二级圆柱直齿轮减速器设计(共29页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上课 程 设 计 说 明 书题目： 二级直尺圆柱齿轮减速器 二级学院 机械工程学院年级专业 12材料成型及控制工程学 号 学生姓名 指导教师 胡 宾 伟摘要：减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩。本文按照零件工艺设计的基本流程，经过对比论证，选择了实用正确的工艺路线。首先，计算额定功率，然后电动机，根据电动机的参数确定齿轮的传动比，根据齿轮所要传递的功率跟扭矩计算齿轮的各项参数。然后根据齿轮以及传动功率与扭矩计算轴的基本参数，然后进行校核。最后确定轴承的选择，再确定箱体的结构尺寸。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、箱体。专心-专注-专业目

2、录第1章 机械设计课程设计的目的3第2章 设计条件及要求4第3章 确定额定功率 选择电动机5 3.1 确定额定功率5 3.2 选择电动机5第4章 确定传动装置的传动比6 4.1 确定传动比6 4.2 计算传动装置的运动和运动参数6第5章 齿轮的设计7 5.1 齿轮 Z1 Z2 的设计7 5.2 齿轮 Z3 Z4的设计11第6章 轴的设计16 6.1 输出轴的尺寸计算16 6.2 输出轴的强度校核19第7章 键的选择与校核24第8章 轴承的选择与校核25 8.1 轴承的选择25 8.2 轴承的校核25第9章 总结27第10章 参考文献28第1章 机械设计课程设计的目的机械设计课程设计是机械类专业

3、和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：（1）通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他有关选修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固，深化和扩展。（2）学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件，机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。（3）进行机械设计的基本技能的训练，如计算，绘图，熟悉和运用设计资料（手册，图册，标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。 第2章 设计条件及要求设计条件：输送带工作拉力：F=3500N； 输送带滚筒转速：

4、n=60r/min； 毂轮直径：；参数符号单位数值滚筒直径Dmm300滚筒转速nr/min60 运输带工作拉力FN3500两班制，连续单向运转，工作期限为10年，每年工作300天，载荷较平稳。环境最高温度350C；小批量生产。传动装置简图:第3章 确定额定功率 选择电动机1、确定额定功率V=0.942m/s卷筒轴的输出功率 1=0.99 联轴器效率2=0.98 每对轴承连接效率3=0.97 闭式圆柱齿轮的传动效率=0.96 带传动效率=1324=0.85电动机功率为Po=P/=3.297/0.85=3.88Kw额定功率P额=（11.3）Po则取P额=4kW2、选择电动机由指导书查表得 闭式圆柱

5、齿轮传动比为3-6 V型带传动比为2-4 由i总=i带i齿 则 18i总 144由n电=n毂i总则 781.2n电6249.6r/min初选电动机转速为1440r/min 查表得 选定Y112M4型电动机 其额定功率为4KW电机传动功率主轴转速工作情况系数4kw1440r/min1.2第4章 确定传动装置的传动比1、确定传动比电机传动功率主轴转速工作情况系数4kw1440r/min1.2总传动比i总=n电/n毂=1440/60=24暂定i带=2.4 减速器齿轮的总传动比i = i总i带=10高速级、高速级分别为i1 、i2 对于二级圆柱齿轮减速器可取i1=由此可取得i1=3.50， i2=2.

6、792、计算传动装置的运动和运动参数（1）计算各轴转速： 轴 n1=n电/i带=1440/2.4=600r/min 轴 n2=n电/i带i齿1=600/3.5=171.43r/min 轴 n3=n电/i带i齿1i齿2=171.43/2.79=60.44r/min（2）计算各轴输入功率： 轴 P1=P电2=40.980.96=3.76KW 轴 P2=P123=3.760.980.97=3.58KW 轴 P3=P223=3.580.980.97=3.40KW（3）计算各轴扭矩： 轴 T1=9550P1/n1=95503.76/600=59.84 N.m 轴 T2=9550P2/n2=95503.5

7、8/171.43=199.43 N.m 轴 T3=9550P3/n3=95503.40/60.44=537.22 N.第5章 齿轮的设计1、 齿轮 Z1 Z2设计（1） 选定齿轮类型。精度等级。材料级齿数 1）根据传动方案。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钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度相差40HBS 4）选小齿轮的Z1=24大齿轮齿数Z2=3.5024=84（2） 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算（3）硬性公式内各计算的值 1）试选载荷kt=1.3

8、 2) 计算小齿轮传递转矩 3）由表10-7选取齿宽系数d=1 4）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 5）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 6）由应力循环次公式 7）由图10-19取接触疲劳寿命 8）计算接触疲劳许用应力，取失效概念1%，安全系数S=1 （4）计算1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入中比较小的值 2） 计算圆周速度V 3）计算齿宽b 4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5）计算载荷系数 根据 7级精度，由图10-8查得动载荷系数 直齿轮 由表10-2查得实用示数 由表10-4用插值法查7级精度小齿轮相对支承

9、非对称布置时 由， 查图10-13得载荷系数： 6）按实际的载荷示数校正算得的分度圆直径 7）计算模数 （5）按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度的设计公式为 确定公式内各计算数值 1）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全洗漱S=1.4 4）计算载荷系数5） 查取齿形系数 由表10-5查得 6）查取应力校正系数 由表10-5查得 7） 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大（6）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数

10、m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载的能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数1.43，并近圆整为标准值。m=2.5mm。按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数（7）几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 2、齿轮 Z3 Z4设计 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钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度相差40HBS 选小齿轮的Z,3=28，大齿轮齿数Z4=2.7928=78.12， z4=781. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算（1）确定公式内

11、各计算的值 1）试选载荷kt=1.3 2) 计算小齿轮传递转矩 3）由表10-7选取齿宽系数d=1 4）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 5）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 6）由应力循环次公式 7）由图10-19取接触疲劳寿命 8）计算接触疲劳许用应力，取失效概念1%，安全系数S=1 （2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d3t，代入中比较小的值 2）计算圆周速度V 3）计算齿宽b 4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5）计算载荷系数 根据 7级精度，由图10-8查得动载荷系数 直齿轮 由表10-2查得实用示数 由表10-

12、4用插值法查7级精度小齿轮相对支承非对称布置时 由， 查图10-13得载荷系数： 6）按实际的载荷示数校正算得的分度圆直径 7）计算模数 2.按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内各计算数值 1）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全洗漱S=1.4 4）计算载荷系数5) 查取齿形系数 由表10-5查得 7）查取应力校正系数 由表10-5查得 6) 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大 （2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由

13、齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载的能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数2.534，并近圆整为标准值m=2.75mm。按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 mm mm （2）计算中心距 mm （3）计算齿轮宽度 第6章 轴的设计1、输出轴的尺寸计算 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为：；则圆周力：；径向力：； 其中各力方向如图：（1）初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表14-3，取，于是得： ； 输出轴的

14、最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化很小，故取，则： ； 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/ T 50142003，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩范围为。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。（2）轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案 装配方案如图所示：2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取 段的直径；右端用轴端挡圈定位，挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压

15、在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短一些，现取。 初步选择滚动轴承因轴承同时受到径向力作用和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30313，其尺寸为，故；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30313型轴承的定位轴肩高度，因此，取。 取安装齿轮处的轴段的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴应略短于轮毂宽度，故，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 轴承端盖总宽为。取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距

16、离故取。 取齿轮轮毂距箱体内壁之距离，高速级齿轮轮毂与低速级齿轮轮毂之距离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离，已知滚动轴承，高速级齿轮轮毂宽度，则 ；（3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位，均采用平键连接。按齿轮轮毂孔直径，由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工长。选择齿轮轮毂与轴的配合为；半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来实现的，轴的直径尺寸公差为。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为。2、输出轴的强度校核 （1）对于30313型圆锥滚子轴承，由手册查得。因此，作为简支梁的支的支承

17、跨距。根据轴的计算做出轴的弯矩图和扭矩图：从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列于下表。载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩（2）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力； 前已选定轴的材料为40cr，调质处理，由表15-1查得，故安全。8精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的的最小直径是按扭转强度较为宽裕来

18、确定的，所以截面A，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和VII处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里的轴径最大，故截面C也不必校核。截面和截面显然更不必校核。因为键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2）截面IV右侧： 抗弯截面系数 ； 抗扭截面系数 ； 截面左侧的弯矩M为 ； 截面上的扭矩为 ； 截面上的弯曲应力 ； 截面上的扭转切应力

19、 ； 轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表3-2查取。因，；经插值后可查得，。又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，。故有效应力集中系数为；由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为。轴未经表面强化处理，即，则综合系数为；又由合金钢的特性系数，且，即，故取，于是，计算安全系数值，则；故可知其安全。3）截面右侧： 抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。 ； 抗扭截面系数 ； 截面左侧的弯矩M及弯曲应力为 ； 扭矩及扭转切应力为 ； ； 过盈配合处的，由附表3-8查得，并取，于是得 ；

20、 ； 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； 所以轴在截面右侧的安全系数为； 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可省略静强度校核。第7章 键的选择与校核大齿轮处：由输出轴的结构设计，选定：低速级大齿轮处键为，键槽用键槽铣刀加工长；键的接触高度；键的工作长度；传递的转距；查表6-2得键的许用挤压应力。所以，；故大齿轮处的键联接强度足够。半联轴器处：半联轴器与轴的联接采用平键联接：选用平键为，键槽用键槽铣刀加工长；键的接触高度；键的工作长度；查表6-2得键的许用挤压应力。所以，；故半联轴器处的键联接强度也足够。第8章 轴承的选

21、择与校核1、 轴承的选择根据输出轴载荷及速度情况，轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由输出轴的结构设计，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为，。2、 轴承的校核 （1）轴承受力图：（2）径向载荷：由于圆柱直齿轮的齿轮所受轴向力为零，所以Fae = 0.N.根据轴的分析，可知：A点总支反力；B点总支反力：。（3）轴向载荷： 对于圆锥滚子轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，其中为表13-5中的值，查表得轴承30211的值为，故 ， 则因为，所以处1轴承被放松，处2轴承被压紧。故，（4） 求轴承当量载荷和： 根据

22、工况，由表13-6取得载荷系数。且，故 1轴承：因，由表13-6可知 ；2轴承：因，由表13-6可知 。（5） 验算轴承寿命： 因，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为。 ； 故轴承具有足够寿命。第9章 总结通过两周时间，我们完成了二级直齿圆柱齿轮减速器的课程设计。通过本次设计使我们明白知识应互相交流，将先修课程（如机械制图，理论力学，材料力学，CAD制图，机械原理，机械设计等）中所获得的理论知识在实际的设计中综合的加以应用，使这些知识的到巩固和加强，并有所发展此外我们还熟悉和掌握了运用机械零件、机械传动系统以及简单机械的设计方法和步骤，培养了创造性思维能力和增强独立、全面、科学的

23、工程设计能力。本设计方案优点：本设计的主要优点，条理清晰，让读者一目了然。缺点：体积稍大，齿数的选择和齿面软硬上可有改进。有些地方思考不够完善，而且缺少实际经验。第10章 参考文献1 杨可珍, 程光蕴, 李仲生主编. 机械设计基础第五版.高等教育出版社（第五版）,2005 2 殷玉枫 主编. 机械设计课程设计. 机械工业出版社3 陆玉,何在洲,佟延伟 主编.机械设计课程设计.第3版. 北京：机械工业出版社，20004 孙桓，陈作模 主编.机械原理.第6版. 北京：高等教育出版社，20015 王世刚，张秀亲，苗淑杰 主编.机械设计实践.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，20036 徐灏主编.机械设计手册.第2版. 北京：机械工业出版社，2001 7 机械设计手册编委会 主编.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，20048 林景凡，王世刚，李世恒 主编.互换性与质量控制基础. 北京：中国科学技术出版社，19999 濮良贵，纪名刚 主编. 机械设计.第八版.北京.高等教育出版社.2006.510 刘鸿文 主编.材料力学.第3版. 北京：机械工业出版社,1992