广西工学院鹿山学院机械设计基础课程设计计算说明书模板概要.docx
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广西工学院鹿山学院机械设计基础课程设计计算说明书模板概要
广西科技大学鹿山学院机械设计基础课程设计说明书
设计课题：
二级圆柱齿轮减速器
专业：
机制
班级：
学号：
姓名：
指导老师：
时间：
年月日至年月日
目录
设计任务书
1.传动装置总图
2.设计要求
3.已知条件
一、原动机的选择
二、分配传动比
三、传动装置的运动和动力参数计算
四、传动零件的设计计算
五、轴的结构设计及强度计算
六、轴承寿命校核计算
七、平键的强度校核
八、减速器箱体的设计
九、减速器润滑方式、密封形式
十、结尾语
参考资料
设计任务书
1.传动装置总图
2.设计要求：
1）选择电动机类型和规格；
2）设计减速器和展开式齿轮传动；
3）选择联轴类型和型号；
4）绘制减速器装配图和零件图；
5）编写设计说明书。
3.已知条件
设计一卷扬机的减速器，卷扬机起吊的重物为W=15KN,起吊为匀速提升，起提升速为V=0.65m/s;卷筒直径¢400mm。
设卷筒效率η总=0.81。
.所设计的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、电动机的选择：
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：
由于减速器的总效率为η总=0.81
P0=Pw/η=9750／0.81=12.03kw
选择电动机的额定功率Pm=（1～1.3）P0
查表选取Pm=13kw
4）电动机的转速：
齿轮传动比i2=8～40。
则总传动比为i总=8～40故电动机转速的可选范围
nm=i总×nW
=﹙8～40﹚×31.05r／min
=﹙248.4～1242﹚r／min
5）电动机类型的选择
按已知的工作要求和条件，选用YZR型绕线转子三相异步电动机。
符合这一范围的异步转速有963r／min，再根据计算出的容量，由参考文献【1】查得YZR180L-6符合条件
二、分配传动比：
1.估算传动装置的总传动比：
i总=nm/nW=963/31.05=31
2.根据公式：
试分配传动比：
-
第一级齿轮传动i1=1.4i2=6.6
第二级齿轮传动：
i2=4.7
三、传动装置的运动和动力参数计算：
1.电动机轴的计算
n0=nm=963r／min
P0=Pd=13kw
T0＝9550×P0／n0
＝9550×13／963
=129N.m
2.Ⅰ轴的计算（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轴的计算（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轴的计算（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轴的计算（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
设计结果如下
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、传动零件的设计计算：
（一）.高速级圆柱齿轮传动的设计计算
1.选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用40Cr表面淬火,硬度为50HRC。
大齿轮选用40Cr表面淬火，硬度为52HRC。
因为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
选择齿轮齿数
小齿轮的齿数取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选取Ψd=0.4
由【2】表12-1查得
σH=1200MPaσF=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≧[2KT1YFEYSa／Ψd×Z12[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知标准模数m=3
分度圆直径：
d1=mZ1=3×22=66mm
d2=mZ2=3×145=435mm
齿宽：
b=Ψdd1=0.4×66=26mm
故：
大齿轮的齿宽取b1=26mm小齿轮的齿宽取b2=31mm
a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=3×﹙22＋145）／2=250.5mm
3.按齿面接触强度校核
对于标准齿轮，ZH=2.5
查表11-4，ZH=188
σH=ZHZH[2KT（u＋1）/b1d12u]1／2
=188×2.5×[2×1.5×128000×（6.6＋1）/31×662×6.6]1／2
=851MPa<[σH]1
所以齿面接触强度校核足够。
4.检验齿轮圆周速度
V＝πd1×n1／60000＝π×66×963／60000＝3.32m/s
对照表11-2，所以选8级精度是合适的
（二）.低速级圆柱齿轮传动的设计计算
1.选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用40Cr表面淬火,硬度为50HRC。
大齿轮选用40Cr表面淬火，硬度为52HRC。
因为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
选择齿轮齿数
小齿轮的齿数取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选取Ψd=0.5
由【2】表12-1查得
σH=1200MPaσF=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≧[2KT1YFEYSa／Ψd×Z32[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知标准模数m=4
分度圆直径：
d3=mZ3=3×24=96mm
d4=mZ4=3×112=448mm
齿宽：
b=Ψdd3=0.6×96=58mm
故：
大齿轮的齿宽取b4=58mm小齿轮的齿宽取b3=63mm
a=m﹙Z3＋Z4﹚／2=4×﹙24＋128）／2=272mm
3.按齿面接触强度校核
对于标准齿轮，ZH=2.5
查表11-4，ZH=188
σH=ZHZH[2KT（u＋1）/b3d32u]1／2
=188×2.5×[2×1.4×800000×（4.7＋1）/63×962×4.7]1／2
=1017MPa<[σH]2
所以齿面接触强度校核足够。
4.检验齿轮圆周速度
V＝πd1×n1／60000＝π×96×146／60000＝0.73m/s
对照表11-2，所以选8级精度是合适的
设计结果如下
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、轴的结构设计及强度计算：
（一）输入轴的结构设计和强度计算：
1.选择轴的材料及热处理
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，因为高速轴设计为齿轮轴，故选用40Cr钢并经调质处理。
2.按钮转强度估算直径
根据表【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＝23.73mm
考虑因素到轴的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.轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案：
此轴为齿轮轴，无须对齿轮定位。
轴承安装于齿轮两侧的轴段采用轴肩定位，周向采用过盈配合。
确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。
。
轴段①主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。
联轴器的计算转矩为
，根据工作情况选取KA＝2.3，则：
TCA＝2.3×127.71=293.7Nm。
又由于机座号为180L的电动机安装尺寸为55mm,弹性联轴器中轴孔直径为55mm的有LT8和LT9系列，考虑到节约成本，故选用LT8型号的弹性联轴器。
（2）确定各轴段的直径和长度：
轴段①:
为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段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，由于此轴段的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的高度和轴承有足够的支撑跨距其直径为55mm，长度确定为：
L=84.5mm。
轴段⑤：
为齿轮轴的齿轮部分，其分度圆的直径为66mm,因此其尺寸L=31mm。
轴段⑥：
也是为了保证定位轴肩一定的高度和轴承有足够的支撑跨距其直径为55mm，长度确定为：
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，由于此轴段的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
画出轴的受力图。
（如图）
做水平面内的弯矩图。
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截面的弯矩MHB左＝FHA×L1＝1046×108＝112968N.mm
MHB右＝FHC×L2＝2824×40＝112960N.mm
做垂直面内的弯矩图。
支点反力为FVA＝L2Fr／﹙L1＋L2）＝1408×40／﹙108＋40﹚
＝380.5N
FVc＝L1Fr／﹙L1＋L2﹚＝1408×108／﹙108＋40﹚
＝1027.46N
B-B截面的弯矩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
＝120210N.mm
Me右＝[﹙MHB右﹚2＋﹙MVB右﹚2]1／2
＝[﹙112960﹚2＋﹙41098﹚2]1／2
＝120204N.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＝126103N.mm
轴的材料选用40Cr,调质处理。
查表得σB＝750MPa,[σ-1b]＝70MPa.
d>（Me/0.1×[σ-1b]）1/3＝26.3mm
故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量
（二）中间轴的结构设计：
1.选择轴的材料及热处理
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45号钢并经调质处理。
2.按钮转强度估算直径
根据表【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＝43.91mm
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.轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案：
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。
确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径.
（2）确定各轴段的直径和长度：
轴段①⑤安装轴承,因此要先选择轴承。
由估算直径选取轴承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中心线重合，齿轮3需要与内壁有10mm距离，可求出各段的轴长。
如图
（三）输出轴的结构设计
1.选择轴的材料及热处理
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45号钢并经调质处理。
2.按钮转强度估算直径
根据表【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＝73.58mm
考虑因素到轴的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.轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案：
齿轮的左右两边分别用轴肩和套筒对其轴向固定，齿轮的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）确定各轴段的直径和长度：
轴段①:
为配合轴颈，按半离合器孔径，选取轴段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的中心线应重合，可取其长度L=45mm。
轴段④：
为安装齿轮部分，取其直径为90mm,因此其尺寸应比齿轮的宽度短2~3mm.取L=56mm。
轴段⑤：
为轴承的安装尺寸，因此查轴承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，由于此轴段的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的寿命校核计算：
1）.支反力：
由轴的结构
可知，支反力Fr为FBY,对轴列力的平衡方程
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的额定动载荷为22KN,故满足设备的使用要求，寿命足够！
2.中间轴轴承型号6210的寿命校核计算：
1）.支反力：
由轴的结构
可知，支反力Fr为FAY,对轴列力的平衡方程
FBYL－FR2L1＋FR3L12=0
FR2L23－FR3L2－FAYL=0
FR2=－FR1（齿轮啮合中的相互作用力）
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的额定动载荷为35KN,故满足设备的使用要求，寿命足够！
3.输入轴轴承型号6017的寿命校核计算：
1）.支反力：
由轴的结构
可知，支反力Fr为FAY,对轴列力的平衡方程
FR4L2－FAYL=0
FR4=－FR3（齿轮啮合中的相互作用力）
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的额定动载荷为50.8KN,故满足设备的使用要求，寿命足够！
七、平键的强度校核：
已知：
[σp]=120MPa,σp=4T/dlh<[σp]
.在输出轴中：
D3=90mm,h=14mm,l=50mm,键初选用GB/T1096键25×14×50，
σp=4T/dlh=231MPa>[σp]
故应采用双键，且应加大键长[σp]=1.5×120=180MPa
由公式l>4T/dh[σp],
解得，l>64.42mm
选取l=78mm.
八、减速器箱体的设计
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
箱座上的肋厚m=0.85
=8.5mm，取m=9mm
箱盖上的肋厚
=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，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。
1）.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度小，所以浸油高度约为30～50㎜。
取为30㎜。
2）.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度小，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
2.密封形式
轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。
十、结尾语
通过本学期的课程设计，自己在设计的过程中体会到了很多，使自己从原来对自主设计的生疏变得对设计方法的逐渐掌握,同时在设计的过程中学到了很多，也逐渐的学会掌握以前学过的知识。
（1）从整体上,这次设计的过程使我深刻认识到了从事机械设计工作的艰巨性和挑战性,也让我进一步熟悉了机械设计的基本流程.从事机械设计并不是一件简单的工作,而是一件复杂和细致的工作.这就要求我们在平时养成认真.谨慎的习惯.机械设计上任何一个小的失误都有可能酿成巨大的悲剧和浪费.
尤其是在这次减速器的设计过程中让我收获了好多，由于各种原因，在这次设计中也犯了很多错误，后来在老师和同学的指导下改正了错误，但设计过程中由于无经验，设计的过程相当艰辛，一个小小的错误都使我的设计毁于一旦，反复修改设计了很多次。
（2）、从自身角度来讲，这次机械设计课程设计也让我充分的认识到综合运用自己所学过的知识的重要性，同时也使得自己将以前学过的知识重新回顾并复习，同时也更加熟练的运用各种应用软件，如AutoCAD，Word等。
本次专业课程设计让我获益非浅。
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大；齿轮的计算不够精确；设计的经济性未考虑充分等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。
设计中，指导教师董老师老师和谢老师为我提供了多方面的帮助，对于存在的问题及时做出了解答，使我避免了很多错误，少走了许多弯路。
在此，我对老师表示衷心的感谢和真诚的祝福！
参考资料
[1]吴宗泽，罗圣国，机械设计课程设计手册，高等教育出版社，2006年5月第三版；
[2]杨可桢，程光蕴，李仲生，机械设计基础，高等教育出版社，2006年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，2007年8月第六版；
[4]罗圣国，李平林，机械设计课程设计指导书高等教育出版社，1990年4月第二版；
[5]刘品，陈军，.机械精度设计与检测基础，哈尔滨工业大学出版社，2010年8月第七版
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