机械设计大作业

1、设计说明书二级斜齿圆柱齿轮减速器轴系设计 学 院：机 械 工 程 学 院 专 业：过程装备与控制工程 班 级：过控2班 姓 名：陈增源 学 号：201302071403 指导老师：姜少飞 时 间：2016.1.1一 设计任务书1 已知条件-42要求-4二 运动参数的确定-41已知条件-42计算过程-5三 齿轮的设计计算-6低速级大齿轮设计-61选精度等级、材料及齿数-62按齿面接触强度设计-6（1） 确定公式内各计算数值-6（2） 计算-83、 按齿根弯曲强度设计-9（1）确定公式内各计算数值-9（2）计算-10低速级小齿轮设计-121选精度等级、材料及齿数-122、按齿面接触强度设计-12（

2、1）确定公式内各计算数值-13（2）计算-133 按齿根弯曲强度设计-14（1）确定公式内各计算数值-14（2）计算-14中间轴两齿轮结构-174、 轴系设计-171、 求中间轴的转矩-182、 求作用在齿轮上的力-18363、 初步确定轴的最小直径-184、 轴的结构设计-19（1） 拟定轴上零件的装配方案 -19（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-19（3）轴的周向定位-19（4）轴上圆角与倒角尺寸-20（5）求轴上载荷-21（6）扭合成应力校核轴的强度-22（7）精确校核轴的疲劳强度-22（8)轴承的校核-24 (9)键的校核-24参考文献-24一、设计任务书1、已知条件如图

3、所示二级斜齿圆柱齿轮减速器，己知中间轴传递功率P=40kW，转速n2=200r/min，齿轮2的分度圆直径d2=688mm，螺旋角212º50，宽度b2=230mm，齿轮3的分度圆直径d3=170mm，螺旋角310º29，宽度b3=230mm，轴的材料为45钢调质。2、要求试设计中间轴系，画出装配图和轴的零件图二、运动参数的确定1、各运动参数的关系设所选电动机的输入功率为，转速为列出关系表如下： 轴参数IIIIII工作轴转速 功率转矩 ，分别表示、轴和工作轴的转速（r/min），分别表示、轴和工作轴的输入功率（kW），分别表示、轴和工作轴的扭矩（Nm），分别表示总传动比，高

4、速级传动比和低速级传动比，联轴器的效率、圆柱齿轮传动效率，一对滚动轴承的效率2、计算过程1）两级齿轮减速器的传动比范围为8401令总传动比 2）常取，令，=4 3）取，1。4）已知为40kw,得轴参数电机轴IIIIII工作轴转速120012002005050功率42.241.44038.637.6转矩336.2329.51910.07372.67189.0传动比1641效率0.980.9650.9650.975三、齿轮的设计计算设计内容计算及说明结果A高速级齿轮设计1、选精度等级、材料及齿数2、按齿面接触强度设计3、按齿根弯曲强度设计B低速级齿轮设计1、选精度等级、材料及齿数2、按齿面接触强度

5、设计3、按齿根弯曲强度设计C、中间轴两齿轮结构1）该减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）2）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。3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数（1）确定公式内各计算数值1） 试选。2） 计算小齿轮传动转矩。3） 由2205页表10-7选取齿宽系数。4） 由2201页表10-6查得材料弹性影响系数为。5） 由2210页图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限。6） 初步确定该减速器寿命为10年，每天工作10小时由2206

6、页式10-13计算应力循环次数 7） 由2207页图10-19取接触疲劳寿命系数，。8） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由2205页式10-12得9） 许用接触应力为10） 由2217页图10-30选取区域系数 。11） 由2215页图10-26查得，则。 （2）计算1） 计算小齿轮分度圆直径2） 计算圆周速度3） 计算齿宽和模数4） 计算纵向重合度5） 计算载荷系数由2193页表10-2选取使用系数；根据，7级精度，由2194页图10-8查得；由2197页表10-4查得；由2198页图10-13查得；由2195页表10-3查得。故载荷系数为6） 按实际的载荷系数校

7、正所算得的分度圆直径，由2204页式10-10a得7） 计算模数（1）确定计算参数1） 计算载荷系数2） 根据纵向重合度，从2217页图10-28查得。3） 计算当量齿数4） 查取齿形系数由2200页表10-5查得，5） 查取应力校正系数 由2200页表10-5查得，6） 由2208页图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限7） 由2206页图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，8） 计算弯曲强度许用应力取弯曲疲劳安全系数，由2205页式10-18得 9） 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）计算1） 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲

8、劳强度计算的法面模数，取。为了能同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，。2）中心距计算将中心距圆整为。3）修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。4）计算大小齿轮分度圆直径5）计算齿轮宽度圆整后取，。设计条件：，1）该减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）2）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。3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数按2218页公式10-21试算，即：（1）确定参数1） 试选。2） 计算小齿轮传动转矩。3） 由22

9、05页表10-7选取齿宽系数。4） 由2201页表10-6查得材料弹性影响系数为。5） 由2209页图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限。6） 由2206页式10-13计算应力循环次数7） 由2207页图10-19取接触疲劳寿命系数，。8） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由2205页式10-12得9） 许用接触应力为由2217页图10-30选取区域系数。10） 由2215页图10-26查得，则。（2）计算1） 计算小齿轮分度圆直径2） 计算圆周速度3） 计算齿宽和模数4） 计算纵向重合度5） 计算载荷系数由2193页表10-2选

10、取使用系数；根据，7级精度，由2194页图10-8查得；由2197页表10-4查得；由2198页图10-13查得；由2195页表10-3查得。故载荷系数为6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2204页式10-10a得7） 计算模数按2216页式10-17计算，即（1）确定计算参数 1） 计算载荷系数2） 根据纵向重合度，从2217页图10-28查得。3） 计算当量齿数4） 查取齿形系数由2200页表10-5查得，5） 查取应力校正系数由2200页表10-5查得，6） 由2208页图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限7） 由2206页图10-18查得弯曲疲

11、劳寿命系数，8） 计算弯曲强度许用应力取弯曲疲劳安全系数，由2205页式10-18得 9） 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）计算 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取。为了能同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，。将中心距圆整为382mm。因值改变不多，故参数、等不必修正。圆整后取，。小齿轮：大齿轮：级别 齿宽小齿轮2510.986155大齿轮12612.8951107级精度小齿轮材料为40Cr（调质），大齿轮材料为45钢（调质）。u=67级精度小齿轮材料为40Cr（调质），大齿轮材料

12、为45钢（调质）。u=4四、轴系设计 设计内容计算及说明结果1、求中间轴的转矩2、求作用在齿轮上的力3、初步确定轴的最小直径4、轴的结构设计5、求轴上载荷6、按弯扭合成应力校核轴的强度7、精确校核轴的疲劳强度8、轴承的校核9、键的校核已知：功率 转速计算得 已知齿轮参数 ，计算得已知轴的材料为45钢，调制处理。根据2370页表15-3取。根据2370页式15-2初步估算轴的最小直径。（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） 初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照轴的最小直径为，初步选择为30315，其基本尺寸

13、为故取 小齿轮的右端和大齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，故轴环处的直径为。2） 左右两端轴承与齿轮之间均采用套筒定位。已知小齿轮轮毂的宽度为155mm，大齿轮轮毂的宽度为110mm。为了使套筒可靠地压在齿轮上，这两个轴段应该略短于轮毂宽度，故取，3） 小齿轮距箱体内壁15mm，大齿轮距箱体内壁20mm，两个齿轮之间距离为20mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为2mm，而 已知轴承宽度，则由结构设计可得，根据b>1.4h,取 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴的周向定位两个齿轮与轴之间的周向定位均采用平键连接。按由2106页表6-1查

14、得平键截面，键槽用铣刀加工，左边键槽长为120mm，右边键槽长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为滚动轴承的周向定位是靠过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4）轴上圆角与倒角尺寸参照2365页表15-2，取轴端倒角为，圆角半径视情况而定。画出轴的受力简图，求出各个载荷如下（只表示大小）载荷垂直面V水平面H支反力F弯矩M总弯矩，扭矩T进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据2373页式15-5及表-5中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取（2373页），轴的计算应力为轴的材料为45钢，调制处理，

15、由2362页表15-1查得。因此，故安全。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II、V处过盈配合引起的应力集中最严重，但II、V处不受扭矩，因而II、V处可以不用校核。截面A、III、IV、C和D处受到的载荷和应力集中均不如II处，因而也不要校核。而从受载的情况看，截面B上的应力最大，但应力集中不大，因而截面B也不用校核。 1）已知参数 ，（2）确定径向力（3）确定派生力由手册3查得30314的e=0.35,Y=1.7（4）确定轴向载荷，则右端轴承被压紧，所以：（5）确定当量动载荷因机械在和性质较为平稳，则取1。，则X=1,Y=0。，则X=0.4,Y=1.7。,则只需验证右端轴承。（6）验算轴承寿命其中，取温度系数，基本额定动载荷C=21800