_機械設計課程設計-單級圓柱齒輪減速器設計

1、<p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p>　　題目：單級圓柱齒輪減速器</p><p><b>　　院（系）： 工學院</b></p><p>　　專業(yè)班級：_ 機械設計及其自動化 </p><p>　　學 號： </p><p>

2、;　　學生姓名： </p><p>　　指導教師： </p><p>　　機械設計課程設計計算說明書</p><p><b>　　傳動方案擬定</b></p><p><b>　　電動機的選擇</b></p><p><b>　　齒輪的設計

3、計算</b></p><p>　　減速器的輸出軸（即低速軸）設計算</p><p>　　減速器的輸入軸（即高速軸）設計算</p><p>　　滾動軸承的選擇及校核計算</p><p><b>　　輸入軸的工作圖</b></p><p><b>　　輸出軸的工作圖</b&

4、gt;</p><p><b>　　齒輪的工作圖</b></p><p><b>　　總裝配圖</b></p><p><b>　　一、傳動方案擬定</b></p><p>　　工作條件：設計一用帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器。運輸機兩班制連續(xù)工作，工作時有輕微的振動，每年按

5、300天計算，軸承壽命為齒輪壽命的三分之一以上。</p><p><b>　　原始數(shù)據(jù)： </b></p><p><b>　　1.選擇電動機系列</b></p><p>　　按工作要求及工作條件選用Y系列三相異步電動機。</p><p><b>　　二、電動機的選擇</b>&

6、lt;/p><p>　　查《機械設計課程設計》得</p><p>　　采用V帶；滾動軸承兩對；7級精度的一般齒輪傳動，油潤滑；齒式聯(lián)軸器。</p><p><b>　?。?）傳動總效率：</b></p><p><b>　?。?）電機的功率：</b></p><p>　　由減速器

7、的輸出轉速為120r/min，則滾筒的轉速為120r/min。，由查《機械設計課程設計》（周元康 林昌化 張海兵 編著 重慶大學出版社）的p15的表2—11中推薦的傳動比的合理范圍：</p><p>　　取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍：</p><p>　　符合范圍的同步轉速為750r/min、1000r/min和1500r/min</p><p>　　由有

8、關手冊查出有三種適用的電動機型號，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸和重量，價格和帶傳動，減速器的傳動比?？梢娙?000r/min最佳</p><p>　　3、確定電動機型號：</p><p>　　根據(jù)電動機的轉速、功率選定電動機型號為：Y132M1-6。此電動機的主要性能：額定功率4kw，滿載轉速960r/min，額定轉矩為2.0</p><p>　　分配傳動比：總傳

9、動比由查《機械設計課程設計》?。?</p><p>　　4、各軸轉速、功率、轉矩的計算：</p><p>　　1）計算各軸轉速： </p><p>　　2）計算各軸功率 ： </p><p><b>　　5、計算各軸扭矩：</b></p><p>　　各軸運動參數(shù)列入

10、下表：</p><p><b>　　三、齒輪的設計計算</b></p><p>　　1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)</p><p>　　按所選定的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）</p><p>　

11、　材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)為。</p><p>　　2、按齒面接觸強度計算：</p><p>　　由設計公式（10-9a）進行計算，即</p><p>　　確定公式內的各計算數(shù)值&l

12、t;/p><p>　　試選載荷系數(shù)K=1.3。</p><p>　　計算小齒輪傳遞的轉矩。</p><p>　　43.99KN*mm，由表10-7選取齒寬系數(shù)=1，由表10-6得材料的彈性影響系數(shù)=18.8M，由表1-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為由式10-13得計算應力循環(huán)次數(shù)：</p><p&

13、gt;　　==2.125*108, 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)</p><p>　　計算接觸疲勞需用應力。安全系數(shù)S=1得 </p><p><b>　　（2）計算</b></p><p>　　1）試算小齒輪分度圓直徑</p><p>　　2)計算圓周速度v. </p><p>　　

14、3)計算齒寬b </p><p>　　4）計算齒寬與齒高之比。</p><p><b>　　模數(shù) </b></p><p>　　齒高h=2.25=2.25*2.395mm=5.39mm ，</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)V

15、=1.85m/s , 7級精度、由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.08；直齒輪，;由表10-2查得使用系數(shù)為；由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐對稱分布時，。由 ，查圖10-13得，故載荷系數(shù)為 </p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑，由式10-10a得</p><p><b>　　，</b></p><p>

16、　　7）計算模數(shù)m ，，</p><p>　　3、按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由式10-5的彎曲強度的設計公式為 </p><p>　　確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　　由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限為；</p><p>　　由圖10-18取得彎曲疲勞

17、壽命系數(shù) ;</p><p>　　計算彎曲需用應力；取彎曲疲勞安全系數(shù)為S=1.4，由式10-12得</p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K </b></p><p><b>　　查得齒形系數(shù)。 。</b></p><p>　　查取應力校正系數(shù)，由表10-5查得</p><

18、;p>　　計算大、小齒輪的 并加以比較。</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　?。?）設計計算 </b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根去、彎曲疲勞</p><p>　　強度計算的模數(shù)，由齒輪模數(shù)m的大小主

19、要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)m=1.7366，并就近的取標準模數(shù)值m=2.0mm，按接觸強度算的分度圓直徑為 算得的小齒輪齒數(shù) 取150；這樣設計出的齒輪傳動即滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。</p><p><b>　　4、幾何尺寸計算：</b>&

20、lt;/p><p>　?。?）計算分度圓直徑：</p><p>　　四、減速器的輸出軸（即低速軸）設計算：</p><p>　　輸出軸的結構分析圖：</p><p>　　減速器輸入軸上的齒輪受力分析圖:</p><p>　　1、求作用在低速軸齒輪上的力：</p><p>　　低速軸上的輸入功率P轉速

21、n，轉矩T P3=3.23 n = T3= </p><p>　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑d=300</p><p>　　2、確定軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)《機械設計》表15-3，取于是。輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處軸的最小直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故需選用聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器轉矩</p><p>　　按照計算轉矩應該小于聯(lián)軸器公稱

22、轉矩的條件，查《機械設計課程設計》 席偉光 楊 光和李波主編、2003年、高等教育出版社。表9-20選用YL9凸緣聯(lián)軸器其公稱轉矩為，其孔徑=38mm，故取=38mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。</p><p><b>　　3、軸的結構設計：</b></p><p>　　擬定軸上零件的裝配方案：</p><p>

23、　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅰ—Ⅱ軸段右端需制出軸肩，故?、?Ⅲ</p><p>　　段的直徑=43左端用軸擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=48mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上=58mm。</p><p>　　2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。

24、參照工作要求并根據(jù)=45.由《機械設計課程設計》席偉光 楊 光和李波主編、2003年、高等教育出版社，表9-16選用單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為d*D*7=50mm*110mm*29.25mm,故=45mm==45mm；而=29.25mm</p><p>　　右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊查得30310型軸承的定位軸肩的高度為h=5mm。因此取=50mm。</p><p>

25、　　3）取安裝齒輪處的周段Ⅳ-Ⅴ的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪廓的寬度為，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，故取h=5mm，所以軸環(huán)處直徑，；</p><p>　　4）根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，故??；，。</p><p>　　5）軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪，半聯(lián)軸器與軸的軸向定位

26、采用平鍵連接。按由表《機械設計》6-1查得平鍵截面b*h=16mm*10mm,槽用鍵槽銑刀加工，長32mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選取齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵,半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位由過度配合來保證。此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p><p>　　6）確定軸上圓角與倒角為，</p><p><b>　

27、　4、求軸上的載荷</b></p><p>　　軸的彎矩圖與扭矩圖：</p><p>　　首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，從《機械設計課程設計》席偉光 楊 光和李波主編、2003年、高等教育出版社，表9-16查取a=23。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖與扭矩圖。</p><p>　　從軸的彎矩

28、圖與扭矩圖可以看出截面c是危險截面?，F(xiàn)將列于下表</p><p>　　按彎矩扭和應力校核軸的強度p380《機械設計》</p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計》查得。，故該軸安全。</p><p>　　五、減速器的輸入軸（即高速軸）設計算：</p><p>　　輸入軸的結構分析圖：</p><p

29、>　　減速器輸入軸上的齒輪受力分析圖:</p><p>　　1、求作用在高速軸齒輪上的力：</p><p>　　已知高速大齒輪的分度圓直徑</p><p>　　確定軸的最小直徑：選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)《機械設計》表15-3，取于是?？紤]有鍵槽，將直徑增大5%，則 則</p><p><b>　　2、軸的結構設

30、計：</b></p><p>　?。?）擬定軸上零件的裝配方案：</p><p>　　（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅰ—Ⅱ軸段右端需制出軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑=25mm </p><p>　　2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列

31、圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=5.由《機械設計課程設計》席偉光 楊 光和李波主編、2003年、高等教育出版社，表9-16選用單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為d*D*B=30mm*72mm*20.75mm,故=30mm==30mm；而=20.75mm</p><p>　　右端滾動軸承采用軸肩進行定位，由手冊查得30310型軸承的定位軸肩的高度為h=5mm。因此取=35mm。</p><

32、p>　　3）取 已知齒輪廓的寬度為， ，；</p><p>　　4）根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，故??；，。確定軸上圓角與倒角為.</p><p><b>　　3、求軸上的載荷</b></p><p>　　軸的彎矩圖與扭矩圖:</p><p>　　首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承

33、的支點位置時，從《機械設計課程設計》席偉光 楊光和李波主編、2003年、高等教育出版社，表9-16查取圓錐滾子軸承30306。a=15.因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖與扭矩圖。</p><p>　　從軸的彎矩圖與扭矩圖可以看出截面c是危險截面。現(xiàn)將列于下表</p><p>　　按彎扭合成應力校核軸的強度p380《機械設計》</p><p&

34、gt;　　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計》查得。，故該軸安全。</p><p>　　六、滾動軸承的選擇及校核計算：</p><p>　　根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命 </p><p>　　16×300×6=28800小時 </p><p><b>　　1、計算輸入軸承 </b><

35、/p><p>　?。?）已知nⅡ=738r/min </p><p>　　兩軸承徑向反力：FR1=FR2=304.5N ，初先兩軸承為圓錐滾子軸承30309型 ，根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內部軸向力 ，F(xiàn)S=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N </p><p>　　(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ，故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取

36、1端為壓緊端 </p><p>　　FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N </p><p>　　(3)求系數(shù)x、y ，F(xiàn)A1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 ，F(xiàn)A2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 ，根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68 </p><p>　　FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR

37、2<e x2=1 ，y1=0 y2=0 </p><p>　　(4)計算當量載荷P1、P2 </p><p>　　根據(jù)課本P263表（11-9）取f P=1.5 ，根據(jù)課本P262（11-6）式得 </p><p>　　P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N </p><p&g

38、t;　　P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N </p><p>　　(5)軸承壽命計算 </p><p>　　∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接觸球軸承ε=3 ，根據(jù)手冊得30309型的Cr=23000N ，由課本P264（11-10c）式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/738×(

39、1×23000/750.3)3 =1047500h>28800h ∴預期壽命足夠 </p><p><b>　　2、計算輸出軸承 </b></p><p>　　(1)已知nⅢ=123r/min ，F(xiàn)a=0 FR=FAZ=903.35N 試選30309圓錐滾子軸承 </p><p>　　根據(jù)課本P265表（11-12）得FS=0.

40、063FR,則 ，F(xiàn)S1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N </p><p>　　(2)計算軸向載荷FA1、FA2 </p><p>　　∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端 </p><p>　　兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N </p><p&g

41、t;　　(3)求系數(shù)x、y </p><p>　　FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 ，F(xiàn)A2/FR2=569.1/930.35=0.63 </p><p>　　根據(jù)課本P263表（11-8）得：e=0.68 ，∵FA1/FR1<e ∴x1=1 </p><p>　　y1=0 ∵FA2/FR2<e ∴x2=1 y2=0 </p>

42、;<p>　　(4)計算當量動載荷P1、P2 </p><p>　　根據(jù)表（11-9）取fP=1.5 ，根據(jù)式（11-6）得 </p><p>　　P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N </p><p>　　P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35

43、)=1355N </p><p>　　(5)計算軸承壽命LH ∵P1=P2 故P=1355 ε=3 ，據(jù)手冊P71 30309型軸承Cr=30500N 根據(jù)課本P264 表（11-10）得：ft=1 ，根據(jù)課本P264 （11-10c）式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>28800h ∴此軸承合格

44、</p><p>　　七、輸入軸的工作圖：</p><p>　　八、輸出軸的工作圖：</p><p><b>　　九、齒輪的工作圖：</b></p><p><b>　　十、總裝配圖：</b></p><p><b>　　左視圖：</b></p&g

45、t;<p><b>　　明細表：</b></p><p><b>　　參考文獻：</b></p><p>　　1、《機械設計 》(第八版) 濮良貴 紀名剛主編2006年、高等教育出版社</p><p>　　2、《機械零件設計手冊》</p><p>　　3、《機械設計課程設計》 席偉光