机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器设计（全套图纸）.doc

机械设计课程设计题目：单级圆柱齿轮减速器图加153893706院（系）： 工学院专业班级：_ 机械设计及其自动化 学 号： 学生姓名： 指导教师： 机械设计课程设计计算说明书一、 传动方案拟定二、 电动机的选择三、 齿轮的设计计算四、 减速器的输出轴（即低速轴）设计算五、 减速器的输入轴（即高速轴）设计算六、 滚动轴承的选择及校核计算七、 输入轴的工作图八、 输出轴的工作图九、 齿轮的工作图十、 总装配图一、传动方案拟定工作条件：设计一用带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。运输机两班制连续工作，工作时有轻微的振动，每年按300天计算，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。原始数据： 传动带滚动转速减速器的输入功率使用期限120r/min3.4kw6年1.选择电动机系列按工作要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机。 二、电动机的选择查机械设计课程设计得采用V带；滚动轴承两对；7级精度的一般齿轮传动，油润滑；齿式联轴器。（1）传动总效率：（2）电机的功率：由减速器的输出转速为120r/min，则滚筒的转速为120r/min。，由查机械设计课程设计（周元康 林昌化 张海兵 编著 重庆大学出版社）的p15的表211中推荐的传动比的合理范围： 取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围：符合范围的同步转速为750r/min、1000r/min和1500r/min由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置的尺寸和重量，价格和带传动，减速器的传动比。可见取1000r/min最佳3、确定电动机型号：根据电动机的转速、功率选定电动机型号为：Y132M1-6。此电动机的主要性能：额定功率4kw，满载转速960r/min，额定转矩为2.0分配传动比：总传动比由查机械设计课程设计取； 4、各轴转速、功率、转矩的计算： 1）计算各轴转速： 2）计算各轴功率 ： 5、计算各轴扭矩： 各轴运动参数列入下表：轴名称功率kw转速r/min转矩KN*mm电机转轴3.5496035.20减速器输入轴3.4073843.99低速轴3.23123250.80三、齿轮的设计计算1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1) 按所选定的传动方案，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（GB10095-88）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，二者材料硬度差为40HBS。4) 选小齿轮齿数为，大齿轮齿数为。2、按齿面接触强度计算：由设计公式（10-9a）进行计算，即(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数K=1.3。2) 计算小齿轮传递的转矩。43.99KN*mm，由表10-7选取齿宽系数=1，由表10-6得材料的弹性影响系数=18.8M，由表1-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为由式10-13得计算应力循环次数：=2.125*108, 由图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳需用应力。安全系数S=1得 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 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h=2.25=2.25*2.395mm=5.39mm ，5） 计算载荷系数根据V=1.85m/s , 7级精度、由图10-8查得动载荷系数=1.08；直齿轮，;由表10-2查得使用系数为；由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑对称分布时，。由 ，查图10-13得，故载荷系数为 5) 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式10-10a得 ，7）计算模数m ，3、按齿根弯曲强度设计由式10-5的弯曲强度的设计公式为 1） 确定公式内的各计算数值2） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限为；3） 由图10-18取得弯曲疲劳寿命系数 ;4） 计算弯曲需用应力；取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由式10-12得5） 计算载荷系数K 6） 查得齿形系数。 。7） 查取应力校正系数，由表10-5查得8） 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大于由齿根去、弯曲疲劳强度计算的模数，由齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.7366，并就近的取标准模数值m=2.0mm，按接触强度算的分度圆直径为 算得的小齿轮齿数 取150；这样设计出的齿轮传动即满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算：（1）计算分度圆直径： 四、减速器的输出轴（即低速轴）设计算：输出轴的结构分析图：减速器输入轴上的齿轮受力分析图:1、求作用在低速轴齿轮上的力：低速轴上的输入功率P转速n，转矩T P3=3.23 n = T3= 已知低速级大齿轮的分度圆直径d=3002、确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取于是。输出轴的最小直径显然是安装在联轴器处轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故需选用联轴器型号。联轴器转矩按照计算转矩应该小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计 席伟光 杨 光和李波主编、2003年、高等教育出版社。表9-20选用YL9凸缘联轴器其公称转矩为，其孔径=38mm，故取=38mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3、轴的结构设计：拟定轴上零件的装配方案：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，轴段右端需制出轴肩，故取-段的直径=43左端用轴挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=48mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上=58mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=45.由机械设计课程设计席伟光 杨 光和李波主编、2003年、高等教育出版社，表9-16选用单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为d*D*7=50mm*110mm*29.25mm,故=45mm=45mm；而=29.25mm右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册查得30310型轴承的定位轴肩的高度为h=5mm。因此取=50mm。3）取安装齿轮处的周段-的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮廓的宽度为，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，故取h=5mm，所以轴环处直径，；4）根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取；，。5）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接。按由表机械设计6-1查得平键截面b*h=16mm*10mm,槽用键槽铣刀加工，长32mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的轴向定位由过度配合来保证。此处选轴的直径尺寸公差为m6。6）确定轴上圆角与倒角为，4、求轴上的载荷轴的弯矩图与扭矩图：首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，从机械设计课程设计席伟光 杨 光和李波主编、2003年、高等教育出版社，表9-16查取a=23。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图与扭矩图。从轴的弯矩图与扭矩图可以看出截面c是危险截面。现将列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总扭矩M扭矩按弯矩扭和应力校核轴的强度p380机械设计前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计查得。，故该轴安全。五、减速器的输入轴（即高速轴）设计算：输入轴的结构分析图：减速器输入轴上的齿轮受力分析图:1、求作用在高速轴齿轮上的力：已知高速大齿轮的分度圆直径确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取于是。考虑有键槽，将直径增大5%，则 则2、轴的结构设计：（1）拟定轴上零件的装配方案：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，轴段右端需制出轴肩，故取-段的直径=25mm 2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=5.由机械设计课程设计席伟光 杨 光和李波主编、2003年、高等教育出版社，表9-16选用单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为d*D*B=30mm*72mm*20.75mm,故=30mm=30mm；而=20.75mm右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册查得30310型轴承的定位轴肩的高度为h=5mm。因此取=35mm。3）取 已知齿轮廓的宽度为， ，；4）根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取；，。确定轴上圆角与倒角为.3、求轴上的载荷轴的弯矩图与扭矩图:首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，从机械设计课程设计席伟光 杨光和李波主编、2003年、高等教育出版社，表9-16查取圆锥滚子轴承30306。a=15.因此，作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图与扭矩图。从轴的弯矩图与扭矩图可以看出截面c是危险截面。现将列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总扭矩M扭矩4、 按弯扭合成应力校核轴的强度p380机械设计前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计查得。，故该轴安全。六、滚动轴承的选择及校核计算：根据根据条件，轴承预计寿命 16×300×6=28800小时 1、计算输入轴承 （1）已知n=738r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=304.5N ，初先两轴承为圆锥滚子轴承30309型 ，根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 ，FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0 ，故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y ，FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 ，FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 ，根据课本P263表（11-8）得e=0.68 FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 ，y1=0 y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本P263表（11-9）取f P=1.5 ，根据课本P262（11-6）式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算 P1=P2 故取P=750.3N 角接触球轴承=3 ，根据手册得30309型的Cr=23000N ，由课本P264（11-10c）式得 LH=16670/n(ftCr/P) =16670/738×(1×23000/750.3)3 =1047500h>28800h 预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知n=123r/min ，Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选30309圆锥滚子轴承 根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则 ，FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 FS1+Fa=FS2 Fa=0 任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 ，FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本P263表（11-8）得：e=0.68 ，FA1/FR1<e x1=1 y1=0 FA2/FR2<e x2=1 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2 根据表（11-9）取fP=1.5 ，根据式（11-6）得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)计算轴承寿命LH P1=P2 故P=1355 =3 ，据手册P71 30309型轴承Cr=30500N 根据课本P264 表（11-10）得：ft=1 ，根据课本P264 （11-10c）式得 Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>28800h 此轴承合格七、输入轴的工作图：八、输出轴的工作图：九、齿轮的工作图：十、总装配图：左视图：明细表：参考文献：1、机械设计 (第八版) 濮良贵 纪名刚主编2006年、高等教育出版社2、机械零件设计手册3、机械设计课程设计 席伟光 杨 光和李波主编、2003年、高等教育出版社4、机械设计课程设计简明手册 骆素君 朱诗顺 主编5、机械设计课程设计（周元康 林昌化 张海兵 编著 重庆大学出版社）