 =1.12550=616MPaH 1=630H2SMpa計算H2=616小齒輪分度圓直徑1.31678203.331189.8MPad 2.

18、32 ()13.33616=50.334mm圓周速度d =50.334 260 50.3341t=0.54m/smm10006010003)齒寬b d150.334=50.334mmd模數(shù)d 50.334=2.10mmv=0.54m/stz241b=50.334mm齒高h=2.25mt=2.252.10=4.73mmb寬高比 10.66hm =2.10mm載荷系數(shù)。Kv=1.01；直齒輪KH KF 1.0；KA=1；KH 1.423,KF 則K KKKK1.5653AVHH按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑:th=4.73mmd11t 3K=55.2mmKt1計算模數(shù)m d1z 24mm

19、=2.3mmK=1.56531按齒根彎曲強度設計設計公式：2KTYYd =55.2mm1m=2.3mmm 2 FaSa )3 zd12F確定公式內(nèi)各計算數(shù)值FE2=380MPa；彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.88，KFN2=0.9；載荷系數(shù)K KKKK1.529；AVFFYFa1=2.65，YFa2=2.21；YSa1=1.58，YSa2=1.78；S=1.4；計算彎曲疲勞許用應力：K=FN1FE1 0.88 =314.2MPaF 1S1.4 = KFN 2 FE 2 0.9 380 =244.29MpaF2S1.4YY2.651.58則 ：Sa1 314.2=0.01332F =314.F

20、 1YY2.211.782MPaFa2Sa 2 244.29=0.01610F2=244.F 229 Mpa大齒輪數(shù)值較大設計計算m 32 1.529 167820 0.0161 =2.33 mm1 242取 m2=2.5，則小齒輪齒數(shù)1z d1 55.2 =22.08 取 Z =2311m2.5Z2=i2Z1=3.3323=76.59 Z2=77(1)分度圓直徑m2=2.5mmd z31m 232.5=57.5mmZ=231d z42m772.5192.5mmZ=772中心距 d3 d4 57.5 192.5 =125 mm222齒輪寬度b dd1 157.5=57.5 mmd=57.5mm

21、3d=192.5mm4取 B4=60mm，B3=65 mm。裝配零件設計軸最小直徑初步估計高速軸40Cr(調(diào)質(zhì))280HBS15-3 A0=105a=125mm2B=65mm34B=60mm4Pd A10 3 n1105960=16.57mm22mm中間軸材料 40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度 280HBS，由教材表 15-3 取 A0=110Pd A20 3 n2110206=27.14mm30mmd =22mm1低速軸材料 45 鋼調(diào)質(zhì)，硬度 250HBS，由教材表 15-3 取 A0=110Pd A30 3 n3110=41.58mm40mmd =30mm2聯(lián)軸器初步選擇由教材表 141 查得工作

22、情況系數(shù) K=1.5計算轉(zhuǎn)矩T=KT=1.537.5=56.25C11T=KT =1.5536.9=805.35NMC338-8LM4 JB38 60YB2252d =40mm3T=56.25c1Nm低速軸選滑塊聯(lián)軸器，根據(jù)設計手冊表 8-9 得聯(lián)軸器型號為J 40 84T =805.35C 3WH7J1 40841軸承初步選擇高速軸第一次放大26mm第二次放大30mm中間軸低速軸33mm 46mm35mm50mmd1=30mm6-6 7006C； d =35mm2中間軸用角接觸球軸承，查手冊表 6-6 得軸承代號為 7007C；低速軸用深溝球軸承，查手冊表 6-1 得軸承代號為 6010。鍵

23、的選擇高速軸：輸入聯(lián)軸器連接鍵中間軸：大齒輪連接鍵：12832低速軸：大齒輪連接鍵：161050d =50mm3高 速 軸輸出聯(lián)軸器連接鍵：128707006C材料都為 Q275A。中 間 軸潤滑方式選擇7007C軸承潤滑方式選擇低 速 軸高速軸dn=2280mr/min,中間軸6884.5 mr/min,低速軸dn=2625 mr/min6010都小于 160000。所以選用脂潤滑。潤滑劑由手冊表 7-2 查得用通用鋰基潤滑脂ZL-1。高速軸輸入齒輪潤滑方式選擇聯(lián)軸器連接齒輪采用浸油潤滑。圓柱齒輪浸入油的深度最低約一個齒高，鍵：6632但不少于10mm，最高不超過三分之一分度圓半徑，大齒輪的

24、齒頂中間軸大到油池底面的距離30mm。輪連接鍵12832低速軸大齒名稱符號尺寸關系結果(名稱符號尺寸關系結果(mm)箱座壁厚0.025a+3=8.28788箱蓋壁厚10.02a+3=7.2388箱蓋凸緣厚度b1.512箱座凸緣厚度b1.512箱座底凸緣厚度b22.52011輪連接鍵：161050輸出聯(lián)軸器870材 料 都 為Q275A地腳螺釘直徑df0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目na250,n=4 ；a2504500,n=6，a500 時，n=8軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75df16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6)df10L150200150d3L150200150d3(0.40.5

25、)df8d4(0.30.4)df8d(0.70.8)d28C1表 11-2C1f=26 C12=16C2表 11-2C2f=24 C21=20C22=14軸承端蓋螺釘直徑視孔蓋螺釘直徑定位銷直徑d1 d2 df 至外箱壁距離dfd2 距離軸承旁凸臺半 R1徑凸臺高度h外箱壁至軸承 座端面距離鑄造過渡尺寸C2120根據(jù)低速級軸承座外徑42確定，以便于扳手操作C1+C2+(510)47表1-38x=3y=15大齒輪頂圓與 11.210內(nèi)壁距離齒輪端面與內(nèi)210箱壁距離箱蓋箱座肋厚m1,mm10.851， m0.86m1=7m=7軸承端蓋外徑D2D+（55.5）d3D21=95D22=102D23=

26、120軸承旁聯(lián)接螺栓距離SMd1 和 Md2互不干涉為準，一般取sS1=95S2=102D2S3=120軸的受力分析和強度校核（高速軸）17如圖小齒輪受力：2TF1t1d1 230.5610345=1358.2 NF =1358.2t1NF Fr1tan 1358.2 tan 20 =494.4 NF =494.4Nr1受力分析：由軸的結構圖得：L1=134mmL2=51.5mm水平面：由F(LNH11L ) FL2r12F(LNH 21L ) FL2r11F =137.3NNH1得： F=137.3NF=357.1NF =357.1NNH1NH2NH2彎 矩 M=FLHNH1=18390.7

27、M =8390.7HNmm鉛垂面：由F(LNV1L ) F L2t12F(LNV 21L ) F L2t11F =377.1NNV1得： F=377.1NF=981.14 NF =981.14NV1NV2NV2N彎 矩 MV=FLNV1=50526.7M =50526.V18總彎矩 M =M2 2 =53770 Nmm7 Nmm1HVM=53770扭 矩 T1=305601Nmm=0.6M 21ca (T )21w=21MPa=21MPa40Cr15-1 得,故安全。ca中間軸受力分析及強度校核（中間軸） 70 MPaca-1安全19如圖大齒輪受力：2 143.37103F =1300.4F2

28、 t2d2220.5=1300.4Nt2NF Fr2ttan 1300.4tan20=473.3NF =473.3Nr 2小齒輪受力：2TF2t3d3 2 143.37 10370=4096.3NF =4096.3t 3F Fr3ttan 4096.3 tan20 =1490.9N.N受力分析：3由軸的結構圖得：3F =1490.9r 3N21L =64.5mm,21=70mm,=52mm.20水平面：F(L LNH112L )F(L3r3L ) FL2r23F(L LNH21L )FL3r3 F(Lr2L )2得：FNH1=-843.3NFNH2=174.3N彎矩=FLH1NH1=-5439

29、3F =-843.3M=F L (L +L)= 102987.6 NmmNH1NH 2r3NH112F =174.3N鉛垂面：F(L LNV11L ) F(L3t3L )FL3t23NH2F(L LNV 21L ) F(L3t2L ) F L2t31得： FNV1=3042.2NFNV2=2354.5N彎矩M=FL =196222F =3042.2NV1NV1NV11F =2354.5t3M=Ft3V 2+L2)= 122434NV2N總彎矩 M.=MH1M=M2H2MV 1M2V 2=203621=159989M .=2036221扭矩T2=1433701 Nmm=0.6M =1599892

30、2M221ca )22w=51.6MPaNmm40Cr15-1 得,故安全。ca 70 MPa-1caa=51.6MP安全低速軸受力分析及強度校核2122 PAGE PAGE 24如圖所示，齒輪受力為：2 515880F =3931NFt4= d 3 4262.5=3931Nt4Fr4= Ft4 tan=3931tan20 =1431N由軸的結構圖得：L1=62.5mmL2=123mm受力分析水平面：F =1431Nr4F(LNH11L ) FL2r42F =933.8NF(L L ) FLNH1NNH212r41F =497.2得：FNH1=933.8NFNH2=497.2N彎矩MH=FNH

31、1L1=61164垂直面：NH2F =2565NNV1F(LL ) FLF =1366NNV11F(LNV 22t42L ) FL2t41NV2得：FNV1=2565NFNV2=1366NV彎矩M=FNV1L1=168008VM =178795總彎矩： M3MHMV=178795Nmm3Nmm扭矩T3=515880 Nmm按彎扭合成應力校核軸的強度，計算取 =0.6M 2 (T )23caw=21.5MPa=21.5MPcaa此軸材料為45,調(diào)質(zhì)處理，由教材表15-1查得 60MPa-18 年 300L=10.1Y所以壽命滿足使用要求。中間軸壽命計算7007C由機械設計手冊表 6-6 得基本額

32、定動載荷： C=19.5 kN軸承受到的徑向載荷：F=F=3042.2NF=F=2354.5Nr1NV1r2NV 2派生軸向力為：取 e=0.4Fd1=eFr1=1216.9NFd2=eFr2=941.8N合格F =3042.2r1NF =2354.5r 225NFae=0。因Fae+Fd2P21 作為壽命計算軸承。P=3346.4 N1P=3013.6 N2球軸承=3L106C()3 =16765hh60nP21LLY = 2 8h=3.5年8 年300L=3.5Y6007 深溝球軸承低速軸壽命計算不合格換 6007 溝球軸承26 PAGE PAGE 30低速軸軸承為 6010。由機械設計手

33、冊表 6-6 得基本額定動載荷： C=22kN軸承受到的徑向載荷：F=F=2565NF=F=1366Nr1NV1r2NV 2派 生 軸 向 力 為 ： 取 e=0.37 Fd1=eFr1=949N兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以 Fae=0。Fae+Fd2P21 作為壽命計算軸承。P=2821.5N1P=2094.1N2球軸承=3L106C()3 =150493hh60nP21LLY = 2 8h=25.8年8 年300所以壽命滿足使用要求。L=25.8Y校核合格鍵連接強度計算高速軸上鍵連接強度計算高速軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵：6632。Q275A,許用壓應力強度計算公式： =120MPa。p 103 pkldp公式中數(shù)據(jù)：T1= 37.5Nmk=3mm l= 26 mm d=22 mm計算得：p=35.62 MPa=35.62因為p 所以滿足強度要求。ppMPa滿足強度要中間軸鍵強度計算求中間軸上只有一個鍵連接，大齒輪鏈接鍵：12832。Q275A,許用壓應力強度計算公式： =120MPa。p 103 pkldp公式中數(shù)據(jù)：T2= 167.8Nmk=4mm l= 20 mm d=40 mm計算得：=89.61MPap=89.61Mp因為p 所以滿足強度要求。pPa求低速軸鏈接鍵強度計算低速軸上有兩個鍵，第二級大齒