机械设计基础专业课程设计计算说明指导书.doc

机械设计基本课程设计计算阐明书

设计课题：二级圆柱齿轮减速器
成都理工大学工程技术学院
自动化系 机械工程及自动化专业
级 机电1班
设计者： 孙皓
指引教师：董仲良 谢欣然

11月29日

目录
设计任务书
1.传动装置总图
2.设计规定
3.已知条件
一、 原动机选取
二、 分派传动比
三、 传动装置运动和动力参数计算
四、 传动零件设计计算
五、 轴构造设计及强度计算
六、 轴承寿命校核计算
七、 平键强度校核
八、 减速器箱体设计
九、减速器润滑方式、密封形式
十、结尾语
参照资料
设 计 任 务 书

1. 传动装置总图

2.设计规定：
1） 选取电动机类型和规格；
2） 设计减速器和展开式齿轮传动；
3） 选取联轴类型和型号；
4） 绘制减速器装配图和零件图；
5） 编写设计阐明书。
3.已知条件
设计一卷扬机减速器，卷扬机起吊重物为W=15KN,起吊为匀速提高，起提高速 为V=0.65m/s;卷筒直径¢400mm。设卷筒效率η总=0.81。.所设计减速器应为二级减速器(电动机与减速器输入轴选用弹性联轴器直联)。
一、电动机选取：
1）　输送机主轴效率功率：PW=Fv=Wv=15000×0.65=9750W
2） 输送机主轴转速：nw=60×1000×V／πD
=60×1000×0.65／400×π
=31.05r／min
3） 电动机输出功率：
由于减速器总效率为η总=0.81
P0=Pw/η=9750／0.81=12.03kw
选取电动机额定功率Pm=（1～1.3）P0
查表选用Pm=13kw
4) 电动机转速：
齿轮传动比i2=8～40。则总传动比为i总=8～40故电动机转速可选范畴
nm =i总×nW
=﹙8～40﹚×31.05r／min
=﹙248.4～1242﹚r／min
5）电动机类型选取
按已知工作规定和条件，选用YZR型绕线转子三相异步电动机。
符合这一范畴异步转速有963 r／min，再依照计算出容量，由参照文献【1】 查得YZR180L-6符合条件

二、分派传动比：
1. 估算传动装置总传动比：
i总=nm/nW=963/31.05=31
2. 依照公式：

试分派传动比： -
第一级齿轮传动i1=1.4i2=6.6
第二级齿轮传动：i2=4.7

三、传动装置运动和动力参数计算：
1.电动机轴计算
n0=nm=963r／min
P0= Pd =13kw
T0＝9550×P0／n0
＝9550×13／963
=129N.m
2.Ⅰ轴计算(减速器高速轴)
n1=n0=963r／min
P1=P0×η1
＝13×0.99
＝12.87kw
T1＝T0η1＝127.71N.m
3.Ⅱ轴计算(减速器中间轴)
n2=n1／i1
=963／6.6
=146r／min
P2=P1×η2
=12.87×0.97×0.99
=12.36kw
T2＝9550×P2／n2
＝9550×12.36／146
＝809.42N.m
4.Ⅲ轴计算(减速器低速轴)
n3=n2／i2
=146／4.7
＝31r／min
P3＝P2×η3
＝12.36×0.99×0.97
＝11.87kw
T3＝9550×P3／n3
＝9550×11.87／31
＝3653N.m
5.Ⅳ轴计算(滚筒轴)
n4=n3＝31r／min
P4＝P3×η4
＝11.87×0.99×0.99＝11.63kw
T4＝9550×P4／n4
＝9550×11.63／31
＝3583N.m
设计成果如下
轴号
参数
电动机（0）轴
Ⅰ轴（高速轴）
Ⅱ轴（中间轴）
Ⅲ轴（低速轴）
Ⅳ轴（滚筒轴）
转速n（r/min）
963
963
146
31
31
功率P(kw)
13
12.87
12.36
11.87
11.63
转矩T（N.m）
129
127.71
809.42
3653
3583

四、传动零件设计计算：
(一).高速级圆柱齿轮传动设计计算
1.选取齿轮材料及精度级别
小齿轮选用40 Cr表面淬火,硬度为50HRC。大齿轮选用40Cr表面淬火，硬度为52HRC。由于是普通减速器 故选用8级精度 .
2.按齿面弯曲强度设计
由【2】表11-3查得载荷系数K=1.5
选取齿轮齿数
小齿轮齿数取22，则大齿轮齿数Z2=i1·Z1=22×6.6=145.2,圆整得Z1=145，齿面为非对称硬齿面，由【2】表11-6选用Ψd=0.4
由【2】表12-1查得
σH =1200MPa σF=720MPa
由图11-8得， 齿形系数YFE=2.84，应力修正系数YSa=1.58
又表11-5得，SF=1.3，SH=1.1
即[σF]1=σF / SF =720/1.3=554MPa
[σH]1 =σH/ SH =1200/1.1=1091MPa
m≧[2KT1 YFEYSa／Ψd×Z1 2[σF]1]1／3
= [2×1.5×128000×2.84×1.58／0.4×554×222]1／3
=2.52mm
由【2】表4-1知 原则模数 m=3
分度圆直径：d1=m Z1=3×22=66mm
d2=m Z2=3×145=435mm
齿宽： b=Ψdd1=0.4×66=26mm
故：大齿轮齿宽取b1=26mm 小齿轮齿宽取 b2=31mm
a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=3×﹙22＋145）／2=250.5mm
3.按齿面接触强度校核
对于原则齿轮，ZH=2.5
查表11-4，ZH =188
σH = ZH ZH[2KT（u＋1）/ b1 d1 2 u] 1／2
=188×2.5×[2×1.5×128000×（6.6＋1）/ 31×66 2 ×6.6] 1／2
=851MPa< [σH]1
因此齿面接触强度校核足够。
4.检查齿轮圆周速度
V＝πd1×n1／60000＝π×66×963／60000＝3.32 m/s
对照表11-2， 因此选8级精度是适当
（二）.低速级圆柱齿轮传动设计计算
1.选取齿轮材料及精度级别
小齿轮选用40 Cr表面淬火,硬度为50HRC。大齿轮选用40Cr表面淬火，硬度为52HRC。由于是普通减速器 故选用8级精度 .
2.按齿面弯曲强度设计
由【2】表11-3查得载荷系数K=1.4
选取齿轮齿数
小齿轮齿数取24，则大齿轮齿数Z4=i2·Z3=24×4.7=128.8,圆整得Z1=128，齿面为对称硬齿面，由【2】表11-6选用Ψd=0.5
由【2】表12-1查得
σH =1200MPa σF=720MPa
由图11-8得， 齿形系数YFE=2.76，应力修正系数YSa=1.59
又表11-5得，SF=1.3，SH=1.1
即[σF]2=σF / SF =720/1.3=554MPa
[σH]2 =σH/ SH =1200/1.1=1091MPa
m≧[2KT1 YFEYSa／Ψd×Z3 2[σF]2]1／3
= [2×1.4×800000×2.76×1.59／0.6×554×242]1／3
=3.72mm
由【2】表4-1知 原则模数 m=4
分度圆直径：d3=m Z3=3×24=96mm
d4=m Z4=3×112=448mm
齿宽： b=Ψdd3=0.6×96=58mm
故：大齿轮齿宽取b4=58mm 小齿轮齿宽取 b3=63mm
a=m﹙Z3＋Z4﹚／2=4×﹙24＋128）／2=272mm
3.按齿面接触强度校核
对于原则齿轮，ZH=2.5
查表11-4，ZH =188
σH = ZH ZH[2KT（u＋1）/ b3 d32 u] 1／2
=188×2.5×[2×1.4×800000×（4.7＋1）/ 63×96 2 ×4.7] 1／2
=1017MPa< [σH]2
因此齿面接触强度校核足够。
4.检查齿轮圆周速度
V＝πd1×n1／60000＝π×96×146／60000＝0.73 m/s
对照表11-2， 因此选8级精度是适当

设计成果如下

参数齿轮
齿数
分度圆直径mm
齿顶圆直径mm
齿宽mm
模数
中心距
mm
高速小齿轮
22
66
72
31

3

250.5
高速大齿轮
145
435
441
26
低速小齿轮
24
96
104
63

4

272
低速大齿轮
112
448
456
58

五、轴构造设计及强度计算：
（一） 输入轴构造设计和强度计算：
1.选取轴材料及热解决
由已知条件知减速器传递功率属于小功率 ，对材料无特殊规定 ，由于高速轴设计为齿轮轴，故选用40Cr钢并经调质解决。
2.按钮转强度估算直径
依照表【2】表14-2得C＝98～107 ,取C=100， P1=12.87Kw，
又由式 d1≧C×﹙P1／n1﹚1／3
d1≧,100×﹙12.87／963﹚1／3＝23.73 mm
考虑因素到轴最小直径要连接联轴器，会有键槽存在故将估算直径加大3％～5％。取为24.5～26mm；
3.轴构造设计
（1）拟定轴构造方案：
此轴为齿轮轴，不必对齿轮定位。轴承安装于齿轮两侧轴段采用轴肩定位，周向采用过盈配合。
拟定各轴段直径，由整体系统初定各轴直径。
。

轴段①重要用于安装联轴器，其直径应于联轴器孔径相配合，因而要先选取联轴器。联轴器计算转矩为，依照工作状况选用KA＝2.3，则：
TCA＝2.3×127.71=293.7Nm。
又由于机座号为180L电动机安装尺寸为55mm,弹性联轴器中轴孔直径为55mm有LT8和LT9系列，考虑到节约成本，故选用LT8型号弹性联轴器。
（2）拟定各轴段直径和长度：
轴段①:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选用轴段①直径为45mm,由J型轴孔查得L=84mm。
轴段②:：为安装轴承端盖，其直径取48mm，轴段②长度初定为L=40mm，。
轴段③：此轴段为安装轴承，查表选用滚动轴承6010，可得其直径为50mm，由于此轴段长度应比轴承宽度长1~2mm，故取其长度为18mm。
轴段④：为了保证定位轴肩一定高度和轴承有足够支撑跨距其直径为55mm，长度拟定为： L=84.5mm。
轴段⑤：为齿轮轴齿轮某些，其分度圆直径为66mm,因而其尺寸L=31mm。
轴段⑥：也是为了保证定位轴肩一定高度和轴承有足够支撑跨距其直径为55mm，长度拟定为： L=12.5mm。
轴段⑦：此轴段也为安装轴承，查表选用滚动轴承6010，可得其直径为50mm，由于此轴段长度应比轴承宽度长1~2mm，故取其长度为18mm。
4.按弯扭合成强度校核轴径
画出轴受力图。（如图）
做水平面内弯矩图。
圆周力 FT＝ 2T1／d＝127.71×2／66＝3870N
径向力 Fr＝Fttanα＝3870×tan20＝1408N
支点反力为 FHA＝L2FT／﹙L1＋L2﹚＝3870×40／﹙40＋108﹚＝1046N
FHc＝L1FT／﹙L1＋L2﹚＝3870×108／﹙40＋108﹚ ＝2824N
B-B截面弯矩 MHB左＝FHA×L1＝1046×108＝112968 N.mm
MHB右＝FHC×L2＝2824×40＝112960 N.mm
做垂直面内弯矩图。
支点反力为FVA＝L2Fr／﹙L1＋L2）＝1408×40／﹙108＋40﹚
＝380.5 N
FVc＝L1Fr／﹙L1＋L2﹚＝1408×108／﹙108＋40﹚
＝1027.46 N
B-B截面弯矩 MVB左＝FVA×L1＝380.5×108＝41094N.mm
MVB右＝FVC×L2＝1027.46×40＝41098N.mm
做合成弯矩图。
合弯矩 Me左＝[﹙MHB左﹚2＋﹙MVB左﹚2 ]1／2
＝[﹙112968﹚2＋﹙41094﹚2] 1／2
＝120210 N.mm
Me右＝[﹙MHB右﹚2＋﹙MVB右﹚2 ]1／2
＝[﹙112960﹚2＋﹙41098﹚2] 1／2
＝14N.mm
求转矩图。
T3＝Ftd1/2=127000N.mm
求当量弯矩。修正系数α＝0.3
Me＝[﹙Me﹚2＋﹙αT﹚2]1／2
＝[﹙120210﹚2＋﹙0.3×127000﹚2] 1／2＝126103 N.mm
轴材料选用40Cr,调质解决。查表得σB＝750MPa ，[σ-1b]＝70MPa.
d>(Me/0.1×[σ-1b])1/3＝26.3mm
故设计轴有足够强度，并有一定余量
（二） 中间轴构造设计：
1.选取轴材料及热解决
由已知条件知减速器传递功率属于小功率 ，对材料无特殊规定 ，故选用45号钢并经调质解决。
2.按钮转强度估算直径
依照表【2】表14-2得C＝98～107 ,取C=100， P2=12.36Kw，
又由式 d1≧C×﹙P2／n2﹚1／3
d1≧,100×﹙12.36／146﹚1／3＝43.91 mm
考虑因素到轴上会连齿轮，会有键槽存在故将估算直径加大3％～5％。取为45mm；
3.轴构造设计
（1）拟定轴构造方案：
此轴安装2个齿轮，如图2-1所示，从两边安装齿轮，两边用套筒进行轴向定位，周向定位采用平键连接，轴承安装于齿轮两侧，轴向采用套筒定位，周向采用过盈配合固定。
拟定各轴段直径，由整体系统初定各轴直径.

（2）拟定各轴段直径和长度：
轴段①⑤安装轴承,因而要先选取轴承。由估算直径选用轴承6210,可知其直径50mm。
轴段②④安装齿轮，可取其直径为52mm。
轴段③对两齿轮轴向定位，可取其直径为55mm。
由齿轮2和轴齿轮1中心线重叠，齿轮3需要与内壁有10mm距离，可求出各段轴长。如图

（三） 输出轴构造设计
1.选取轴材料及热解决
由已知条件知减速器传递功率属于小功率 ，对材料无特殊规定 ，故选用45号钢并经调质解决。
2.按钮转强度估算直径
依照表【2】表14-2得C＝98～107 ,取C=100， P3=11.87Kw，
又由式 d3≧C×﹙P3／n3﹚1／3
d3≧,100×﹙11.87／31﹚1／3＝73.58 mm
考虑因素到轴最小直径要连接离合器，会有键槽存在故将估算直径加大3％～5％。且要与离合器配合，故取为d3＝80mm。
3.轴构造设计
（1）拟定轴构造方案：
齿轮左右两边分别用轴肩和套筒对其轴向固定，齿轮周向固定采用平键连接，轴承安装于轴段③和轴段⑦处，分别用轴肩和套筒对其轴向固定，周向采用过盈配合固定.

（2）拟定各轴段直径和长度：
轴段①:为配合轴颈，按半离合器孔径，选用轴段①直径为80mm,由表可查得L=110mm.
轴段②:：为安装轴承端盖，其直径取83mm，轴段②长度初定为L=40mm，。
轴段③：此轴段为安装轴承，查表选用滚动轴承6017，可得其直径为85mm，由于此轴段右端用套筒固定齿轮，齿轮4与齿轮3中心线应重叠，可取其长度L=45mm。
轴段④：为安装齿轮某些，取其直径为90mm,因而其尺寸应比齿轮宽度短2~3mm.取L=56mm。
轴段⑤：为轴承安装尺寸，因而查轴承6017可得其直径为90mm。
轴段⑥：此轴段为安装轴承，查表选用滚动轴承6017，可得其直径为85mm，由于此轴段长度应比轴承宽度长1~2mm，故取其长度为24mm。

六、轴承寿命校核计算
1.输入轴轴承型号6010寿命校核计算：
1）.支反力：
由轴构造

可知，支反力Fr为FBY,对轴列力平衡方程
FAYL+FR1L2=0
FBYL+FR1L1=0
由上式，可解得
FBY-=1022N
即Fr=1022N

2）.轴承寿命：
按公式C=fpP(60n1Lh/106)1 /ζ/ft，求得C，查表取fp=1.5，ft=1
ζ=3， Lh=15000h. X=1.
P=XFr=1×1022=1022N
，
C=fpP(60n1Lh/106)1 /ζ/ft=14.6KN
又轴承型号6010额定动载荷为22KN,故满足设备使用规定，寿命足够！

2.中间轴轴承型号6210寿命校核计算：
1）.支反力：
由轴构造

可知，支反力Fr为FAY,对轴列力平衡方程
FBYL－FR2L1＋FR3L12=0
FR2L23－FR3L2－FAYL=0
FR2=－FR1 (齿轮啮合中互相作用力)
由上式，可解得
FAY=－3200N
即Fr=－3200N

2）.轴承寿命：
按公式C=fpP(60n2Lh/106)1 /ζ/ft，求得C，查表取fp=1.5，ft=1
ζ=3， Lh=15000h. X=1.
P=XFr=1×3200=3200N
，
C=fpP(60n1Lh/106)1 /ζ/ft=24.4KN
又轴承型号6210额定动载荷为35KN,故满足设备使用规定，寿命足够！

3.输入轴轴承型号6017寿命校核计算：
1）.支反力：
由轴构造

可知，支反力Fr为FAY,对轴列力平衡方程
FR4L2－FAYL = 0
FR4=－FR3(齿轮啮合中互相作用力)
由上式，可解得
FAY=3570N
即Fr=3570N

2）.轴承寿命：
按公式C=fpP(60n3Lh/106)1 /ζ/ft，求得C，查表取fp=1.5，ft=1
ζ=3， Lh=15000h. X=1.
P=XFr=1×3570=3570N
，
C=fpP(60n1Lh/106)1 /ζ/ft=16.24KN
又轴承型号6017额定动载荷为50.8KN,故满足设备使用规定，寿命足够！

七、平键强度校核：
已知： [σp] = 120 MPa，σp = 4T / d l h<[σp]
.在输出轴中：
D3=90mm，h=14mm，l=50mm，键初选用GB/T1096 键25×14×50，
σp = 4T / d l h=231MPa>[σp]
故应采用双键，且应加大键长[σp] = 1.5×120= 180 MPa
由公式l>4T / dh[σp],
解得，l>64.42mm
选用l=78mm.

八、减速器箱体设计
低速级中心距a=272mm
箱座壁厚=0.025a+3=9.8mm 取为10mm
箱盖壁厚=0.025a+3=8.5mm 取为9mm
箱座凸缘厚度b=1.5=15mm
箱盖凸缘厚度=1.5=12.5mm
箱座底凸缘厚度b2=2.5=25mm
箱座上肋厚m=0.85=8.5mm，取m=9mm
箱盖上肋厚=0.85=7.2mm，取=8mm
地脚螺栓直径=0.036a+12=21.8mm,取M22
轴承旁连接螺栓直径=0.75=16.5mm，取M16
上下箱连接螺栓直径=0.5=11mm，取M12
定位销孔直径d=0.7=8.4mm，取d=8mm
地脚螺栓数目 n>250mm,n=6
轴承盖螺钉直径 =8.8mm,取d3=8mm
窥视孔螺钉直径=8.8mm,取d4=8mm
轴承旁凸台半径
外机壁至轴承座端面距离

齿轮端面与内机壁距离
=10mm
通气器：简易通气器

九、减速器润滑方式、密封形式
1.润滑
本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过恰当油沟来把油引入各个轴承中。
1）.齿轮润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度小，因此浸油高度约为30～50㎜。
取为30㎜。
2）.滚动轴承润滑
由于轴承周向速度小，因此宜开设油沟、飞溅润滑。
2.密封形式
轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号依照轴段选用。

十、结尾语
通过本学期课程设计，自己在设计过程中体会到了诸多，使自己从本来对自主设计生疏变得对设计办法逐渐掌握,同步在设计过程中学到了诸多，也逐渐学会掌握此前学过知识。
（1）从整体上,这次设计过程使我深刻结识到了从事机械设计工作艰巨性和挑战性,也让我进一步熟悉了机械设计基本流程.从事机械设计并不是一件简朴工作,而是一件复杂和细致工作.这就规定咱们在平时养成认真.谨慎习惯.机械设计上任何一种小失误均有也许酿成巨大悲剧和挥霍.
特别是在这次减速器设计过程中让我收获了好多，由于各种因素，在这次设计中也犯了诸多错误，日后在教师和同窗指引下改正了错误，但设计过程中由于无经验，设计过程相称艰辛，一种小小错误都使我设计毁于一旦，重复修改设计了诸多次。
（2）、从自身角度来讲，这次机械设计课程设计也让我充分结识到综合运用自己所学过知识重要性，同步也使得自己将此前学过知识重新回顾并复习，同步也更加纯熟运用各种应用软件，如AutoCAD，Word等。
本次专业课程设计让我获益非浅。由于时间急迫，因此这次设计存在许多缺陷，例如说箱体构造庞大，重量也很大；齿轮计算不够精准；设计经济性未考虑充分等缺陷，我相信，通过这次实践，能使我在后来设计中避免诸多不必要工作，有能力设计出构造更紧凑，传动更稳定精准设备。设计中，指引教师董教师教师和谢教师为我提供了多方面协助，对于存在问题及时做出理解答，使我避免了诸多错误，少走了许多弯路。在此，我对教师表达衷心感谢和真诚祝愿！

参 考 资 料
[1] 吴宗泽，罗圣国，机械设计课程设计手册，高等教诲出版社，5月第三版；
[2] 杨可桢，程光蕴，李仲生，机械设计基本，高等教诲出版社， 5月第五版；
[3]朱辉，唐保宁，陈大复，画法几何及工程制图，.上海科学技术出版社，8月第六版；
[4]罗圣国，李平林，机械设计课程设计指引书高等教诲出版社，1990年4月第二版；
[5] 刘品，陈军，.机械精度设计与检测基本，哈尔滨工业大学出版社，8月第七版