机械课程设计减速器范例.doc

机械设计
课程设计说明书

设计题目：

专 业： 机械设计制造及其自动化
姓 名
学 号

指导教师：
年 月 日

目 录

计 算 及 说 明
主 要 结 果

一、 设计原始数据 见任务书
二、 电动机的选择：

1． 电动机所需功率：

式中，为传动装置的总效率， 为曲柄轴上的最大转矩，可由下式计算：
带传动效率，轴承传动效率，齿轮传动效率，联轴器传动效率，则
传动装置总效率：
综上，选择电动机（型号），额定功率，额定转速；
三、 传动比分配：
电动机满载转速；
那么，机构总传动比；
取带传动传动比；
则高速齿轮传动比与低速齿轮传动比为

又因为
则，
四、 带设计：
1.普通带型号
6.初拉力

7.作用在轴上的载荷

五、 传动装置的运动和动力参数：
1. 各轴转速
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
2. 各轴输入功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴

3. 各轴输入转矩
电动机的输出转矩：

Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴

Ⅰ-Ⅲ轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率；
运动和动力参数计算结果整理于下表：

,
,

电动机

轴名
效率
转矩
转速

传动比

效率

输入
输出
输入
输出
电机轴

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

六、 齿轮的传动计算
Ⅰ.高速级齿轮
（一）选择材料，确定许用应力
1． 材料
2． 确定许用弯曲应力
(1) 总共作用时间 由已知，总共作用时间

(2) 寿命系数YN 由式弯曲应力循环次数

由图，取寿命系数
(3) 弯曲疲劳极限 由图，取极限应力

(4)尺寸系数 估计模数，由图,取尺寸系数

(5)安全因数 参照表1，取安全因数
(6)计算许用弯曲应力 由式(),

3.确定许用接触应力
(1)寿命系数 接触应力循环次数
，
由图，取接触强度计算的寿命系数，
(2)接触疲劳极限 由图，取极限应力

(3)安全因数 参照表，取安全因数
(4)许用接触应力 由式及，许用接触应力

（二）选择齿数，齿宽系数及精度等级
（1）初取齿数
初取小齿轮齿数,则大齿轮齿数
圆整取
（2）选择齿宽系数及精度等级
取齿宽系数，初估小齿轮直径，
则齿宽
取大齿轮齿宽
齿轮圆周速度
选6级精度等级
（三）确定载荷系数
（1）使用系数 由表取
（2）动载系数 由取
（3）齿向载荷分布系数 由图取
（4）齿间载荷分配系数 由齿轮切向力
及条件

查表取
（5）计算 由式(载荷系数

（四）重合度计算
初估螺旋角（可以直齿），依据式及表公式可求得
（1）端面重合度

（2）纵向重合度

（3）总重合度

（五）齿根抗弯疲劳强度计算
（1）齿形系数 当量齿数

查图1，取
（2）应力修正系数
由图，取
（3）重合度系数 端面压力角

基圆螺旋角

由式可得当量齿轮端面重合度

于是，由式（）可得重合度系数

（4）螺旋角系数 查图，取
（5）由齿根抗弯疲劳强度条件求模数 由于

故由式（，为满足齿根抗弯疲劳强度条件，则需使模数

取标准模数
（六）确定主要参数
（1）中心距 初算中心距
圆整取
（2）螺旋角 满足几何条件的螺旋角

（3）验算传动比误差
实际齿数比
传动比误差
满足使用要求
（4）计算分度圆直径
与初估相差不大

（5）齿轮宽度
取大齿轮齿宽
小齿轮齿宽
（七）齿面接触疲劳强度验算
（1）弹性系数 查表
（2）节点区域系数 查图
（3）重合度系数 由式）

（4）螺旋角系数 由式（18-27），

（5）校核齿面接触疲劳强度 由式，齿面接触应力

故，齿面接触疲劳强度足够；
（八）齿面静强度验算
（1）确定许用接触应力参照表，取静强度安全因数；由图18-21，取寿命系数；于是由式（18-22），许用接触应力

（2）校核齿面静强度 根据过载条件，由式（18-22），齿面最大接触应力

齿面静强度足够
（九）齿根抗弯静强度验算
（1）确定许用接触应力 参照表18-11，取静强度安全因数；由图18-25，取寿命系数；于是由式（18-23），许用接触应力

（2）计算齿根弯曲应力 由式（18-18），及

（3）求最大弯曲应力并校核强度 由式（18-22），最大弯曲应力

静强度满足要求
Ⅱ.低速级齿轮 （同高速级）
七、 减速器机体的尺寸设计
机座壁厚度：
机盖壁厚度：

机座凸缘厚度：
机盖凸缘厚度：
机座底凸缘厚度：
地脚螺钉直径：

地脚螺钉数目：
轴承旁联接螺栓直径：

机盖与机座联接螺栓直径：

联接螺栓间距：
轴承端盖螺钉直径：

窥视孔盖螺钉直径：

定位销直径：
至外壁距离：
至凸缘边缘距离：
轴承旁凸台半径：
轴承旁凸台高度：
外机壁至轴承座端面距离：
大齿顶圆与内机壁距离：
齿轮端面与内机壁距离：
机盖机座肋板厚度：

地脚沉头座直径：40mm
十二、 轴的设计
由式（20-2）各轴的直径
，
查表20-3，对于40Cr材料的轴C=106-98。轴上有键槽时，会削弱轴的强度。对于直径的轴，单键时轴径增大5%-7%，双键时增大10%-15%，故

中间轴各轴段设计：
1
2
3
4
5

1.各段轴的直径
轴段1为轴承径，其直径应符合轴承内径标准，且，由此选定。因此，轴承代号为32007。
轴段2与齿轮配合，且便于安装，取其标准系列
轴段3为定位轴肩，轴肩高度
取，则
轴段4与齿轮配合，
轴段5为轴承径，直径与相同
2.各段轴的长度
轴段2的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度l=62mm，取轴段2的长度略小于轮毂宽度
轴段1的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定：

轴段3为两轴间位置取
轴段5的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定：

轴段4的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度l=44mm，取轴段4的长度略小于轮毂宽度
十三、 键的选择及强度校核
（一）连接带轮处
1.确定键的类型和尺寸
带轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照带轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。
2.强度验算
因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）

式中

由表15-1查取许用挤压应力为
故，满足强度要求
（二）.Ⅱ轴大轮处
1.确定键的类型和尺寸
6级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通双平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。
2.强度验算
因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）

式中

由表15-1查取许用挤压应力为，此处用双平键，按1.5倍强度计算
故，满足强度要求
（二）.Ⅲ轴大轮处
1.确定键的类型和尺寸
6级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通双平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。
2.强度验算
因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）

式中平键，按1.5倍强度计算
故，满足强度要求
十四、 轴承寿命计算及静强度
由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴二轴承的寿命。
（一）两轴承所受径向载荷
由上，轴强度的计算知

（二）计算轴承所受的轴向载荷
1.计算内部轴向力
轴承型号32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为

由表21-11，圆锥滚子轴承的内部轴向力，则

轴承Ⅱ 故,则

(四)寿命计算
因
寿命高于43800 ，故满足寿命要求。
十五、 轴的强度校核
1．画轴的空间受力图
将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；
2．作垂直平面受力图和水平平面受力图，求出作用于轴上的载荷
齿轮II切向力：

3．作出垂直平面弯矩和水平平面弯矩图
垂直平面弯矩：
截

十六、 参考文献
《机械原理与机械设计》上册、下册
主编：张策 副主编：陈树昌 孟彩芳 机械工业出版社
《新编机械设计课程设计图册》
主编：陈铁鸣 高等教育出版社
《机械设计课程设计指导书》（第二版）
主编：龚桂义 高等教育出版社
《机械设计手册》