机械课程设计双级直齿圆柱齿轮减速器.docx
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机械课程设计双级直齿圆柱齿轮减速器
机械设计基础课程设计
COURSEPROJECT
题目：
双级直齿圆柱齿轮减速器
系别：
专业：
班级：
：
学号：
指导老师：
时间：
3.1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级………………………………
3.2初选主要参数…………………………………………………………………………
3.3按齿面接触疲劳强度计算……………………………………………………………
3.4确定模数………………………………………………………………………………
3.5按齿根弯曲疲劳强度校核计算………………………………………………………
3.6几何尺寸计算…………………………………………………………………………
3.7验算初选精度等级是否合适…………………………………………………………
4.1齿轮轴的设计……………………………………………………………………………
4.1.1确定轴上零件的定位和固定方式…………………………………………………
4.1.2按扭转强度估算轴的直径…………………………………………………………
4.1.3确定轴各段直径和长度……………………………………………………………
4.1.4求齿轮上作用力的大小、方向……………………………………………………
4.1.5轴承支承反力………………………………………………………………………
4.1.6弯矩图………………………………………………………………………………
4.1.7转矩图………………………………………………………………………………
4.1.8当量弯矩图…………………………………………………………………………
4.1.9判断危险截面并验算强度…………………………………………………………
输出轴的设计计算………………………………………………………………………
4.2.1确定轴上零件的定位和固定方式…………………………………………………
…………………………………………………………
……………………………………………………………
4.2.4求齿轮上作用力的大小、方向……………………………………………………
………………………………………………………………………
4.2.6弯矩图………………………………………………………………………………
4.2.7转矩图………………………………………………………………………………
4.2.8当量弯矩图…………………………………………………………………………
4.2.9判断危险截面并验算强度…………………………………………………………
第5章滚动轴承的选择及校核计算……………………………………………………6
5.1输入轴的轴承设计计算…………………………………………………………………
5.1.1初步计算当量动载荷P……………………………………………………………
5.1.2求轴承应有的径向基本额定载荷值………………………………………………
5.1.3选择轴承型号………………………………………………………………………
5.2输出轴的轴承设计计算…………………………………………………………………
5.2.1初步计算当量动载荷P……………………………………………………………
5.2.2求轴承应有的径向基本额定载荷值……………………………………………
5.2.3选择轴承型号……………………………………………………………………
6.1输入轴与联轴器联接键的选择及计算……………………………………………
6.2输出轴与联轴器联接键的选择及计算……………………………………………
6.3输出轴与齿轮联接键的选择及计算………………………………………………
7.1减速器与输送带联接联轴器选择………………………………………………………
7.1.1类型选择…………………………………………………………………………
7.1.2载荷计算…………………………………………………………………………
7.1.3型号选择…………………………………………………………………………
7.2电动机与减速器联接联轴器选择………………………………………………………
7.2.1类型选择…………………………………………………………………………
7.2.2载荷计算…………………………………………………………………………
7.2.3型号选择…………………………………………………………………………
第8章密封与润滑的设计……………………………………………………………9
8.1密封………………………………………………………………………………
8.2润滑………………………………………………………………………………
第9章箱体及各附件的设计…………………………………………………………10
9.1箱体…………………………………………………………………………………
9.2视孔盖和窥视孔……………………………………………………………………
9.3油螺塞………………………………………………………………………………
9.4油标…………………………………………………………………………………
9.5通气孔………………………………………………………………………………
9.6启盖螺钉……………………………………………………………………………
9.7定位销………………………………………………………………………………
9.8吊钩…………………………………………………………………………………
设计小结……………………………………………………………………………………10
参考文献…………………………………………………………………………………11
第1章机械设计课程设计任务书
1.1.设计题目
设计用于带式运输机的单级直齿圆柱齿轮减速器，如图如示。
参数
F
V
D
单位
N
m/s
mm
数据
2750
0.80
300
已知数据：
1.2.设计要求
1.减速器装配图A0一张
2.设计说明书一份约6000～8000字
1.3.课程设计目的
1.熟悉单级圆柱齿轮减速器的工作原理，设计与计算的方法；
2.运用所学的知识解决设计中所遇到的具体实际问题，培养独立工作能力，以及初步学会综合运用所学知识，解决材料的选择，强度计算和刚度计算，制造工艺与装配工艺等方面的问题。
3.熟悉有关设计资料，学会查阅手册和运用国家标准。
1.4.设计说明书的主要内容
封面（标题及班级、、学号、指导老师、完成日期）
目录〔包括页次〕
设计任务书
传动方案的分析与拟定（简单说明并附传动简图）
电动机的选择计算
传动装置的运动及动力参数的选择和计算
传动零件的设计计算
轴的设计计算
滚动轴承的选择和计算
键联接选择和计算
联轴器的选择
设计小结（体会、优缺点、改良意见）
参考文献
1.5.课程设计日程安排
表1课程设计日程安排表
1）
准备阶段
12月27日～12月27日
1天
2）
传动装置总体设计阶段
12月28日～12月28日
1天
3）
传动装置设计计算阶段
12月29日～12月31日
3天
4）
减速器装配图设计阶段
1月3日～1月7日
5天
5）
零件工作图绘制阶段
1月8日～1月9日
2天
6）
设计计算说明书编写阶段
1月10日～1月10日
1天
7）
设计总结和答辩
1月11日
1天
第2章传动装置的总体设计
2.1.传动方案拟定
原始数据:
带速V=0.8m/s；
滚筒直径D=300mm；
运输带工作拉力:
F=2750N
2.2.电动机的选择
1）、电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，价格低廉，维护方便，适用于无特殊要求的各种机械设备。
2）、电动机容量选择：
传动效率确实定：
式中参数：
—弹性联轴器的传动效率
—一对滚动轴承的传动效率
—8级精度的齿轮传动效率
—弹性联轴器的传动效率
—卷筒的传动效率
电机转速：
960
电动机所需工作功率为：
Ｐd＝ＰＷ／η总（kw）
ＰＷ＝ＦV/1000（KW）
所以：
电机所需的工作功率：
Pd =FV/1000η总
=（2750×0.8）/（1000×0.79）
=（kw）
选用电机型号为Y132s-6额定功率P=3.0kw
2.3.确定传动装置的传动比
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·V/〔π·D〕
=（60×1000×0.8）/〔300·π〕
=50.93r/min
总传动比i总=n电机/n卷筒
按展开式二级圆柱齿轮减速器推荐高级传动比i1=〔1.3～1.5〕i2，取i12，
得
取i1
i2=3.83取i2
2.4.传动装置的运动和动力设计
〔1〕计算各轴的转数：
Ⅰ轴：
nⅠ=n电动机=960〔r/min〕〔电机轴〕
Ⅱ轴：
nⅡ=nⅠ/i1
=960/=r/min
Ⅲ轴：
nⅢ=nⅡ/i2=/r/min
卷筒轴：
nⅣ=nⅢr/min
〔2〕计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴：
PⅠ=Pd×η01=Pd×η1
=×=（kw）
Ⅱ轴：
PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3
=8
=（kw）
Ⅲ轴：
PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η3
7
kw
卷筒轴：
PⅣ=PⅢ·η34=PⅢ·η2·η4
=6
kw
〔3〕计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅳ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=×0.98=KW
P’Ⅱ=PⅡ×η轴承=×0.98=KW
P’Ⅲ=PⅢ×η轴承=×0.98=KW
P’Ⅱ=PⅣ×η轴承=×0.98=KW
〔4〕计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=9550×5/960
=N·m
Ⅰ轴：
TⅠ=9550·PⅠ/nⅠ=9550×/960
=N·m
Ⅱ轴：
TⅡ=9550·PⅡ/nⅡ=9550×/
=N·m
Ⅲ轴：
TⅢ=9550·PⅢ/nⅢ=9550×/
=N·m
卷筒轴输入轴转矩：
TⅣ=9550·PⅣ/nⅣ=9550×/
=N·m
〔5〕计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅳ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：
则：
T’Ⅰ=TⅠ×η轴承
=×0.98=N·m
T’Ⅱ=TⅡ×η轴承
=1×0.98=1N·m
T’Ⅲ=TⅢ×η轴承
=4×0.98=8N·m
T’Ⅳ=TⅣ×η轴承
=4×0.98=N·m
综合以上数据，得表如下：
轴名
效率P〔KW〕
转矩T〔N·m〕
转速n
r/min
输入
输出
输入
输出
电动机轴
5
960
Ⅰ轴
960
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
第3章传动零件的设计计算
第一对齿轮传动的设计
.1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级
选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为220HBW，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBW。
齿轮精度初选8级
3.初选主要参数
Z1=20，u=Z2=Z1·u=20×=98
ψd
3.1.3按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值
载荷系数查教材表7-6取K=1.0
小齿轮名义转矩
T1=26.56×103N·mm
③齿数比u=
④许用应力
小轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得
=550MPa，由图7-23得
=260MPa，取安全系数
=1，
=1.25，许用应力为：
大轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得
=400MPa，由图7-23得
=170MPa，取安全系数
=1，
=1.25，许用应力为：
取两式计算中的较小值，即［σH］=400MPa
于是d1≥
=
=mm
3.1.4确定模数
m=d1/Z1/20mm=mm
由表7-1选取第一系列标准模数m=2
3.1.5按齿根弯曲疲劳强度校核计算
由齿根数Z1=20，Z2=98，查表7-8得齿形系数YF1=2.92,YF2=.代入校核公式:
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
3.1.6几何尺寸计算
d1=m·Z1=2×20=40mm
d2=m·Z2=2×98=196mm
a=m×（Z1+Z2）/2=2×（20+98）/2=118mm
大齿轮宽度b2=ψd×d1=×40=32mm圆整b2=35mm
取小齿轮宽度b1=b2+10mm=45mm
3.验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度:
v=π·d1·n1/〔60×1000〕
=3.14×40×960/〔60×1000〕
=2.01m/s
对照教材表7-4可知选择8级精度合适。
第二对齿轮传动的设计
3.选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级
选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为220HBW，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBW。
齿轮精度初选8级
3.初选主要参数
Z3=23，u=3.78Z4=Z3·u=23×=87
ψd
3.2.3按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
D3≥
确定各参数值
载荷系数查教材表7-6取K=1.0
小齿轮名义转矩
T2=×103N·mm
③齿数比u=
④许用应力
小轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得
=550MPa，由图7-23得
=260MPa，取安全系数
=1，
=1.25，许用应力为：
大轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得
=400MPa，由图7-23得
=170MPa，取安全系数
=1，
=1.25，许用应力为：
取两式计算中的较小值，即［σH］=400MPa
于是d3≥
=
=82mm
3.2.4确定模数
m=d3/Z3=82/23mm=mm
由表7-1选取第二系列标准模数m=3
3.2.5按齿根弯曲疲劳强度校核计算
由齿根数Z3=23，Z4=87，查表7-8得齿形系数YF3=2.92,YF4=4.代入校核公式:
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
3.2.6几何尺寸计算
d3=m·Z3=3×23=69mm
d4=m·Z4=3×87=261mm
a=m×（Z3+Z4）/2=3×（23+87）/2=165mm
大齿轮宽度b4=ψd×d3=×mm圆整b4=60mm
取小齿轮宽度b3=b4+10mm=70mm
3.验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度:
v=π·d3·n2/〔60×1000〕
=3.14×69×/〔60×1000〕
=m/s
对照教材表7-4可知选择8级精度合适
第4章轴的设计计算
齿轮轴的设计
4.1齿轮轴Ⅰ〔输入轴〕的设计
4.1.1按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBW，轴的输入功率为PⅠ=kw，转速为nⅠ=960r/min
根据教材P230〔13-2〕式，并查表13-2，取A=118
d≥
4.1.2确定轴各段直径和长度
〔1〕从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，圆整后取D1=22mm，又联轴器长度L=60mm
则第一段长度L1=58mm
〔2〕右起第二段直径取D2=25mm,根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm
〔3〕右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6206型轴承，其尺寸为d×D×B=30×62×16，那么该段的直径为D3=Φ30mm，长度为L3=20mm
〔4〕右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=35mm，长度取L4=10mm
〔5〕右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ44mm，分度圆直径为Φ40mm，齿轮的宽度为45mm，则此段的直径为D5=44mm，长度为L5=45mm
〔6〕右起第六段，应为轴Ⅱ两齿轮的安装留出充足空间,留出130mm的长度,D6=30mm
〔7〕右起第七段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D7=40mm，长度取L7=10mm
〔8〕右起第八段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D8=35mm，长度L8=18mm
4.1.3求齿轮上作用力的大小、方向
〔1〕小齿轮分度圆直径：
d1=40mm
〔2〕作用在齿轮上的转矩为：
T1=×104N·mm
〔3〕求圆周力：
Ft
Ft=2T1/d1=2××104/40=1330.N
〔4〕求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1330×tan20°=500N
Ⅱ〔中间轴〕的设计计算
4.2.1按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS，轴的输入功率为PⅡ=KW，转速为nⅡ=r/min
根据教材P230〔13-2〕式，并查表13-2，取A=118
d≥
4.2.2确定轴各段直径和长度
〔1〕轴应该增加5%，圆整后取D=35mm，右起第一段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×75×17，那么该段的直径为D1=35mm，长度为L1=20mm
（2）右起第二段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D2=40mm，长度取L2=15mm
（3）右起第三段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为Φ196mm，齿轮的宽度为35mm，则此段的直径为D3=45mm，长度为L3=35mm
（4）右起第四段,此处应留出60mm的距离以免齿轮打齿,则此段的直径为D4=50mm，长度为L4=60mm
（5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮Ⅲ的分度圆直径为Φ75mm，齿轮的宽度为69mm，则此段的直径为D5=75mm，长度为L5=70mm；
（6）右起第六段,留出直径为60mm,宽为6mm的一段距离.
（7）右起第七段，该段为滚动轴承的定位肩位置，则此段的直径为D7=40mm，长度为L7=10mm；
（8）右起第八段，该段为滚动轴承的安装位置，则此段的直径为D8=35mm，长度为L8=17mm；
4.3齿轮轴Ⅲ〔输出轴〕的设计计算
4.3.1按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS，轴的输入功率为PⅡ=kw，转速为nⅡ=r/min
根据教材P230〔13-2〕式，并查表13-2，取A=118
d≥
〔1〕从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，圆整后取D1=50mm，则第一段长度L1=112mm
〔2〕右起第二段直径取D2=65mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为55mm，则取第二段的长度L2=74mm
〔3〕右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6212型轴承，其尺寸为d×D×B=60×110×22，则该段的直径为D3=Φ60mm，长度为L3=22mm
〔4〕右起第四段，此处留出D4=65mm，长度取L4=113mm
〔5〕右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为Φ261mm，齿轮的宽度为60mm，则此段的直径为D5=75mm，长度为L5=60mm
〔6〕右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=80mm，长度取L6=16mm
〔7〕右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=60mm，长度L7=22mm
4.3.3求齿轮上作用力的大小、方向
〔1〕大齿轮分度圆直径：
d4=261mm
〔2〕作用在齿轮上的转矩为：
T4=4.1826
10
N·mm
〔3〕求圆周力：
Ft
Ft=2T4/d4=2×
10
/261=3204N
〔4〕求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=4341×tan20°=1166N
4.3.4轴承支承反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
L1为齿轮到A轴承距离L1=154mm，L2为齿轮到B轴承的距离L2=57mm
水平面的支反力：
RAH=
RBH==Fr—RAH
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0，那么RAV=RBV
轴承A总的支反力：
RA=
轴承B总的支反力：
RB=
4.3.5弯矩图
·m
垂直面上弯矩：
Mv=334.257N·m
合成弯矩：
4.3.6转矩图
T=
10
N·mm
4.3.7当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
4.3.8判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知Mca=481.2Nm,
［σ-1］=275MPa则：
σe=Mca/W=Mca/（0.1·D43）
=481.2×1000/（0.1×603）=22.28Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
以上计算所需的图如下：
第5章滚动轴承的选择及校核计算
5.1输入轴的轴承设计计算
5.1.1初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=616N
5.1.2求轴承应有的径向基本额定载荷值
（ε=3）
5.1.3选择轴承型号
查指导书表17-1，选择6206轴承，其材料Cr=19.5kN。
由课本p166公式〔10-4〕有：
故轴承寿命很充裕，符合要求设计。
5.2.1初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1580N。
5.2.2求轴承应有的径向基本额定载荷值
5.2.3选择轴承型号
查指导书表17-1，选择6212轴承，其材料Cr=47.8kN。
由课本p166公式〔10-4〕有：
故轴承寿命很充裕，符合要求设计。
第6章键联接的选择及计算
输入轴与联轴器联接采用平键联接
此段轴径d1=22mm,L1=58mm
查手册得，选用C型平键，得：
公称尺寸b×h=8×7GB1096-79L=L1-b=58-8=50mm
T=N·mh=7mm
σp=2·T/（d·k·L）=4·T/（d·h·L）教材p236公式（13-8）
=4××
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