两级圆柱齿轮减速器-课程设计论文正文--大学毕业论文设计.doc

机械设计课程设计说明书

设计题目： 两级圆柱齿轮减速器
姓 名：
专 业： 机械设计制造及其自动化
班 级： 机英123 学号： 12431148
指导教师：
完成日期： 2014 年 12 月 8

目 录
1 设计任务书 1
2 两级圆柱齿轮减速器设计 3
2.1 传动方案的拟定及说明 3
2.2 电动机的选择 4
2.3 计算传动装置的运动和动力参数 7
2.4 传动件的设计计算 9
2.5 轴的设计计算 32
2.6 轴承校核 44
2.7 键联接的选择及校核 45
2.8 低速轴联轴器的选择 47
2.9 润滑方式的确定 47
2.10 减速器机体结构尺寸 48
3 设计小结 50

1 设计任务书
1.原始条件和数据：铸工车间碾砂机。单班工作，每班工作8小时。连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室外工作，有粉尘；工作期限10年（每年工作300天）。立轴的速度允许误差为±5%。开式锥齿轮的传动比i锥=4，小批生产。其载荷变化图如下：
图1.1 载荷变化图
2.立轴工作所需转矩：1100N·m，立轴转速：30r/min
3.方案
图1.2 方案
4.传动方案的拟定和说明
由题目所知传动机构类型为：两级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆柱齿轮进行传动，载荷变动。

2 两级圆柱齿轮减速器设计
设计计算及说明
结果
2.1 传动方案的拟定及说明
选择二级展开式援助直齿-斜齿轮减速器。整体如图所示：传动装置总体设计简图：

图2.1 传动方案

设计计算及说明
结果
2.2 电动机的选择
1．电动机类型和结构形式选择
按工作要求，可选一般用途的Y系列三相异步交流电动机，为卧式封闭结构。
2．选择电动机容量
（1）工作机所需功率

（2）电动机的输出功率

由课程设计指导书P7页，表2-4查取圆柱斜齿轮，圆锥齿轮，联轴器，滚动轴承的传动效率分别为0.95，0.93，0.99，0.98，
则传动装置总效率：

故=
3.选择电动机的转速

由《机械设计课程设计》表2—2中查得，两级圆柱齿轮减速器的传动比范围为i=8-6，从表2-1中查得圆锥齿轮传动比为i=2-3，故可得电机的输出转速范围为：

设计计算及说明
结果
N=(8~60)*（2~3）*36=（576~6480）r/min
初选同步转速为1000r/min和1500r/min的电动机
确定电动机的型号是：Y132m-4，根据课程设计指导书P13表2-5，可得具体方案为表1

表1电动机参数的选择方案
故=
3.选择电动机的转速

由《机械设计课程设计》表2—2中查得，两级圆柱齿轮减速器的传动比范围为i=8-6，从表2-1中查得圆锥齿轮传动比为i=2-3，故可得电机的输出转速范围为：
N=(8~60)*（2~3）*36=（576~6480）r/min
初选同步转速为1000r/min和1500r/min的电动机
确定电动机的型号是：Y132m-4，根据课程设计指导书P13表2-5，可得具体方案为表1

设计计算及说明
结果
表1电动机参数的选择方案
方案
电机型号
额定功率(kw)
满载转速
(r/min)
堵转转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
质量
1
Y132M1-6
4
960
2.0
2.2
73
2
Y112M1-4
4
1440
2.2
2.3
43
3
Y132S1-2
4
2890
2.2
2.3
45

由表格数据可得，三个方案均符合要求。方案2的转速为1440r/min，较普通，价格便宜，其传动比也不大，传动装置结构紧凑，且质量也比较轻。型号为Y112m-4，可列出具体参数如表2
表2Y112m-4 电机的主要技术数据
系列代号
机座中心高
长度代号
极数
额定功率
满载转速
质量
外型
Y系列三相异步电机

112
M

4
4

1440
43
笼型封闭自扇冷式

10

设计计算及说明
结果
2.3计算传动装置总传动比和各级传动比
（1）总传动比
（2）分配各级传动比：总的传动比等于各传动比之积。在此方案中共有3级传动比，即高速级传动比，低速级传动比，圆锥传动比=4
参考课程设计指导书可知，对于两级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油程度，高速传动比和低速传动比可按下列方案分配：
通常取=（1.1～1.5）
则=3.53 =2.83
实际转速为：
立轴的速度误差： 因此，数据选择合理。
（四）计算传动装置的运动参数
1.各轴转速：
电动机轴、减速器高速轴，减速器低速轴。
，

2．各轴的输入功率P

设计计算及说明
结果

3．各轴的转矩T

，

将计算结果汇总列表得
项目
电机轴
高速轴
中间轴
低速轴
转速（r/min）
1440
1440
408
144
功率（kg）
4
3.96
3.687
3.432
转矩（KN.M）
26.52
26．26
86.30
277.61
传动比
1
3.53
2.83
4
效率
0.99
0.9216
0.9216
0.9207

2.4 传动件的设计计算
1. 高速级圆柱齿轮传动的设计计算
1)选定齿轮的类型精度等级、材料及齿数：
（1）选择材料及热处理
小圆柱齿轮选用40Cr，调质处理，调质硬度为280HBS，大圆柱齿轮选用45钢，调质处理，调质硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（2）选齿轮
选择斜齿轮，小齿轮选，大齿轮选，大小圆柱斜齿轮选用7级精度。
（3）压力角，初选
2、按齿面接触强度计算
按式（10-24）试算（机械设计第九版 P219

1）确定式中各值
(1) 试取载荷系数为Kt=1.3
(2) 计算小齿传递的扭矩为

(3) 由《机械设计》 图10-20取区域系数=2.433
(4) 由表10-7取齿宽系数=1.

设计计算及说明
结果
(5) 由表10-5查得材料弹性影响系数=189.8.
(6) 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数
由式（10-23）可得螺旋角系数

(7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.
(8) 应力循环次数

由10-19取接触疲劳寿命系数
接触疲劳许用应力:

设计计算及说明
结果
取失效概率为1%.安全系数为 S=1.
由 式
取两者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：

2）计算
(1)小齿轮分度圆直径.

(2)计算圆周速度

(3)齿宽b及模数

(5)计算载荷系数K
由表10-2得使用系数
根据v=2.637m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数，
(6)齿轮的圆周力

设计计算及说明
结果

所以查表10-3得载荷分配系数
（7）由表10-4查的，由图10-13查的，

(6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径

(7)计算模数m

3.按齿根弯曲强度设计
由式（10-17）
(1) 确定参数
1)试选载荷系数
2）由式(10-8),可得计算疲劳强度的重合度系数

设计计算及说明
结果

3) 由式（10-19），可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数

4) 计算
由当量齿数

由图10-17查得齿形系数为

由图10-18查得应力校正系数:

由图10-24C查得小齿轮弯曲疲劳强度
查得大齿轮弯曲疲劳强度
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数
取

设计计算及说明
结果
计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式（10-14）得

计算

用为大齿轮的大于小齿轮，所以取：
=0.0168
5)．试算模数
＝
（2）调整齿轮模数
计算实际载荷系数前的数据准备
1) 圆周速度v

设计计算及说明
结果

齿宽b

3）尺高h及齿宽高比b/h

（6）计算实际载荷系数
1) 根据v=1.823m/s，7级精度，由图10-8查得系数
由查表10-3得齿间载荷分布系数
2) 由表10-4用插值法查得
结合b/h=9.087查图10-13得
则载荷系数为

（7）由试（10-13），可得按实际载荷系数得的齿轮模数

设计计算及说明
结果
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准值中就近取，为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算分度圆直径来计算小齿轮，即
取为22
取为78
4．几何尺寸的计算
（1）计算几何中心距

圆整后取中心距a＝102mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

（3）计算大小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度

设计计算及说明
结果
5.圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距在圆整后，，，，和，等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。
（1） 尺面接触疲劳强度校核

按前面方法计算以上数据得

将以上数据代入得

所以齿面接触疲劳满足要求
2）齿根弯曲疲劳强度校核

按前面的方法计算出数据，得

设计计算及说明
结果

所以

所以：满足齿根弯曲疲劳，且小齿轮的抗弯曲破坏能力大于大齿轮

设计计算及说明
结果
6.结论如下表
齿数
齿宽
螺旋角
精度
压力角
中心距
Z1=22 Z2=78
b1=45mm b2=50mm

7

a=129mm

(二)低速级齿轮设计计算
1、选择精度等级，材料和齿轮齿数
1）材料：由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS.
大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.
2）由于碾砂机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选7级
3）选择小齿轮齿数为=20，则大齿轮的齿数=
4）初选取螺旋角=12°
5）压力角

=20

设计计算及说明
结果
2、按齿面接触强度计算
按式（10-24）试算（机械设计第九版 P219），即

1）确定式中各值
(9) 试取载荷系数为Kt=1.3
(10) 计算小齿传递的扭矩为

(11) 由《机械设计》 图10-20取区域系数=2.433
(12) 由表10-7取齿宽系数=1.
(13) 由表10-5查得材料弹性影响系数=189.8.
由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数

Kt=1.3

=2.433
=1

设计计算及说明
结果

(14) 由式（10-23）可得螺旋角系数

(15) 由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.
(16) 应力循环次数

由10-23取接触疲劳寿命系数
接触疲劳许用应力:
取失效概率为1%.安全系数为 S=1.
由 式

设计计算及说明
结果
取两中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：

2）计算
(1)小齿轮分度圆直径.

(2)计算圆周速度

(3)齿宽b及模数

(5)计算载荷系数K
由表10-2得使用系数
根据v=0.873m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数，
(6)齿轮的圆周力

设计计算及说明
结果
所以查表10-3得载荷分配系数
（7）由表10-4查的，由图10-13查的，

(6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径

(7)计算模数m

3.按齿根弯曲强度设计
由式（10-17）
(2) 确定参数
1)试选载荷系数
2）由式(10-8),可得计算疲劳强度的重合度系数

设计计算及说明
结果
3) 由式（10-19），可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数

5) 计算
由当量齿数

由图10-17查得齿形系数为

由图10-18查得应力校正系数:

由图10-24C查得小齿轮弯曲疲劳强度
查得大齿轮弯曲疲劳强度
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数
取

计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式（10-14）得

设计计算及说明
结果
计算

用为大齿轮的大于小齿轮，所以取：
=0.0168

5)．试算模数
＝
（2）调整齿轮模数
计算实际载荷系数前的数据准备
3) 圆周速度v

2）齿宽b

设计计算及说明
结果
3）尺高h及齿宽高比b/h

（6）计算实际载荷系数
1) 根据v=0.75m/s，7级精度，由图10-8查得系数
由
查表10-3得齿间载荷分布系数
4) 由表10-4用插值法查得
结合b/h=9.087查图10-13得
则载荷系数为

（7）由试（10-13），可得按实际载荷系数得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准值中就近取，为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算分度圆直径来计算小齿轮，

设计计算及说明
结果
即:
取为25
取为71
4．几何尺寸的计算
（1）计算几何中心距

圆整后取中心距a＝122mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

（3）计算大小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度

5.圆整中心距后的强度校核
轮副的中心距在圆整后，，，，和，等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。
（2） 尺面接触疲劳强度校核

设计计算及说明
结果
按前面方法计算以上数据得

将以上数据代入得

所以齿面接触疲劳满足要求
2）齿根弯曲疲劳强度校核

按前面的方法计算出数据，得

设计计算及说明
结果

所以

所以：满足齿根弯曲疲劳，且小齿轮的抗弯曲破坏能力大于大齿轮

设计计算及说明
结果
6.结论如下表
齿数
齿宽
螺旋角
精度
压力角
中心距
Z1=22 Z2=78
b1=69mm b2=64mm

7

a=122mm

2.5、轴的设计
1高速轴的设计
1）.已知输入轴上的功率P 、转速n 和转矩T
高速轴：；
；

材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=108。
4． 确定轴的最小直径
，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取

设计计算及说明
结果
选用HL2型弹性套柱联轴器。半联径d1=20mm,故取 d1-2=20mm,半联轴器长度L=55mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L＝53mm
轴配合的毂孔长度L ＝53mm

3）结构设计
拟定轴上零件的装配方案
采用图示的装配方案

4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径，因此取。
（2）设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册平P14-135页，表14.6-70，取，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承7206，根据轴承孔径，所以mm，长度略比轴承宽度短，取为
（3）齿轮分度圆直径为44.88mm，齿轮宽度为50mm,,因此,mm
（4）轴承由轴肩膀定位， 取,mm，。

d1-2=20mm

设计计算及说明
结果
(5)校核该轴:

L1=122.5 L2=183 L3=68
作用在齿轮上的圆周力为：
径向力：

L1=122.5 L2=183 L3=68

设计计算及说明
结果
轴向力：
求垂直面的支反力：

求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：

求水平面的支承力：

求并绘制水平面弯矩图：

求合成弯矩图：

求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m处截面最危险，其合成弯矩为：（取折合系数）

所以该轴是安全的。

设计计算及说明
结果
2 中间轴的设计：
材料：选用45号钢调质处理。查机械设计手册P12-4取,C=110。

②根据课本第230页式14-2得
最小轴径段安装轴承，在此选择7208轴承，因此，
装配低速级小齿轮，且取，轴长比齿宽略短取L3-2=67。
段主要是定位高速级大齿轮，所以取mm，轴长比齿宽略短取L4-5=44mm

L3-2=67mm

mm
L4-5=44mm

设计计算及说明
结果
段轴肩定位齿轮，所以取mm，L4-5=7.5mm。

3低速轴的设计：
低速轴：；；
；

；
⑴确定各轴段直径

1）计算最小轴段直径。
因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算：；

考虑到该轴段上开有键槽，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取

mm
L4-5=7.5mm

设计计算及说明
结果
选用HL3型弹性套柱联轴器，公称直径为1250N*m。半联径d=30mm,故取 d1-2=30mm,半联轴器长度L=55mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L ＝53mm.
2）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。因此取。
3）设计轴段，为使轴承装拆方便，查机械设计手册P14-135页，表14,.6-7，取，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承7208，根据轴承孔径，所以mm，长度略比轴承宽度短，取为mm.
4）齿轮孔径为80mm，齿轮宽度为64mm,,因此
5）轴承由轴肩膀定位， 取
6），齿轮同轴肩定位，
（4）．校核该轴：
求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。
作用在齿轮上的圆周力：

径向力：
轴向力：

d1-2=30mm

mm

设计计算及说明
结果

由减速器图可知，可知：L1=222mm L2=169.5mm L3=89.5mm
求水平面的支承力。

计算、绘制水平面弯矩图。

L1=222mm L2=169.5mm L3=89.5mm

设计计算及说明
结果
求垂直面的支反力：

计算垂直弯矩：

合成弯矩。

扭转切应力是脉动循环变应力，则折合系数，则
轴的计算应力：
轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得：，因此！故安全。
（5）．精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面,从应力集中对轴疲劳强度的影响，截面7应力集中最严重，因此需校核截面7两侧
校核危险截面左侧：

设计计算及说明
结果
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
弯矩及弯曲应力：

扭矩及扭转切应力：

轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得：
，，
应力集中系数：，，查附表3-2得：，
由附表3-1得轴的敏性系数为：
，
故有效应力集中系数：

由附图3-2得尺寸系数：
由附图3-3得扭转尺寸系数：

设计计算及说明
结果
查附图3-4表面质量系数为：
轴未经表面强化处理，则：
综合系数值：
3
8
碳钢的特性系数：
，取：5
，取：
则计算安全系数，得：

轴左截面安全
3．校核危险截面右侧
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：

设计计算及说明
结果
弯矩及弯曲应力：

扭矩及扭转切应力：

过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取
，于是得：
，
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：

故得综合系数为：

所以轴在危险截面右侧的安全系数为：

故该轴在危险截面的右侧的强度也是足够的。

设计计算及说明
结果
2.6轴承的校核
1 低速轴轴承校核
由于低速轴受力最大，传递转矩最大，本文只校核低速轴
轴承7214的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力，
查[1]表15-1，得Y=1.4，e=0.4，
派生力，
轴向力，右侧轴承压紧
由于，
所以轴向力为，
当量载荷
由于，，
所以，，，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为
，

设计计算及说明
结果
轴承寿命的校核

故轴承寿命满足要求。
2.7 键的设计与校核:
1高速轴键的校核
根据，，故轴段上采用键：,
采用A型普通键:
综合考虑取=45得
查课本155页表10-10所选键为：安全合格。

2 中间轴键的校核：
只校核大齿轮处的键，因为小齿轮处比大齿轮处长，而键的其它参数相同，大齿轮的合格，小齿轮处也合格。
因为d=45装齿轮查课本153页表10-9选键为查课本

设计计算及说明
结果
155页表10-10得
因为L1=70mm初选键长为63mm
,校核

所以所选键为: 安全合格。

3低速轴齿轮处的键校核：
因为d=80装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得
因为L1=70初选键长为,校核所以所选键为: 安全合格。

6.4低速轴联轴器处的键校核：
因为d=50装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得
因为L1=100初选键长为,校核所以所选键为: 安全合格。

设计计算及说明
结果
2.8.低速轴联轴器的选择：
1输入轴联轴器
计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL2的弹性柱销联轴器。
2输出轴联轴器
计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL4的弹性柱销联轴器。
2.9. 润滑方式的确定
因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

设计计算及说明
结果
2.10 减速器机体结构尺寸
名称
符号
计算公式
结果
箱座厚度

10
箱盖厚度

10
箱盖凸缘厚度

20
箱座凸缘厚度

20
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M16
地脚螺钉数目

查手册
4
轴承旁联结螺栓直径

M8
盖与座联结螺钉直径

=（0.5 0.6）
M12
视孔盖螺钉直径

=（0.40.5）
M6
定位销直径

=（0.70.8）
8
，，至外箱壁的距离

查手册表11—2
27,19,19
，，至凸缘边缘的距离

查手册表11—2
30,27
外箱壁至轴承端面距离

=++（510）
30
大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2
26
箱盖，箱座肋厚

8,8
齿轮端面与内箱壁距离

>
12.5
轴承端盖外径

+（55.5）
106,116,166

参考资料
【1】、《机械设计》（第八版）濮良贵 主编 高等教育出版社出版；
【2】、《机械设计课程设计》 陈殿华 主编 大连大学机械工程学院；
【3】、《机械制图》（第六版）高等教育出版社；
【4】《机械设计》 陈东主编 –北京：电子工业出版社 2010.7
【5】《.机械设计手册》成大先 主编 化学工业出版社
【6】《机械设计课程设计图册》（第三版）龚溎义 主编 哈尔滨工业大学出版
3.设计小结
心得体会：
课程设计是学生在结束一门课程的理论知识学习后，检验其综合应用水平的重要环节。在我看来，这一环节十分重要，因为它是我“千里之行始于足下”的第一步。因此，为了脚踏实地走好这一步，从一开始，我便抱着严谨的学习态度，准备打一场“持久战”。
我一直坚信：实践是检验真理的唯一标准，但通过这次设计，我才知道检验过程的艰辛。事实上，由于没有经验，每一步都步履维艰。经常有的时候，为了查得一个数据甚至需要翻查3、4本资料。但正是在这反复翻查过程中，我收获了很多实践的果实以及心得。简单描述如下：
1、要具有筛选有用信息的能力：因为查取的资料往往数据和参数等都很多，因此，又快又准的将有用信息筛选出来的能力很重要。
2、要锻炼自己的识图和绘图能力，这是设计的基础。
3、细节决定命运：无论是计算的数据还是绘图，都需要这种态度。因为它决定的是——成败！
4、温故而知新：即使知识当时学的再透，时间久了不复习也会淡忘。这次的设计确实让我深刻的体会了这个道理，也让“复习”成了我今后重要的课程。
5、勤向老师请教：老师犹如一本厚厚的辞海，其中有无穷的知识和经验可以学习、请教。而老师的这些指导和帮助是我这次设计积累的又一笔宝贵的财富。
这场“持久战”即将结束，为了走好这踏实的一步，我付出了努力。相信一分耕耘、一分收获的我会继续这样踏实的走下去，谢谢老师对我的帮助，我会再接再厉，一直这样走下去！

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