二级直齿轮减速器设计.

1机械设计课程设计说明书设计题目：设计一二级直齿圆柱齿轮减速器。设计条件：F―4500―卷筒圆周力（N）；D―350―卷筒直径（mm）；n―65―卷筒转速（r/min）.允许卷筒转速误差±5％。减速器使用年限10年，每年工作250天，双班制，轻度振动，单向运转。应完成的工作：1．减速器装配图1张（0号或1号图纸）；2．零件图2～3张（齿轮、轴、机座或机盖）；3．设计计算说明书1份。2目录绪论………………………………………………………………………………41.电动机选择……………………………………………………………………51.1确定电机功率………………………………………………………………51.2确定电动机转速……………………………………………………………62.传动比分配……………………………………………………………………62.1总传动比……………………………………………………………………62.2分配传动装置各级传动比…………………………………………………63.运动和动力参数计算………………………………………………………63.1各轴转速……………………………………………………………………63.2各轴功率……………………………………………………………………63.3各轴转矩……………………………………………………………………74.传动零件的设计计算………………………………………………………74.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算……………………………………74.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算……………………………………115.装配零件设计…………………………………………………………………145.1轴最小直径初步估计………………………………………………………145.2联轴器初步选择……………………………………………………………145.3轴承初步选择………………………………………………………………145.4键的选择……………………………………………………………………155.5润滑方式选择………………………………………………………………156.减速器箱体主要结构尺寸…………………………………………………167.轴的受力分析和强度校核…………………………………………………177.1高速轴受力分析及强度校核………………………………………………177.2中间轴受力分析及强度校核………………………………………………197.3低速轴受力分析及强度校核………………………………………………218.轴承寿命计算…………………………………………………………………248.1高速轴寿命计算……………………………………………………………248.2中间轴寿命计算……………………………………………………………258.3低速轴寿命计算……………………………………………………………269.键连接强度计算……………………………………………………………279.1高速轴上键连接强度计算…………………………………………………2739.2中间轴键强度计算………………………………………………………289.3低速轴链接键强度计算…………………………………………………2910.设计总结…………………………………………………………………29参考文献…………………………………………………………………304绪论机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。本课程设计的设计任务是二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图（AutoCAD）PROE的机会。5计算内容和设计步骤：计算及说明结果1.电动机选择电动机是标准部件。因为工作环境用于货物的运送,受轻振冲击，所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。1.1确定电机功率ηw=0.95工作机所需功率wP(kw)为wP=wη1000Fv=3.4kw按《机械课程设计手册》表1-7确定各部分效率齿轮采用8级精度的一般齿轮传动η1=0.97轴承采用球轴承(稀油润滑)η2=0.99高速级用弹性联轴器η3=0.992低速级用滑块联轴器η4=0.98总效率η=η12η23η3η4=0.972×0.993×0.992×0.98=0.89电动机所需工作功率dP(kw)为wdPP=3.4/0.89=3.8kwwP=3.4kw61.2确定电动机转速卷筒轴工作转速nw=65r/min二级圆柱齿轮减速器传动比3i153i25电机转速n=(3~5)×(3~5)nw=558.9r/min~1552.5r/min取n=1000r/min所以，由《机械课程设计手册》表12-1得电动机型号为Y132M1-6额定功率p=4kw,满载转速nm=960r/min由表12-3得轴伸尺寸直径38mm长度80mm2.传动比分配2.1总传动比i=wmnn=65960=14.772.2分配传动装置各级传动比对展开式圆柱二级传动齿轮i1=(1.3~1.5)i2,i=i1i2计算可得i1=4.66i2=3.333.运动和动力参数计算3.1各轴转速高速轴n1=nm=960r/min中间轴n2=n1/i1=960/4.66=206.0r/min低速轴n3=n2/i2=nm/i1i2=960/14.77=65.0r/min3.2各轴功率高速轴p1=pdη3=3.8×0.992=3.77kw中间轴p2=p1η1η2=3.77×0.97×0.99=3.62kw低速轴p3=p2η1η2=3.62×0.97×0.99=3.48kw3.3各轴转矩η=0.89pd=3.8kwnw=65r/minn=1000r/min电动机型号为Y132M1-6额定功率p=4kw,满载转速nm=960r/minp=4kwnm=960r/mini=14.77i1=4.66i2=3.33n1=960r/minn2=206.0r/minn3=65.0r/min7高速轴T1=955011np=37.5N·M中间轴T2=955022np=167.8N·M低速轴T3=955033np=536.9N·M4.传动零件的设计计算4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动；（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；（3）材料选择选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；（4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数112ZiZ=4.66×24=111.84，取；Z2=1124.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算2311)][(123.2HEdttZuuTKd(1)确定公式内各计算数值1)试选载荷系数Kt=1.3。2)小齿轮传递的转矩T1=9.55×10611np=37500N·m3)由教材表10-7选取齿宽系数Φd=1。4)由教材表10-5查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPa125)由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限σlim2=550MPa。p1=3.77kwp2=3.62kwp3=3.48kwT1=37.5NmT2=167.8NmT3=536.9Nm类型：直齿圆柱齿轮，7级精度材料：小齿轮40Cr(调质)280HBS大齿轮45钢(调质)240HBST1=37500N86)由教材公式10-15计算应力循环次数hjLnN116060×960×1×300×2×8×8=2.2×109h66.4102.29112iNN=4.7×108h7)由教材图10-23取接触疲劳寿命系数K1HN0.9K2HN1.058)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1﹪，安全系数S=1,则[σH]1=SKHN1lim1=540MPa[σH]2=SKHN2lim2=577.5MPa(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得321)5408.189(66.4166.41375003.123.2td=41.883mm2)计算圆周速度100060960883.4110006011ndvt=2.105m/s3)计算齿宽btddb1=1×41.883=41.883mm4)计算齿宽与齿高比b/h模数：24883.41111Zdmtt=1.745mm齿高：125.2tmh1.745×2.25=3.926mmb/h=10.675)计算载荷系数K。由教材表10-2查得使用系数KA=1；根据2.105m/s，7级精度，由教材图10-8·m[σH]1=540MPa[σH]2=577.5MPadt1=41.883mmv=2.105m/sb=41.883mmm1t=1.745mm9查得,动载系数KV=1.1；直齿轮FHKK1由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，HK1.417；由hb10.67，HK1.417查教材图10-13得FK1.38；故载荷系数HHVAKKKKK1×1.1×1×1.417=1.55876)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有33113.15587.1883.41ttKKdd=44.495mm7)计算模数mn24495.44111zdm=1.854mm4.1.3按齿根弯曲强度设计按教材式(10-7)试算，即m≥311)][(2FSaFadYYZKT(1)确定计算参数1)由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限σFE2=380MPa；2)由教材图10-25取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有[F]1=MPaSKFEFN75.3034.150085.011MPaSKFEFNF86.2384.138088.0][2224)计算载荷系数h=3.926mmK=1.5587d1=44.495mmm1=1.854mm[F]1=30310K=FFVAKKKK=1×1.1×1×1.38=1.5185)查取齿形系数和应力校正系数由机械设计手册，用插值法查得YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.816)计算大、小齿轮的][aFSaFYY并加以比较。57.30358.165.2][111aFSaFYY=0.0137986.23881.116.2][222aFSaFYY=0.011973小齿轮的数值大。(2)设计计算32101379.024130560518.12m=1.31mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算值，而齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取m1=1.5mm，已可满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.495mm来计算