单级直齿圆柱齿轮减速器课程设计.doc

焦作大学机电工程学院机械设计基础课程设计说明书设计题目：单级直齿圆柱齿轮减速器专 业：机械制造与自动化班 级：10186设 计 者：第四组指导教师：刘敬平机械制造与自动化教研室2011年12月本组简介本 组：10186班 第4组组 长：王俊亚副组长：彭彦彦成 员：张洪超，朱亚茹,苏慧，赵纪伟，张艳杰。设计任务分配：设计内容设计者页码齿轮的设计与校核（含零件图）张洪超4轴的设计与校核（含零件图）赵纪伟7键的选择与校核苏慧12轴承的选择张艳杰12箱体的设计朱亚茹15总装图的绘制王俊亚排版王俊亚目 录1 设计任务书32 设计说明书42.1 齿轮的设计与校核42.2 轴的设计与校核72.3 键的选择与校核122.4 轴承的选择122.5 减速器箱体的设计153 设计小结16参考书目171 设计任务书一、工作简图图1 单级直齿圆柱齿轮减速器齿轮传动设计二、原始数据减速器传递功率（P/kW）：3.4主动轴转速n1(r/min)：380减速器传动比i:2.5箱体材料：铸铁三、工作条件：每日工作时速24h，连续单向运转，载荷平稳，室内工作；工作年限5年；最高工作温度60。四、设计工作量： 减速器总装图1张（A1）； 从动轴、从动齿轮、主动齿轮（含轴）零件图3张（A3）； 设计说明书1份。2 设计说明书计 算 及 说 明结 果一、 齿轮设计由于是没有特殊要求的传动，选择一般材料。有表12-6选取：齿轮45号钢调质，齿面硬度好HBS=220；大齿轮45号钢正火，齿面硬度HBS=190；齿面硬度HBS350，又是闭式传动，故按齿面接触强度设计，齿根弯曲强度校核。小齿轮45号钢调质HBS=220；大齿轮45号钢正火，齿面硬度HBS=190按齿面接触疲劳强度设计;a48.5(i+1)(1) 选择载负荷系数K：因负荷有冲击且齿轮非对称布置由表9.1，选K=1.5(2) 对一般用途的减速器，选=0.4(3) 计 算 转 换 距： =9.551059.55106 =0.85105（Nmm）(4) 确定计用应力由图17.10.4查取=560(MPa); =380(MPa)由表17.10.2查取 SH=1.1 1=(MPa)； 2=(MPa)(5) 按齿轮面接触疲劳强度设计中心距a;取两者最小值代入接触疲劳强度公式设计a48.5(i1) =48.5(2.5+1)=182拟取中心距a=182mm;则模数由表12-1(6) 确定模数m和齿数z：m=（0.0070.02）a=1.2743.64 12.12.1，取m=3mm齿数：z1= 34)15.2(31822)1(2=+=+ima z2=iz1= 85 (7) 计算中心距a=（z1+z2）=（34+85）=179mm故合适校核齿轮弯曲疲劳强度：=(1) 选择齿形系数和齿根应力集中系数由表17.10.1查得，,(2) 计算齿宽b：a=179mm， =0.4 b=a=0.4179=71.6mm,(3) 确定许用弯曲应力：由图17.10.2查的由表17.10.2查得;=210 MPa, =160 MPa得： 1= MPa 1= MPa(4) 校核齿轮弯曲疲劳强度：=1=1(5) 计算齿轮圆周速度:(6) 由表17.6.3知可用8级精度计 算 齿 轮 的 主 要 尺 寸：(1) 分度圆直径d：d1=mz1=104mm d2=mz2=255mm(2) 齿顶圆直径da：da1=m(z1+2)=108mm da2=m(z2+2)=261mm(3) 齿根圆直径df：df1=m(z12.5)=94.5mm df2= m( z2 2.5)=247.5mm ha= ha=3mm(4) 齿全高h: hf = m(h+)=3（1+0.25）=3.75mm h = ha+hf =6.75mm(5) 齿宽b：b2=a=0.4182=72.8mm b1= b2+（612）mm=82.8mm(6) 跨侧齿数k: k1=0.111z1+0.5=0.11134+0.5=4.274 k2=0.111z2+0.5=0.11185+0.5=9.935(7) 公法线长度W：W1=m2.9521(k1-0.5)+0.014z1 =32.9521(4.275-0.5)+0.01434=34.861mm W2= m2.9521(k2-0.5)+0.014z2 =32.9521(9.935-0.5)+0.01485=87.129mmK=1.5=0.4T1=0.85105（Nmm）SH=1.11=509(MPa)2=345(Mpa)a=182m=3（mm）z1=34，z2=85a=179mm取b=72mm1=48 MPa1=18MPaV=2.69m/s强度足够8级精度d1=104mmd2=255mmda1=108mmda2=261mmdf1=94.5mmdf2=247.5mmha=3mmhf=3.75mmh=6.75mmb2=72.8mmb1=82.8mmk1=4.274k2=9.935w1=34.861mmw2=87.129mm二、主轴的设计选择轴的材料，确定许用应力，选45钢，正火处理，查表11.1.1到其硬度为170271HBS，抗拉强度查表11.5.4得到用弯曲应力计算轴的最小直径，查表11.5.1得到C=115，因此有：考虑该段轴上有键槽，拟取d=30mm。对轴进行结构设计，考虑轴上零件的位置核固定方式，以及结构工艺性，按比例绘制出的结构草图：具体结构设计过程如下：(1) 确定轴上零件上的位置和定位，固定方式，由于是单机齿轮减速器，应该把齿轮布置在箱体内壁的中间，轴承对称布置在齿轮的两边，齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现轴向固定。两端轴靠承肩和套筒实现轴向定位和固定。靠过盈配合实现轴向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向固定。(2) 确定各轴段的直径：外伸端直径为30mm，为了实现滚筒能轴向固定，在轴的外伸端应设计出一个轴肩，因轴承也要安装在这一轴端上，所以通过右端轴承盖的这一轴段应取直径35mm，考虑带便于拆装，与轴承接触的轴端比安装轴承的轴段直径略小，取33mm，按要求，查轴承的标准手册选用两个6206型的两个深沟球轴承，故安装在左端轴承的轴颈直径也是35mm，为了便于齿轮的装配，齿轮处的轴头直径为54mm，用于齿轮定位的轴环直径为57mm。(3) 确定轴的各段长度：齿轮轮毂的宽度为115mm，故齿轮处轴头的长度为113mm，有轴承的标准手册查的6206型轴承的宽度为17mm，同时齿轮两端面，轴承端应与箱体内壁保持一定的距离，所以左边轴头取31mm，右侧穿过头盖的轴段的长度取为31mm，与滚筒处的轴头长度取80mm，由图(1)知，轴的支跨距为I=191mm校核轴的强度计算齿轮上所受得圆周力和径向力；Ft=Ft1=Ft2=Fr=Fr1=Fr2=Fttan=1635tan20=589N绘制水平内弯距图，如图2(a),两支承端的约束力为:FhA=FhB=817.5N。截面C处的弯矩为：绘制垂直面内弯距图2(b)两支承端的约束力为N。截面C处的弯矩为：绘 制 合 成 弯 矩 图，如 图2(c)绘制扭矩图，如图2(d)齿轮与套筒之间的扭矩为：T=960086绘制当量弯矩图，如图2(e)，因为轴为单位向传动，所以扭矩为脉动循环，折合系数为危险截面C处的弯矩为;计算危险截面C处满足强度要求的轴径：由于C处有键槽，故将轴径加大5%。即13.461.05=14.133(mm)，而结构设计草图中，该处的轴径为45mm，故强度足够。绘制轴的工作图。三、从动轴的设计。选择轴的材料，确定许用应力，选45钢，正火处理，查表11.1.1其硬度为170217HBS。抗拉强度=600MPa查表11.5.4得到弯曲应力。计算轴的转速：计算轴的最小直径，查表11.5.1得到C=115，因此有：该段轴上有键槽，对轴进行结构设计。考虑轴上零件的位置和固定方式，以及结构工艺性，按比例绘制出轴的结构草图：具体结构设计过程如下：(1) 确定轴上零件的位置和定位，固定方式，由于是单机齿轮减速器， 固定，轴通过两端轴承盖实现轴向固定。(2) 确定各轴段的直径：外伸端直径为55mm，为了实现滚筒能轴向固定，在轴的外伸端应设计出一个轴肩，因轴承也要安装在这一轴端上，所以通过右端轴承盖的这一轴段应取直径64mm，考虑带便于拆装，与轴承接触的轴端比安装轴承的轴段直径略小，取52mm，按要求，查轴承的标准手册选用两个6211型的两个深沟球轴承，故安装在左端轴承的轴颈直径也是55mm，为了便于齿轮的装配，齿轮处的轴头直径为60mm，用于齿轮定位的轴环直径为70mm。(3) 确定轴的各段长度：齿轮轮毂的宽度为106mm，故齿轮处轴头的长度为104mm，有轴承的标准手册查的6211型轴承的宽度为21mm，同时齿轮两端面，轴承端应与箱体内壁保持一定的距离，所以左边轴头取33mm，右侧穿过头盖的轴段的长度取为53mm，与滚筒处的轴头长度取70mm，由图(3)知，轴的支跨距为I=191mm校核轴的强度计算齿轮上所受得圆周力和径向力；Ft=Ft1=Ft2=Fr=Fr1=Fr2=Fttan=1635tan20=589N绘制水平内弯距图，如图2(a),两支承端的约束力为FhA=FhB=817.5N截面C处的弯矩为：绘制垂直面内弯距图2(b)两支承端的约束力为N。，截面C处的弯矩为：绘 制 合 成 弯 矩 图，如 图2(c)绘制扭矩图，如图2(d)齿轮与套筒之间的扭矩为：T=9550绘制当量弯矩图，如图2(e)，因为轴为单位向传动，所以扭矩为脉动循环，折合系数为危险截面C处的弯矩为;计算危险截面C处满足强度要求的轴径：由于C处有键槽，故将轴径加大5%。即38.49x1.05=40.4145(mm)，而结构设计草图中，该处的轴径为60mm，故强度足够。绘制轴的工作图Ft1=1635NFr1=589NFhA=817.5N=78.07(N)=294.5(N)=28.12=68.87T=86=74.056d取45=152取d=40mm，Ft1=1635 NFr1=589NFhA=817.5NFhB=817.5NMhC=78.07（Nm）FVa=294.5NFvB=294.5NMVc=28.12（Nm）Mc=68.87（Nm）T=347.27（Nm）Mec=211.7（Nm）取d=60mm四、从动轴轴承的选择1.画出轴承受简力图（如图所示）：2.计算轴承当量动载荷。轴承仅受径向力作用，径向力为：初步选择轴承的型号为6211，查得轴承.查表深沟球轴承（摘自GB/T276-1994)可得。【】3. 计算轴承所需基本额定 动载荷值：上式中查表12.3.1（常温工作）得，=3 五、主轴轴承的选择 六、键的选择与校核一、主轴上与齿轮相连的键的校核：（1）计算键受到的作用力F： 由M=F得=3164.71(N)（2）校核抗剪强度：计算剪切力 Fq由截面法得：FQ=F=3164.71N计算剪切面面积Aj，Aj=14=546.24（mm2）计算剪切工作应力 =5.79MPa（3）校核抗挤压强度：计算挤压作用力Fjy Fjy =F=3164.71N 计算挤压面面积Ajy 217（mm2）计算挤压工作应力 =14.58所以键的强度足够二、 主轴上另一键的校核（1） 计算键受到的作用力F由M= 得（2） 校核抗剪强度：计算剪切力 Fq由截面法得：计算剪切面面积Aj, Aj=1497.86（mm2）计算剪切工作应力, = =MPa(3)校核抗挤压强度 计算挤压作用力Fjy Fjy=F=5969.49(N)计算剪切面面积Ajy 4（mm2）计算挤压工作应力 =所以键的强度足够三、从动轴上与齿轮相连的键的校核（1）计算键受到的作用力F： 由M=F得（2）校核抗剪强度：l 计算剪切力 Fq由截面法得：7200(N)l 计算剪切面面积Aj=1730.34（mm2）l 计算剪切工作应力 =（3）校核抗挤压强度：计算挤压作用力Fjy Fjy=F=7200(N)计算剪切面面积Ajy Ajy=计算挤压工作应力 =所以键的强度足够四、从动轴另一键的校核（1）计算键受到的作用力F 由M=F得（2）校核抗剪强度：计算剪切力 Fq由截面法得：8308(N)计算剪切面面积Aj Aj=797.86( mm2)计算剪切工作应力, =（3）校核抗挤压强度：计算挤压作用力Fjy Fjy=F=8308(N)计算剪切面面积Ajy ( mm2)计算挤压工作应力 =所以键的强度足够七、箱体设计 =0.025a+3m=0.025179+3=7.4758mm箱座壁厚： 所以 取10mm箱盖薄厚：1=0.02a+3=0.02179+3=6.588mm 所以1取8mm箱盖凸缘壁厚： b1=1.5=1.58=12mm箱座凸缘厚度： b=1.5=1.510=15箱座底凸缘厚度： b2=52.5=2.10=25mm地脚螺栓直径 ：mm轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75df=0.7518.444=13.833mm 取M16盖与座连接螺栓直径： d2=0.5 df=0.518.444=9.222mm 取M10连接螺栓d2d的距离： l=150mm， 轴承端盖螺钉直径：d3=0.4df=0.418.444=7.3776mm检查孔盖螺钉直径： d4=0.3df =0.318.444=5.5332mm 定位销直径： d=0.7d2=0.77.7334=5.41338mm df以 M18为准取30mmdf d1 d2至外箱壁的距离 C1 d1以M14为准取22mm d2以M1为准取16mm df 以M18为准取26mm df d2凸缘边距的距离 C2 d2以M10为准取14mmP=294.5NCr=866.92(N)Cr=33500（N） F=3164.71N FQ=3164.71NAj=546.24（mm2）=5.79MPaAjy =217（mm2）=14.58MPaAj=1497.86（mm2）=3.80MPaFjy=