2023年二级圆柱直齿轮减速器设计.doc

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1、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 指引教师 胡 宾 伟摘要：减速器是原动机和工作机之间独立闭式传动装置，用来减少转速和增大转矩。本文按照零件工艺设计基本流程，通过对比论证，选取了实用对的工艺路线。一方面，计算额定功率，然后电动机，依照电动机参数拟定齿轮传动比，依照齿轮所要传递功率跟扭矩计算齿轮各项参数。然后依照齿轮以及传动功率与扭矩计算轴基本参数，然后进行校核。最后拟定轴承选取，再拟定箱体构造尺寸。核心词：减速器、齿轮、轴、轴承、箱体。目录第1章 机械设计课程设计目3第2章 设计条件及规定4第3章

2、拟定额定功率 选取电动机5 3.1 拟定额定功率5 3.2 选取电动机5第4章 拟定传动装置传动比6 4.1 拟定传动比6 4.2 计算传动装置运动和运动参数6第5章 齿轮设计7 5.1 齿轮 Z1 Z2 设计7 5.2 齿轮 Z3 Z4设计11第6章 轴设计16 6.1 输出轴尺寸计算16 6.2 输出轴强度校核19第7章 键选取与校核24第8章 轴承选取与校核25 8.1 轴承选取25 8.2 轴承校核25第9章 总结27第10章 参照文献28第1章 机械设计课程设计目机械设计课程设计是机械类专业和某些非机械类专业学生第一次较全面机械设计训练，是机械设计和机械设计基本课程重要综合性与实践性

3、教学环节。其基本目是：（1）通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其她关于选修课程理论，结合生产实际知识，培养分析和解决普通工程问题能力，并使所学知识得到进一步巩固，深化和扩展。（2）学习机械设计普通办法，掌握通用机械零件，机械传动装置或简朴机械设计原理和过程。（3）进行机械设计基本技能训练，如计算，绘图，熟悉和运用设计资料（手册，图册，原则和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据解决等。 第2章 设计条件及规定设计条件：输送带工作拉力：F=3500N； 输送带滚筒转速：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 运送带工作拉力F

4、N3500两班制，连续单向运转，工作期限为，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 拟定额定功率 选取电动机1、拟定额定功率V=0.942m/s卷筒轴输出功率 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、选取电动机由指引书查表得 闭式圆柱齿轮传动比为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

5、.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状况系数4kw1440r/min1.2第4章 拟定传动装置传动比1、拟定传动比电机传动功率主轴转速工作状况系数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=由此可获得i1=3.50， i2=2.792、计算传动装置运动和运动参数（1）计算各轴转速： 轴 n1=n电/i带=1440/2.4=600r/min 轴 n2=n

6、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=95503.58/171.43=199.43 N.m 轴 T3=9550P3/n3=95503.40/60.44=537.22 N.第5章 齿

7、轮设计1、齿轮 Z1 Z2设计（1） 选定齿轮类型。精度级别。材料级齿数 1）依照传动方案。选用直齿圆柱齿轮传动 2）运送机为普通工作机器，速度不高，故选用7级精度 3）材料选取 选取小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。两者材料硬度相差40HBS 4）选小齿轮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选用齿宽系数d=1 4）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 5）由

8、图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 ；大齿轮接触疲劳强度极限 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 依照 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非对称布置时 由， 查图10-13得载荷系数： 6）按实际载荷示数校正算得分度圆直径 7）计算模数 （5）按齿根弯曲强度设计 由式10-5得

9、弯曲强度设计公式为 拟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、小齿轮并加以比较 大齿轮数值大（6）设计计算 对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数m不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数m大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径关于，可取弯曲强度算得模数1.43，并近圆整为原则值。m=2.5m

10、m。按接触强度算得分度圆直径，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 材料选取 选取小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。两者材料硬度相差40HBS 选小齿轮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）拟定公式内各计算值 1）试选载荷kt=1.3 2) 计算小齿轮传递转矩 3）由表10-7选用齿宽系数d=1 4）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 5

11、）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 依照 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非对称布置时 由， 查图10-13得载荷系数： 6）按实际载荷示数校正算得分度圆直径 7）计算模数 2.按齿根弯曲强度设计 由式10-5得

12、弯曲强度设计公式为 （1）拟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、小齿轮并加以比较 大齿轮数值大 （2）设计计算 对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数m不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数m大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径关于，可取弯曲强度算得模数2.534，并近圆整为原则值m=

13、2.75mm。按接触强度算得分度圆直径，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 轴设计1、输出轴尺寸计算 因已知低速级大齿轮分度圆直径为：；则圆周力：；径向力：； 其中各力方向如图：（1）初步拟定轴最小直径 初步估算轴最小直径。选用轴材料为40Cr，调质解决。依照表14-3，取，于是得： ； 输出轴最小直径显然是安装联轴器处直径。为了使所选直径与联轴器孔径相适应，故需同步选用联轴器型号。 联轴器计算转矩，考虑到转矩变化很小，故取，则： ； 按照计算转矩应不大于联轴器公称转矩条件，查原则GB/ T 5014

14、，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩范畴为。半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合毂孔长度。（2）轴构造设计1） 拟订轴上零件装配方案 装配方案如图所示：2） 依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度 为了满足半联轴器轴向定位规定，轴段右端需制出一轴肩，故取 段直径；右端用轴端挡圈定位，挡圈直径。半联轴器与轴配合毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故段长度应比略短某些，现取。 初步选取滚动轴承因轴承同步受到径向力作用和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并依照，由轴承产品目录中选用0基本游隙组、原则精度级圆锥滚子轴承30313，其尺寸为，故；而。

15、右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30313型轴承定位轴肩高度，因而，取。 取安装齿轮处轴段直径；齿轮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，则轴环处直径。轴环宽度，取。 轴承端盖总宽为。取端盖外端面与半联轴器右端面间距离故取。 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。考虑到箱体锻造误差，在拟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）轴上周向定位 齿轮、半联轴器与轴周向定位，均采用平键连接。按齿轮轮毂孔直径，由表

16、6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工长。选取齿轮轮毂与轴配合为；半联轴器与轴连接，选用平键为，半联轴器与轴配合为，滚动轴承与轴周向定位是通过过渡配合来实现，轴直径尺寸公差为。（4） 拟定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为。2、输出轴强度校核 （1）对于30313型圆锥滚子轴承，由手册查得。因而，作为简支梁支支承跨距。依照轴计算做出轴弯矩图和扭矩图：从轴构造图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴危险截面。现将计算出截面C处、及值列于下表。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强度 进行校核时，普通只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即危险截面C）强度。依照上表数据，以及轴

17、单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力； 前已选定轴材料为40cr，调质解决，由表15-1查得，故安全。8精确校核轴疲劳强度 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应力集中均将削弱轴疲劳强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕来拟定，因此截面A，B均无需校核。 从应力集中对轴疲劳强度影响来看，截面VI和VII处过盈配合引起应力集中最严重；从受载状况来看，截面C上应力最大。截面应力集中影响和截面相近，但截面不受扭矩作用，同步轴径也较大，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应力集中均在两端），而这里轴径最大，故截

18、面C也不必校核。截面和截面显然更不必校核。由于键槽应力集中系数比过盈配合小，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 ； 截面左侧弯矩M为 ； 截面上扭矩为 ； 截面上弯曲应力 ； 截面上扭转切应力 ； 轴材料为40Cr，调质解决。由表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成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可得轴材料敏性系数为，。故有效应力集中系数为；由附图3-2尺寸系数；由附图3-3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。轴未经表面强化解决，即，则综合系数为；又由合金钢特性系数，且，即，故取，于

19、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中公式计算。 ； 抗扭截面系数 ； 截面左侧弯矩M及弯曲应力为 ； 扭矩及扭转切应力为 ； ； 过盈配合处，由附表3-8查得，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； 因此轴在截面右侧安全系数为； 故该轴在截面右侧强度也是足够。本设计因无大瞬时过载及严重应力循环不对称性，故可省略静强度校核。第7章 键选取与校核大齿轮处：由输出轴构造设计，选定：低速级大齿轮处键为，键槽用键槽铣刀加工长；键接触高度；键工作长度；传递转距；查表6-2得键许用挤压应力。因此，；故大齿轮处键联接强度

20、足够。半联轴器处：半联轴器与轴联接采用平键联接：选用平键为，键槽用键槽铣刀加工长；键接触高度；键工作长度；查表6-2得键许用挤压应力。因此，；故半联轴器处键联接强度也足够。第8章 轴承选取与校核1、轴承选取依照输出轴载荷及速度状况，轴承同步有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由输出轴构造设计，参照工作规定并依照，由轴承产品目录中选用0基本游隙组、原则精度级单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为，。2、轴承校核 （1）轴承受力图：（2）径向载荷：由于圆柱直齿轮齿轮所受轴向力为零，因此Fae = 0.N.依照轴分析，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

21、表13-7，轴承派生轴向力，其中为表13-5中值，查表得轴承30211值为，故 ， 则由于，因此处1轴承被放松，处2轴承被压紧。故，（4） 求轴承当量载荷和： 依照工况，由表13-6获得载荷系数。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似，为。 ； 故轴承具有足够寿命。第9章 总结通过两周时间，咱们完毕了二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计。通过本次设计使咱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）中所获得理论知识在实际设计中综合加以应用，使

22、这些知识到巩固和加强，并有所发展此外咱们还熟悉和掌握了运用机械零件、机械传动系统以及简朴机械设计办法和环节，培养了发明性思维能力和增强独立、全面、科学工程设计能力。本设计方案长处：本设计重要长处，条理清楚，让读者一目了然。缺陷：体积稍大，齿数选取和齿面软硬上可有改善。有些地方思考不够完善，并且缺少实际经验。第10章 参照文献1 杨可珍，程光蕴，李仲生主编. 机械设计基本第五版.高等教导出版社（第五版），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，4 孙桓，陈作模 主编.机械原理.第6版. 北京：高等教导出版社，5 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，6 徐灏主编.机械设计手册.第2版. 北京：机械工业出版社， 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，8 林景凡，王世刚，李世恒 主编.互换性与质量控制基本. 北京：中华人民共和国科学技术出版社，19999 濮良贵，纪名刚 主编. 机械设计.第八版.北京.高等教导出版社.510 刘鸿文 主编.材料力学.第3版. 北京：机械工业出版社,1992