机械设计课程设计二级减速器

一、设计任务
课程设计是机械设计课程重要的综合性与实践性教学环节。

课程的设计的基本目的是：
（1）综合运用机械设计课程的和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。

（2）通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。

（3）通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计技能的训练。

二、设计方案拟定及说明
根据题目，此带式输送机每日工作16小时，载荷平稳，空载起动，无需考虑起动力矩。

在室内工作，因此，结构不能太大。

采用闭式结构，密封要求较高。

使用期限十年。

经分析可以有以下几种设计方案：
a)方案使用带式输入，可以降低齿轮传动的传动比，但是带式传动噪音大，传动不稳定，传送带使用年限较低等缺点，所以该方案不适合本设计要求；
b)方案采用涡轮蜗杆传动，该种传动方式传动比大使得整个减速箱箱体比较小，但是该种方案传动效率低，不适合本设计要求；
c)方案采用圆锥齿轮传动，该方案使得整个箱体结构紧凑，但是该方案不适合用于高速场合；
d)方案采用的是圆柱齿轮传动，该种传动方式传动比较好，适用于速度较大的场合。

综上分析，可以采用d)方案设计此减速箱。

考虑到稳定性的要求，为了增大传动的稳定性可以采用斜齿轮传动。

三、电动机选择
1、电动机类型的和结构的型式选择
工业上一般用三相交流电，无特殊要求一般应选择三相交流异步电动机。

最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。

其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。

由于启动性能较好，也适用于某些要求较高起动转矩的机械。

2、选择电动机容量
1）工作机所需功率P w
由题目知：F=2.3 KN
V=1.95 m/s
D=300 mm
因此：P W=FV
1000
=4.485KW
2）电动机的输出功率P d
圆柱齿轮的传动效率：η齿=0.97
滚动轴承的传动效率：η承=0.99
弹性联轴器的传动效率：η联=0.99
从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即：
η=η联2η承4η齿2=0.8858 电动机输出功率为：
P d= Pw
η
= 5.063 KW
3)确定电动机额定功率P ed
P ed=5.5 KW
3、选择电动机的转速
(лD n w)/60= 1000 V
所以：n w=124.14 r/min
传动比的取值范围在3～6之间
n d,=(i1,i2,)n w=1117.26～4469.04
电动机转速为：n d=1500 r/min
4、确定电动机的型号
经过以上分析并查表得应选用Y132S—4型号的电动机。

四、计算传动装置的运动和动力参数
1、计算总传动比
满载转速：n m=1440 r/min
又因为：n w=124.14
所以，总传动比为：i= n m
n w
=11.60
2、合理分配各级传动比i1=(1.1～1.5)i2
i1i2=(1.1～1.5)i2=i 得：i2=2.78～3.247
i1= i
i2
=3.625
3、各轴的转速
n Ⅰ=n m =1440 r/min n Ⅱ= n Ⅰ
i 1
=397.24 r/min
n Ⅲ=
n Ⅱ
i 2
=124.14 r/min 4、各轴输入功率
η01=η
联=0.99
η12=η齿η承=0.96 η
23=
η齿η
承=0.96
P Ⅰ=P ed η01=5.4451 KW P Ⅱ= P Ⅰη
12=5.2272 KW P Ⅲ= P Ⅱη
23=5.018 KW
5、各轴的输入转矩
T Ⅰ=9550P Ⅰ
n Ⅰ =36.11 N.m
T Ⅱ=9550P Ⅱ
n Ⅱ =125.666 N.m
T Ⅲ=9550P Ⅲ
n Ⅲ
=386.031 N.m
五、传动件的设计计算
根据总体设计方案部分分析得，该设计为二级展开式圆柱齿轮减速器，为了增加它的传动稳定性，采用斜齿轮传动。

1、高速级齿轮的设计 （1）选精度等级、材料及齿数
○1小齿轮材料为40 Cr （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7级精度。

○3选小齿轮齿数Z 1=24 大齿轮齿数Z 2=i 1z 1=87
○4选取螺旋角β=14。

（2）按齿面接触强度设计 <1>确定公式内的各计算数值 ○
1试选载荷系数K t =1.6 ○
2由图10-30选取区域系数Z H =2.43 ○
3由图10-26查得：εα1=0.78，ε
α2=0.82
则，ε=ε
α1
+ε
α2
=1.60
○
4小齿轮传递的转矩 T 1= 95.5 X 10
5
P Ⅰ
n m
=3.611 X 104
N.mm
○
5齿宽系数 Φd =1 材料的弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 1/2
○
6由图10-21（d ）按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σn lim1=600MPa
大齿轮接触疲劳强度极限σn lim2=550MPa
○
7由式10-13计算应力循环次数 N 1=60n 1jL h =60×1440×1×(2×8×365×30)=1.514×1010
N 2= N 1
i 1
=4.176×109
○
8接触疲劳寿命系数K HN1=0.95 K HN2=0.98 ○
9计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1﹪，安全系数S=1
[σH1]= K HN1σlim1
S =0.95×600MPa=570MPa
[σH2]= K HN2σlim2
S =0.98×550MPa=539MPa
[σ]=
[σ
H1]+ [σH2]
2
=554.5MPa
〈2〉设计计算 ○
1小齿轮的分度圆直径d 1t =[]
2
1123
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+H E
H d t Z Z u u T K σεφα=39.947 mm
○2圆周速度:V= лd 1t n 1
60×1000 =3.012 m/s ○3齿宽b 及模数m nt ：b=Φd d 1t =39.947 mm m nt =d 1t n 1 cos βZ 1 =1.615
h=2.25m nt =3.634 mm b/h=10.99 ○4纵向重合度ε
β
：ε
β
=0.318Φd Z 1 tan β=1.903
○5载荷系数K ：已知使用系数K A =1,根据V=3.012 m/s ，7级精度，由图10-8
查得动载系数：K V =1.10 由图10-4查得K H β=1.417 由图10-13查得K F β=1.34
由图10-3查得K H α=K F α=1.4
K=K A K V K H αK H β=2.182
○6按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径，得： d 1=d 1t 3
t
K K =44.299 mm
○7模数m n : m n =d 1 cos β
Z 1 =1.79 (3)按齿根弯曲强度设计 <1>确定计算参数
○1计算载荷系数：K=K A K V K F αK F β=2.0636 ○2根据纵向重合度ε
β
=1.903 从表10-28查得螺旋角影响系数Y β=0.88
○3当量齿数：Z V1=Z 1
COS 3β =26.27
Z V2=Z 2
COS 3β =95.24
○4查取齿形系数：
由表10-5查得：Y Fa1=2.592 ,Y Fa2=2.21 ○5查取应力校正系数
由表10-5查得：Y Sa1=1.596 ,Y Sa2=1.77
○6大、小齿轮的
F Sa
Fa Y Y σ
图10-20c ，小齿轮弯曲疲劳强度极限 σFE1=500 MPa 大齿轮弯曲疲劳强度极限 σFE2=380 MPa
安全系数取1.4
图10-18，弯曲疲劳寿命系数: K FN1=0.85 ,K FN2=0.88 []1F σ=
S K FE FN 1
1σ
=303.57 MPa
[]2F σ=
S
K FE FN 22σ
=238.86 MPa
[]1
1
1F Sa Fa Y Y σ=0.0136 ,
[]2
2
2F Sa Fa Y Y σ=0.0164
<2>设计计算
m n ≥
3
2
13
12α
βεφβ
Z COS
Y KT d =1.2147
对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，
取n m =1.5已可满足弯曲强度
按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d =44.299 mm 来计算应有的齿数 1Z =
n
m d βcos 1=28.66
圆整取值：1Z =29
则：2Z =1i 1Z =105.125 圆整取值：2Z =105 （4）几何尺寸计算 ○1 a=
()β
cos 221n
m Z Z +=103.577 mm
将中心距圆整为104 mm 。

○2按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arc cos
()a
m Z Z n
221+=14.9067。

○31d =
=β
cos 1n m Z 45.01 mm
==
β
cos 22n m Z d 162.98 mm
○4==1d b d φ45.01 mm
圆整后取B 1=50 mm ，B 2=45 mm
2、低速级齿轮的设计
在同一部机器中，为了便于加工、节省费用高速级齿轮可以沿用低速级齿轮的模数、材料、精度等级与螺旋角。

只需对它的弯曲疲劳强度与接触疲劳强度进
行校验即可。

（1）试选齿数 选小齿轮齿数Z 1=40
大齿轮齿数Z 2=i 2z 1=128 （2）弯曲疲劳强度校核 ○
1=t F 2T Ⅱ
d 1
=4188.87 KN ○2K=K A K V K H αK H β 其中K A =1
因为， V 1=лd 1n Ⅱ60×1000 由表10-8得：=V K 1.05
由表10-4得，=βH K 1.417 由表10-13得，=βF K 1.29 由表10-3得，==βαF F K K 1.4 ∴K= K A K V K H αK H β=2.083 ○
3查表10-5得：=
1
Fa Y 2.40 ，=1Sa Y 1.67
=2Fa Y 2.16 ，=2Sa Y 1.81 ○4查表10-28得：螺旋角影响系数=
β
Y 0.88
○
5=
=βφεβ
tan 318.01Z d 3.386
==
αβ
εσn Sa Fa t F bm Y Y Y KF 111100.99 MPa
==
α
β
εσn Sa Fa t F bm Y Y Y KF 22298.51 MPa
对于材料:
小齿轮弯曲疲劳强度极限 =1FE σ500 MPa 大齿轮弯曲疲劳强度极限 =2FE σ380 MPa
寿命系数 =1FN K 0.85 =2FN K 0.88 取安全系数为 S=1.4 ∴[]==
S K FE FN F 1
11σ
σ303.57 MPa
[]==
S
K FE FN F 2
22σσ238.86 MPa
经比较：1F σ＜[]1F σ []22F F σσ< 符合弯曲疲劳强度要求。

（3）齿面接触疲劳强度校核 ○
1由图10-30选取区域系数：=H
Z 2.32
○2由图10-26查得：=
1
αε0.8 =2αε0.84 则=+=21αααεεε 1.64
○3前面选取=E
Z 189.8
○
4==βαF F V A K K K K K 1.90
∴=+=
u
u bd KF H 11t α
εσ531.58 MPa
对于材料：
=1N 60n
Ⅱ
jL h =1.39×109
=
2N =2
1i N 0.435×109
由图 95.01=HN K 98.02=HN K
由图10-21得 小齿轮接触疲劳强度 =1Him σ600 MPa 大齿轮接触疲劳强度 =2lim H σ550 MPa 取安全系数 S=1
[]==
s
K H HN H 1
lim 11σσ570 MPa
[]=
=S
K H HN H 2
lim 22
σ
σ539 MPa
[][][]MPa H H H 5.5542
2
1=+=
σσσ
经比较：H σ<[]H σ 符合表面接触疲劳强度要求 （4）几何尺寸计算 齿数：Z 1=40,Z 2=128 螺旋角：β=14.9067.
分度圆直径：==
βcos 11n m Z d 62.09 mm
==
β
cos 22n m Z d 198.69 mm
齿宽：B 1=70 mm B 2=63 mm
六、轴的设计计算
1、对各轴的结构设计 （1）输入轴
经计算，该轴的最小尺寸为18.70mm ，考虑装配方案、各标准件的尺寸配合及与箱体的相应组装，设计如上图的输入轴。

（2）中间轴
经计算，中间轴的最小尺寸为28.33mm，通过与标准件配合、与输入轴及箱体的配合可设计出上图的尺寸。

（3）输出轴
经计算输出轴的最小尺寸为41.183mm，通过与标准件配合、与中间轴及箱体的配合约束课设计出上图的尺寸。

2、轴的校核
三个轴的直径尺寸都是在大于其最小直径尺寸，所以其必满足扭转应力要求。

所以只要校验其弯曲强度要求即可。

三根轴的弯曲强度中，输入轴的弯曲强度最弱，只要校验输入轴的弯曲强度满足强度要求即可。

（1）输入功率PⅠ,转速nⅠ,转矩TⅠ
PⅠ=5.445 KW , nⅠ=1440 r/min , TⅠ=36.11 N.m
(2)进行受力分析
已知Ⅰ轴上的齿轮分度圆直径为45.01 mm 。

N d T F I t 34.16021
==
N
F F n t
r 34.604cos tan ==β
α
N F F t a 00.584tan ==β
水平面内：
2
1NH NH t F F F +=
0=M
则，N F NH 84.4501=，N F NH 69.11532= 垂直面内：
2
1NH NH r F F F +=
0=M
则，N F N F NV NV 78.358,56.24521==
mm N D F M
a a
.92.131422
==
=
+=22
11H
V M
M M 64043.84 N.mm
=+=2222H
V M
M M 58899.18 N.mm
按弯扭合成应力校核轴的强度：
扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6 ()
=+=
W
T M ca 2
2
1ασ25.24 MPa
材料选用45钢，调质处理， 由表15-1得，[]=-1σ60 MPa 由此可得： ca σ<[]1-σ 应力校核符合要求。

七、滚动轴承的选择及计算
对滚动轴承的校核只要对高速轴上的轴承进行校核，只要其满足要求其他各轴也将满足寿命要求。

输入轴选用的滚动轴承型号为7209E ，其基本额定动载荷C=64.2 KN 当量动载荷为： =+=a r F F P αcot 4.04.0883.546 N
轴承的基本额定寿命： =⎪⎭
⎫ ⎝⎛=2
6
6010
P C n L h 4.44×10h 9
其工作时间10×365×2×8=56960 h <h L ，满足寿命要求。

八、键连接的选择及校核计算
键的选择与其配合的轴的直径相关，根据各轴的直径及所需配合的长度确定键的尺寸如下：
配合在输入轴：b ×h ×L=10×8×50 配合在中间轴：b ×h ×L=14×9×40 配合在输出轴：b ×h ×L=20×12×56 b ×h ×L=12×8×70 对四个键校核只需校验输入轴上的键即可。

k=0.5h=4 mm l=L-2×b/2=40 mm d=38 T=36.11 N.mm =⨯=
kdl
T P 3
102σ11.88 MPa
查表6-2得，[]=P σ60 MPa []P P σσ〈 ,键的强度符合要求。

九、联轴器的选择
输入轴的最小直径为18.70 mm ，Y132S-4型电机的轴颈为38 mm ，则可选用YLD7中轴孔直径为38mm 的J 型联轴器。

输出轴的最小直径为41.18 mm ，为满足强度要求可选用YLD8中轴孔直径为42mm 的J 型联轴器。

十、减速器附件的选择
1、轴承端盖的设计说明
输入轴：e=9.6mm ，=0D 105mm ，=2D 125mm ，=D 85mm ，=4D 75mm 输出轴：e=9.6mm ，=0D 110mm ，=2D 130mm ，=D 90mm ，=4D 83mm
2、油标的设计说明
油标的尺寸： 使用M12的螺纹
d1=4mm,d2=16mm,d3=6mm,h=35mm,a=12mm,b=8mm,c=5mm,D=26mm,D1=22mm 3、排油孔螺栓的设计说明
4、起重装置的设计
左耳孔径为14 mm 。

起重挂钩用公称直径为M18的螺钉。

十一、润滑和密封
1、减速器的润滑 （1）齿轮的润滑
低速级大齿轮的圆周速度为V=0.73m/s<12m/s 所以采用浸油润滑， 低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm ），1/6齿轮, （2）滚动轴承的润滑
轴承的滚动速度==Dn d n 45mm ×1440 r/min=64800mm.r/min ≤25×104
mm.r/min 所以选用脂润滑。

（3）润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

2、减速器的密封 轴伸出端的密封：
高速轴：密封处轴径的圆周速度
=
⨯=
1000
60dn
V π 3.39 m/s
低速轴：密封处轴径的圆周速度
=
⨯=
1000
60dn
V π0.32 m/s
由于圆周速度较小所以都采用毡圈式密封。

十二、总结
通过这次二级减速器的设计，在制图的过程中,能够让我的心平静下来,去认认真真的完成一项任务,并且让我明白了机械类产品的整个生产过程，从设计到
绘制，到校核，每一个步骤都是一项精细而严谨的工作.通过这次设计,我学会了CAD制图,当然还要感谢老师和同学的帮助,我才能够顺利完成这次设计任务.在画图设计的过程中,我对机械这么专业越来越感到有兴趣了.
十三、参考文献
[1]濮良贵、纪名刚主编《机械设计》第八版高等教育出版社
[2]王昆、何小柏、汪信远主编《机械设计课程设计》高等教育出版社
[3]何铭新、钱可强主编《机械制图》第五版高等教育出版社
[4]陈于萍、周兆元主编《互换性与测量技术基础》第二版高等教育出版社。