機械設計課程設計---二級齒輪減速器

1、<p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　1 引言（1）繩索牽引力F(N) 2350 （2）牽引速度v(m/s) 0.8 （3）卷筒直徑D（mm） 320 （4）壽命10年，單班制（5）滾筒工作效率（6）工作條件：在室外工作，有中等程度沖擊2 傳動裝置設計2.1 傳動方案展開式二級圓柱齒輪減速器，如圖1所示。

2、 運動簡圖：圖1</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　2.2 選擇電動機2.2.1 電動機類型的選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的臥式封閉型Ｙ系列三相異步電動機。2.2.2 電動機容量 1、工作機所需功率 2、電動機的輸出功率傳動裝置總效率查參考文獻[2]表2-2得：彈性聯(lián)軸器傳動功率彈性聯(lián)軸器傳動效率

3、閉式圓柱齒輪效率查參考文獻[1]表1-7得：深溝球軸承傳動功率= 3、電動機的額定功率查參考文獻[1]表12-1選取Y132S-6型號電動機額定功率</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　2.2.3 電動機的轉速1、工作機主軸轉速2、各級傳動比可選范圍查參考文獻[2] 表2-3得兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比范圍為3、電動級轉速的確定電動機可選轉速范圍查參考

4、文獻[1]表12-1查得：同步轉速為1000r/min滿載轉速為960r/min電動機額定功率。制表如下：4、電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸；查參考文獻[1] 表12-3 查得：電動機型號為Y132S-6，主要技術數(shù)據(jù)如下：同步轉速滿載轉速</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　2.3 傳動裝置的動力參數(shù)2.3.1 傳動裝置的總傳動比及其分配1、總傳動

5、比2、分配各級傳動比取高速級直齒輪傳動比取低速級值齒輪傳動比取, 3、各軸轉速n（r/min）減速器高速到低速各軸依次為1、2、3號軸</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　4、各軸輸入功率P（kW）5、各軸扭矩T（）最終數(shù)據(jù)如下：2.3.2 減速器設計方案檢查及評價1、齒輪與軸的干涉檢查為保證中間軸上的高速級大齒輪不與低速軸干涉,應有如下幾何關系:

6、 2、高、低速級大齒輪尺寸檢查設高速級大齒輪齒根至低速級大齒輪齒頂之間的距離為h3、軸承潤滑方式的選擇高速級大齒輪的圓周速度，油飛濺量小，應采用脂潤滑方式總中心距的檢查</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　3 傳動零件設計3.1 高速級直齒圓柱齒輪傳動設計1、選定齒輪類型、旋向、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按照給定的設計方案可知齒輪類型為直齒圓柱齒輪；（2

7、）碾砂機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度(GB 10095-88)（3）材料選擇: 查參考文獻[3] 表10-1選?。盒↓X輪的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS；（4）選小齒輪的齒數(shù)為大齒輪的齒數(shù)為，取2、按齒面接觸強度設計：（公式系參考文獻[3]）由設計計算公式(10-9a)進行計算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值：1）試選載荷系數(shù)。2）計算小齒

8、輪傳遞的轉矩3）由參考文獻[3]表10-7選取齒寬系數(shù)4）由參考文獻[3]表10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)：5）由參考文獻[3] 圖10-21d按齒面硬度查得，</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　小齒輪的接觸疲勞強度極限：大齒輪的接觸疲勞強度極限： 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：7）由參考文獻[3] 圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)： ， 8）計算接觸

9、疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)，得：（2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2）計算圓周速度3）計算齒寬 ，</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　4）計算齒寬與齒高比模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法得7級精度、小齒輪相對支

10、承并非對稱布置時，由、查圖10-13得 ；故載荷系數(shù)：6）按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式 （10-10a）得7）計算模數(shù)</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　3、按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數(shù)值1）由參考文獻[3]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒

11、輪的彎曲疲勞強度極限2)由參考文獻[3]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3)計算彎曲疲勞強度許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由式（10-12）得4）計算載荷系數(shù) 5）查取齒形系數(shù)由參考文獻[3]表10-5 得；6）查取應力校正系數(shù)； 7）計算大、小齒輪的并加以比較；；；</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　大齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強

12、度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲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，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.385并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)4、幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度取</p><p>　計 算 內 容計算結果&l

13、t;/p><p>　3.2 低速級直齒圓柱齒輪傳動設計（1）材料選擇: 查參考文獻[3] 表10-1選取：小齒輪的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS；（2）選小齒輪的齒數(shù)為大齒輪的齒數(shù)為，取1、按齒面接觸強度設計：（公式系參考文獻[3]）由設計計算公式(10-9a)進行計算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值：1）試選載荷系數(shù)2）計算小齒

14、輪傳遞的轉矩3）由參考文獻[3]表10-7選取齒寬系數(shù)4）由參考文獻[3]表10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)：5）由參考文獻[3] 圖10-21d按齒面硬度查得，小齒輪的接觸疲勞強度極限：大齒輪的接觸疲勞強度極限： </p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　6）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：7）由參考文獻[3] 圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)： ， 8）計算接觸

15、疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)，得：（2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2）計算圓周速度3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒高比</p><p>　模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù)由表10-4用插值法得7級精度、小齒輪相對支承并非對稱布置時，由、查圖10-13得 ；故載荷系數(shù)：6）按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式（

16、10-10a）得7）計算模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　（1）確定公式內的各計算數(shù)值1）由參考文獻[3]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2)由參考文獻[3]圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3)計算彎曲疲勞強度許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由式（10-12）得4

17、）計算載荷系數(shù) 5）查取齒形系數(shù)由參考文獻[3]表10-5 得；6）查取應力校正系數(shù)； 7）計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大；；</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>?。?）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲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

18、直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.56并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)4、幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度取</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　齒輪參數(shù)如表2：表2</p><p>　計 算 內 容計算結果</p&

19、gt;<p>　4 軸的設計 4.1.高速軸的設計參數(shù)及材料 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.初估軸徑按聯(lián)軸器初估軸的直徑,查表10-2,得A=106至117,取A=115，則:即聯(lián)軸器最小孔徑為15.4mm，聯(lián)軸器的轉矩，查手冊選用LT3彈性套柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為31.5N.m，孔徑為20mm。2.高速軸的結構3.各軸直徑的確定初估軸徑后,可按軸上零件的安裝順序,從

20、左端開始確定直徑.=30mm,=36mm,=36mm,=30mm,=26mm，=204.各軸段長度的確定=25mm，=6mm。=93mm，=20mm，=40mm，=285.軸上倒角與圓角為保證6006軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1.5mm根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　的左右端

21、倒角均為。由于齒輪的齒根圓直徑為36.75mm（齒頂圓直徑為43.5mm），固考慮做成齒輪軸。A段做成齒輪軸，其長度為50mm.4.2 中間軸的設計參數(shù)及材料由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.1.初估軸徑按滾動軸承初估軸的直徑,查表10-2,得A=106至117,取A=115，則:即滾動軸承的最小孔徑為26.34mm，查手冊選取6006型號軸承，其d×D×B=的軸承。

22、 中間軸的結構3.各軸段直徑的確定初估軸徑后,可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.=30mm,=35mm,=40mm,=35mm,=30mm。4.各軸段長度的確定=36mm，=42mm, =10mm，=70mm，=35mm。5.軸上倒角與圓角為保證6006軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1.5mm根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為。</p><p>

23、　計 算 內 容計算結果</p><p>　4.3 低速軸的設計參數(shù)及材料由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.1.初估軸徑按聯(lián)軸器初估軸的直徑,查表10-2,得A=106至117,取A=112，則:即聯(lián)軸器的最小孔徑為39.33mm，聯(lián)軸器的轉矩：，查手冊選取LT7彈性套柱銷聯(lián)軸器 ，公稱轉矩為500N.m, 孔徑為40mm。 低速軸的結構3.各軸段直徑的確定

24、初估軸徑后,可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.=40,=44mm,=50mm,=55mm,=63mm,=55mm,=50mm4.各軸段長度的確定=84mm，=37mm，=35mm，=68mm，=6mm，,.5.軸上倒角與圓角為保證6010軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1.5mm根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸</p><p>　計 算 內 容計算結果&l

25、t;/p><p>　的左右端倒角均為。4.4 軸的周邊固定聯(lián)軸器的選擇高速軸：LT3彈性套柱銷聯(lián)軸器。低速軸：LT7彈性套柱銷聯(lián)軸器。滾動軸承的選擇高速軸：6006 30x55x13中間軸：6006 30x55x13低速軸：6010 50x80x16鍵的選擇高速軸：聯(lián)軸器處：6×6×L=6x6x22；中間軸：大齒輪處：b×h×L =10x8x32，小齒輪處：b×h&#

26、215;L=10x8x63； 低速軸：大齒輪處：b×h×L=16x10x56，聯(lián)軸器處：b×h×L =10x8x70；</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　4.5 校核中間軸的強度(1) 計算支反力。高速級大齒輪低速級小齒輪在垂直面上在水平面上</p><p>　計 算 內 容計算結果&l

27、t;/p><p>　4.5.1 軸的彎矩和扭矩軸的扭矩與彎矩圖如下：力的單位（N），扭矩（N.M）</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　4.5.2 校核軸的強度從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出小齒輪所在截面為危險截面。先將計算出的截面處的值列于下表：按第三強度理論,計算應力式1通常用由彎矩產生的彎曲應力是對稱循環(huán)應力,而由扭矩產生的

28、扭轉切應力則常常不是對稱循環(huán)變應力.為了考慮兩者循環(huán)特性的不同影響,引入折合系數(shù),則計算應力為式2扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為,扭轉應力為，將和代入式2，則軸的彎扭合成強度條件為，， </p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得。因此，故安全。</p><p>

29、;　計 算 內 容計算結果</p><p>　5 滾動軸承的選擇由于輪齒為直齒，承受徑向載荷，選用深溝球軸承。三軸所用軸承型號及尺寸列表如下：5.1 軸承所受的徑向支反力\* MERGEFORMAT 5.2 求當量動載荷和由于Fa=0 查表得 X1=1，Y1=0，取載荷系數(shù)查表得 X2=1，Y2=0，取載荷系數(shù)5.3 軸承壽命由式計算軸承壽命，取ε=3 ， ft=1.0查表6006深溝球軸承的基本

30、額定動載荷滿足壽命要求。6 聯(lián)軸器、鍵連接的選擇6.1 聯(lián)軸器的選擇按聯(lián)軸器初估軸的直徑,查表10-2,得A=106至117,取A=112，則:即聯(lián)軸器最小孔徑為15.4mm，聯(lián)軸器的轉矩，查手冊選用LT3彈性套柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為31.5N.m，孔徑為20mm。按聯(lián)軸器初估軸的直徑,查表10-2,得A=106至117,取A=112，則:即聯(lián)軸器的最小孔徑為39.33mm，聯(lián)軸器的轉矩：，查手冊選取LT7彈性套柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩

31、為500N.m, 孔徑為40mm。</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　6.2 鍵連接的選擇6.2.1 齒輪1上鍵的校核（1）鍵的類型及尺寸選用 A型 （2）強度校核l = L-b= 32-10=22mm k = 0.5h = 4mm鍵安全適用6.2.2 齒輪2上鍵的校核（1）鍵的類型及尺寸選用 A型 （2）強度校核l =

32、L-b= 63-10=53mm k = 0.5h = 4mm鍵安全適用6.2.3 齒輪3上鍵的校核 （1）鍵的類型及尺寸選用 A型 （2）強度校核l = L-b= 56-10=46mm k = 0.5h = 5mm鍵安全適用7 潤滑與密封7.1 潤滑 由上述計算可知，高速級大齒輪線速度，所以采用脂潤滑 。7.2 密封輸入輸出軸的外伸端，為防止灰塵、水汽及其它雜質的滲入，必須在端蓋軸孔內安

33、裝密封件?？紤]到減速器轉速較低，可采用毛氈式密封。該密封方法結構簡單價格低廉，但與軸表面摩擦較大。</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　8 設計小結機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)通過了2周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。由于在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中

34、難免會出現(xiàn)這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準。在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。由于本次設計是

35、分組的，自己獨立設計的東西不多，但在通過這次設計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎。</p><p>　計 算 內 容計算結果</p><p>　參 考 文 獻[1] 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊[S].第三版,北京：高等教育出版社，2006.[2] 范元勛，宋梅利，梁醫(yī).機械設計課程設計指導書[M].南京：南京理工大學，2007.[3] 濮良貴，紀名剛.機械設