机械设计课程设计二级齿轮减速器

机械设计课程设计《二级圆柱齿轮减速器》设计说明书学生姓名杨川俊学号8011212114所属学院机械电气化工程学院专业机械设计制造及其自动化班级机械设计16-1指导教师张涵2014年12月17日前言一、课程设计的目的和意义机械设计基础课程设计是相关工科专业第一次较全面的机械设计练习，是机械设计基础课程的最后一个教学环节。

其目的是：1、培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。

2、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。

3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。

4、机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。

二、课程设计的内容和份量1、题目一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程，传动装置中包括齿轮减速器、带传动、链传动、蜗杆传动及联轴器等零、部件。

传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计内容既包括课程中学过的主要零件，有涉及到机械设计中常遇到的一般问题，能达到课程设计的目的。

2、内容总体设计、主要零件的设计计算、减速器装配图和零件工作图的绘制及设计计算说明书的编写等。

3、份量减速器装配图一张（A0或A1图纸），零件工作图二张（齿轮减速器为输入或输出轴、蜗杆减速器为蜗杆轴一张，齿轮或蜗轮一张），设计计算说明书一份。

三、课程设计的步骤1、设计准备认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过阅读有关资料、图纸；参观实物和模型，了解设计对象；准备好设计需要的图书、资料和用具；拟定设计计划等。

2、传动装置的总体设计确定传动装置的传动方案；计算电动机的功率、转速，选择电动机的型号；计算传动装置的运动和动力参数（确定总传动比、分配各级传动比、计算各轴的转速、功率和转矩等）。

3、传动零件的设计计算减速器以外的传动零件设计计算（带传动、链传动）；减速器内部的传动零件设计计算（如齿轮传动等）。

4、减速器装配草图设计绘制减速器装配草图，选择联轴器，初定轴径；选择轴承类型并设计轴承组合的结构；定出轴上受力点的位置和轴承支点间的跨距；校核轴及轮毂联接的强度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计。

5、工作图设计零件工作图设计、装配工作图设计。

6、整理编写设计计算说明书整理编写设计计算说明书，总结设计的收获和经验教训。

四、课程设计的基本要求认真、仔细、整洁。

理论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性好。

正确处理继承与创新的关系，正确使用标准和规范。

学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。

所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准确、书写工整，并保证要求的书写格式。

一、设计任务书设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器，传动系统为采用两级圆柱齿轮减速器和圆柱齿轮传动。

1、总体布置简图1—联轴器 2—电动机 3—齿轮减速器 4—卷筒 5—带式运输机2、工作条件工作机空载启动，有轻微振动，经常满载，单向运转,单班制工作，每年工作300天，使用寿命10年，,运输带允许速度误差5%。

3、原始数据联轴器拉力：F=2.6×103N运输带速度：V=1m/s卷筒直径：D=320mm4、设计内容（1）电动机的选择与参数计算（2）斜齿轮传动设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择（5）键和联轴器的选择与校核（6）装配图、零件图的绘制（7）设计计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明如任务说明书上布置简图所示，传动方案采用二级展开式圆柱齿轮减速箱三、电动机的选择1、工作及所需输入功率w Pw w 601000v 601000 1.0P ===59.71 r/min D 320ππ⨯⨯⨯⨯⨯w P =26001/1000 2.6kW 1000FV=⨯= 2、传动装置总效率η 传动装置的总效率2421234ηηηηη=⋅⋅⋅ 式中，η1、η 2 …为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。

由资料[2]表2-4查得：弹性联轴器10.995η=；滚动轴承20.98η=；圆柱齿轮传动30.97η=；4=0.96η，则2420.9950.980.970.96=0.82η=⨯⨯⨯3、电动机功率d P 2.63.170.82wd P P kW η=== 电动机额定功率 ed P按《课程设计》P216表20-1 选择电动机的额定功率d P =4kW ε二级展开式圆柱齿轮减速器的传动比8i =～40电动机转速'd n 范围'477.68/mind w n n i r =⋅=～2388.4方案电动机型号额定功率（kW ） 同步转速（r/min ） 满载转速（r/min) 电动机重量（kg) 1 Y160M1-8 4 750 720 118 2 Y132M1-6 4 1000 960 73 3 Y112M-4415001440434、电动机确定59.71/minw n r =0.82η=3.17d P kW =d P =4kW ε根据d P 和'd n ，选用Y132M 1-6型电动机主要技术数据如下表：型号 额定功率（kW ） 满载转速（r/min ） 额定转矩堵转转矩Y132M1-6 49602.0额定转矩最大转矩质量（kg ）D E F G 2.0 73388010×833四、传动装置的总传动比及其分配 1、总传动比分配 960i 16.0859.71m w n n === 2、分配各级传动比1(1.1~1.5) 1.3 4.6i i i ===21i 16.08i ===3.5i 4.612i 4.6 1.33.5i ==合适 ∴取1 4.6i =，2 3.5i =五、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速n （r/min ）减速器高速轴为１轴，中速轴为２轴，低速轴为３轴， 各轴转速为：1960r /min m n n ==选用Y132M1-6电动机同步转速 960r/min16.08i =12 4.63.5i i ==21960208.7/min 4.6m n n r i ===232208.759.63/min 3.5n n r i === 2、各轴输入功率P （kW ）13 3.170.995 3.15d P P kW η=⋅=⨯=2123 3.150.980.97 2.99P P kW ηη=⋅⋅=⨯⨯= 3223 2.990.980.97 2.84P P kW ηη=⋅⋅=⨯⨯=3、各轴输入转矩T （N •ｍ）3.179550955031.53960d d m P T N m n ==⨯=⋅ 1131.530.99531.37d T T N m η=⋅=⨯=⋅21112T i 31.370.980.97 4.6137.17T N m η=⨯⨯=⨯⨯⨯=⋅ 32223T i 137.17 3.50.980.97456.38T N m η=⨯⨯=⨯⨯⨯=⋅ 将计算结果列表如下： 六、传动件的设计计算（一）、齿轮传动设计计算1、低速齿轮组（1） 选定齿轮类型、精度、材料及齿数 ① 用直齿圆柱齿轮 ② 用8级精度③ 材料：选择小齿轮材料为45SiMn ，硬度为240HBS ；大齿轮材料为45SiMn ，硬度为280HBS 。

④初选小齿轮齿数324z =： 大齿轮齿数424 4.684z =⨯=项目电动机轴高速轴1中速轴2低速轴3 转速（r/min ）960 960 208.70 59.63功率（kW ）3.17 3.15 2.99 2.84 转矩（N •ｍ）31.53 31.37 137.17 456.38 传动比 14.6 3.5 效率0.99 0.97*0.99 0.97*0.99min/9601r n =2208.7/minn r =359.63/minn r =1 3.15P kW =2 2.99P kW =3 2.84P kW =31.53d T N m=⋅131.37T N m=⋅2137.17T N m=⋅3456.38T N m =⋅（2） 按齿面接触强度设计213121()[]H E Ht t d H Z Z Z Z K T u d u εβϕσ+≥⋅①确定公式内各计算数值 a) 试选 1.3Ht K =b) 由资料[1]（齿轮传动设计所用参数及公式来自此书）图10-20选取区域系数 2.5H Z =c) 由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε[]a133=arccos z cos /z 2ha =arccos 24cos 20/2421=29.841αα*⎡⎤+⨯︒+⨯︒⎣⎦（）（） []a244=arccos z cos /z 2ha =arccos 84cos 20/2421=23.388αα*⎡⎤+⨯︒+⨯︒⎣⎦（）（） []3a14a2=z tan tan z tan tan /2=1.717αεααααπ''-+-（）（）d) 由表10-7选取齿款系数1d ϕ=4Z =3αεε-=4 1.717=0.8723- e) 由表10-5查得材料弹性影响系数12189.8E Z MPa =f) 由图10-25d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim3600H MPa σ=；大齿轮的接触疲劳强度极限lim4580H MPa σ= 91160609601(810300)0.310h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 981220.3100.85104.6N N i ⨯===⨯ g) 由图10-23查得接触疲劳寿命系数340.91,0.91HN HN K K ==h) 接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=13lim33[]0.9600546HN H H K MPa S σσ==⨯=4lim44[]0.91580527.8HN H H K MPa Sσσ==⨯=取其中较小的作为该齿轮的接触疲劳须用应力，即4[]=[]=527.8MPa H H σσ② 试算小齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径213132321()[]2 1.3456.3810 3.51 2.5189.80.872()1.5527.893.16H E Ht t d H Z Z Z Z K T u d u mm mm εβϕσ+≥⋅⨯⨯⨯+⨯⨯=⋅=③ 调整小齿轮分度圆直径a) 计算圆周速度11 3.1493.16960 1.02/601000601000t d n v m s π⨯⨯===⨯⨯a) 齿宽b 及模数m nt1=193.1693.16d t b d mm ϕ=⨯= b) 计算载荷系数K 使用系数 1.0A K =根据 1.02/v m s =，8级精度，由图10-8得动载系数 1.05V K = 由表10-4插值查得H K =1.454β 齿轮的圆周力3333322456.38109.8071093.16t t T F N N d ⨯⨯===⨯33/ 1.09.80710/93.16/105.27/100/A t K F b N m N m N m =⨯⨯=> 由表10-3查得 1.2H F K K αα==故载荷系数 1.0 1.05 1.2 1.454 1.83A V H H K K K K K αβ==⨯⨯⨯= c) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径H 3333H 1.8393.16104.4081.3t t K d d mm K ==⨯= d) 模数33104.4084.35024n d m mm z === （3）按齿根弯曲强度设计33232[]Ft Fa San d F K T Y Y Y m z εϕσ≥⋅ ①确定计算参数a) 试选载荷系数1.3Ft K =b) 由式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y εY =0.250.75/=0.25+0.75/1.717=0.674εαε+ c) 由当量齿数33332432.84cos cos 14v z z β===︒443384145.59cos cos 14v z z β===︒查图10-17查得齿形系数342.57, 2.18Fa Fa Y Y == 由表10-18查得应力修正系数341.60,1.79Sa Sa Y Y ==e) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数340.86,0.91FN FN K K == 由图10-24a 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim3600F MPa σ=；大齿轮的弯曲疲劳强度极限lim4550F MPa σ= 取弯曲疲劳安全系数S=1.43lim330.86600[]368.571.4FN F F K MPa S σσ⨯===4lim440.91550[]357.51.4FN F F K MPa S σσ⨯===f) 计算大、小齿轮的][F SaFa Y Y σ，并加以比较 333 2.57 1.60.0112[]368.57Fa Sa F Y Y σ⨯== 444 2.18 1.790.0109[]357.5Fa Sa F Y Y σ⨯==小齿轮的数值大,所以取333=[][]Fa Sa Fa Sa F F Y Y Y Y σσ ②试算齿轮模数33233322[]2 1.3137.17100.6740.01121244.34Ft Fa Sant d F K T Y Y Y m z mmεϕσ≥⋅⨯⨯⨯⨯=⨯⨯=③调整齿轮模数a)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v33 4.3424104.16nt d m z mm mm ==⨯= 323.14104.16208.70/ 1.14/601000601000d n v m s m s π⨯⨯===⨯⨯齿宽b31104.16104.16d b d mm mm ϕ==⨯= 齿宽h 及宽高比b/h**(2)(210.25) 4.349.756/104.16/9.75610.67annnt h h c m mm mm b h =+=⨯+⨯===b)计算实际载荷系数F K使用系数 1.0A K =根据 1.14/v m s =，8级精度，由图10-8得动载系数 1.05V K = 由表10-3查得 1.2F K α=10-4 1.454,/10.67,10-13 1.42H F K b h K ββ===由表用插值法查得结合查图，得故载荷系数 1.0 1.05 1.2 1.42 1.789A V H F K K K K K αβ==⨯⨯⨯= c) 按实际的载荷系数算得的齿轮模数331.7894.34 4.8271.3F n nt Ft K m m mm mm K ==⨯=4.5n m mm =对比计算结果，取 4.5n m mm =33104.1623.144.5n d z m ===，取123z =434343.52380.5,81,z uz z z z ==⨯==取满足，互质 （4） 几何尺寸计算①计算中心距34()(2381) 4.523422n z z m a mm ++⨯===，取为234mm②计算大、小齿轮的分度圆直径3323 4.5103.5n d z m mm ==⨯=4481 4.5364.5n d z m mm ==⨯= ③计算齿轮齿宽3=1103.5103.5d b d mm ϕ=⨯=3b =b 5~10mm=103.55~10=108.5~113.5mm ++（）（）圆整后取34111,104b mm b mm == 2.高速齿轮组（1） 齿轮类型、精度、材料及齿数 ① 选用斜齿圆柱齿轮 ② 选用8级精度③ 材料：选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者硬度差为40HBS ④螺旋角︒=14β（2）初算数据 24d =d 10~20-（）2d =364.5-（10~20）=354.5~344.5mm3=23z 481z ==234a mm3103.5d mm =4364.5d mm =34111104b mm b mm==取2d =349.5mm②1d =2d /1i =349.5/4.6=75.98mm ③初算中心距0I a =12d d 349.575.98==212.74mm 22++ ④计算齿宽b 及模数 b=1d d Φ⋅=1×75.98=75.98nt m =0.015×0I a =0.015×212.74=3.19 取n m =3.5 h=2.25×nt m =7.1775 b/h=75.98/7.1775=10.59 则11nd Z ==75.98/3.5=21.71m 取Z 1=21 22nd Z ==349.5/3.5=99.86m 又因为211Z =i Z =4.621=96.6⨯⨯ 所以取Z 2=97实际传动比211z 97i ===4.61z 21与4.6接近传动比误差=（4.61-4.6）/4.6×100％=0.22％<5％ ⑤初算中心距考虑到模数向大圆整，所以取I a =212 ⑥验算螺旋角()()121z 2197 3.5=arccos ==13.0822212n z m a β++⨯︒⨯⑦精确计算1n 1z m 21 3.5d ===75.45mm cos cos13.08β⨯︒2n 2z m 97 3.5d ===348.54mm cos cos13.08β⨯︒n m =3.51z =212z =97⑧计算齿轮宽度1175.4575.45d b d mm mm ϕ==⨯= 圆整后取1276,81b mm b mm == （二） 总结(1)为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用右旋，大齿轮采用左旋，低速级小齿轮左旋，大齿轮右旋。