毕业设计（论文）直齿圆柱齿轮减速器CAD

1、摘 要减速器是一种用途十分广泛且比较经典型的机械装置。减速器的设计历来是机械设计中经典的项目之一。而减速器中设计难度最大的部件当数减速器的齿轮轴。齿轮轴是支撑轴上零件、传递运动和动力的关键部件，其设计不同于一般零部件的设计，它包含两个主要内容：强度设计和结构设计。为了保证其足够的工作能力，一般必须对轴进行强度计算，必要时还要做刚度计算、震动稳定性计算等；为了保证安装在轴上的零件能正确地定位和固定以及轴的加工和装配的要求，必须合理地定出轴各部分形状和结构尺寸，也即进行结构设计。实际设计中，强度计算和结构设计互相关联、互相影响，需要不断地交互。不仅如此，轴在减速箱体中的装配位置、轴上零件的结构及装

2、配都会直接影响着轴的结构及强度，从而使齿轮轴的设计复杂化，成为减速器设计的“瓶颈”。本文的研究在于探讨开发实用程序，实现减速器齿轮轴设计的自动化，使轴的强度计算、结构设计、工作图绘制一体化，真正体现计算机辅助设计系统的特点，从而提高产品设计效率和设计质量，也使设计人员从繁重的设计中解放出来。关键词：cad 机械制图 一级圆柱齿轮减速器 目 录绪论11、设计带式输送机的传动装置12、电动机的选择2 2.1电动机的类型和结构的选择22.2电动机功率的选择22.3电动机转速的选择22.4电动机型号的确定33、传动比的计算与分配33.1总传动比的计算33.2各级传动比的分配34、传动件的设计计算34.

3、1选精度等级、材料及齿轮数34.2按齿轮接触强度设计34.3按齿根弯曲强度设计54.4几何尺寸设计65、输送机中带传动设计76、高速轴用联轴器的设计计算96.1计算转矩96.2第二个联轴器的设计计算97、轴的设计计算10 7.1从动轴设计107.2主动轴的设计138、键联接的选择及校核计算16结论17致谢辞18参考文献18附图19绪 论减速器是一种动力传达装置，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并的到较大转矩的机构。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新。一级圆

4、柱齿轮减速器是机械行业常用的一种减速设备，通过对该减速器的设计，充分利用autocad2006强大的绘图功能。将传统设计与计算机技术有机结合，使减速器设计更精确，方便简洁，实用可以熟悉机械设计的基本过程，并进一步提高运用机械原理与零件、cad、力学知识的能力。实现减速器齿轮轴设计的自动化，使轴的强度计算，结构设计，工作图绘制一体化，真正体现计算机辅助设计系统的特点，从而提高产品设计质量，缩短产品的设计周期。1、带式输送机中传动装置的设计运动简图如图1-1所示： 图1-1 带式输送机传动装置运动简图1.电动机； 2. 轴承； 3. 联轴器； 4齿轮； 5.齿轮轴原始数据：已知条件如下表1-1所示

5、:表1-1 带式输送机原始数据输送带拉力 f/n输送带速度 v/m.s滚筒直径 d/mm17001.4220工作条件：a.两班制工作，使用年限10年；b.运输角度最大15（上运）； c.单向提升，载荷平稳；d.输送带速度允许误差为5%；e.露天运行，环境调节较差；f.运送小批量矿石。2、电动机的选择 2.1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式y（ip44）系列的电动机。 2.2电动机容量的选择 1） 工作机所需功率pw pw3.4kw 2） 电动机的输出功率 pdpw/ 0.904 pd3.76kw 2.3电动机转速的选择 nd（i1?i2i

6、n）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 2.4电动机型号的确定 电动机型号为y132m1-6,其额定功率为4kw，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 3.传动比的计算与分配3.1总传动比的计算由公式i=nm/nw式中nm电动机同转满转速度为1420r/min；nw滚筒轴的工作转速为121.5r/mini=1420121.5=11.693.2各级传动比的计算查表可得ib的范围为ib7，且满足，可取3（带传动比，齿轮传动比i/11.6933.894、传动件设计计算 4.1选精度等级、材料及齿数 4.1.1 材料及热处理 选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hb

7、s，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。 1） 精度等级选用7级精度； 2） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2100的； 3） 选取螺旋角。初选螺旋角14 4.2按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按查资料公式计算，即 dt 04.2.1 确定公式内的各计算数值 （1）试选kt1.6 （2）选取区域系数zh2.433 （3）选取尺宽系数d1 （4）查表得10.75，20.87，则121.62 （5）查得材料的弹性影响系数ze189.8mpa （6）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1600

8、mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限hlim2550mpa； （7）计算应力循环次数 n160n1jlh601921（283005）3.3210e8 n2n1/56.64107 （8）由图查得接触疲劳寿命系数khn10.95；khn20.98 （9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数s1，得 h10.95600mpa570mpa h20.98550mpa539mpa hh1h2/2554.5mpa 4.2.2 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1t 67.85 （2）计算圆周速度 v=0.68m/s （3）计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm

9、mnt= 3.39 h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （4）计算纵向重合度 = 0.3181tan14 =1.59 （5）计算载荷系数k 已知载荷平稳，所以取ka=1 根据v=0.68m/s,7级精度，查资料得动载系数kv=1.11；由资料中查的kh的计算公式和直齿轮的相同， 故 kh=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42 查资料得kf=1.36 查资料得kh=kh=1.4。故载荷系数为1.4 k=kakvkhkh=11.031.41.42=2.05 （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直

10、径，得 d1 = mm = 73.6mm （7）计算模数mn mn = mm = 3.74 4.3按齿根弯曲强度设计 由上式mn 3.744.3.1 确定计算参数 （1）计算载荷系数 k=kakvkfkf=11.031.41.36=1.96 （2）根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从资料查得螺旋角影响系数 y0.88 （3）计算当量齿数 z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47 （4）查取齿型系数 查资料得yfa1=2.724；yfa2=2.172 （5）查取应力校正系数 由资料查得ysa1=1.569；

11、ysa2=1.798 （6）计算f f1=500mpa f2=380mpa kfn1=0.95 kfn2=0.98 f1=339.29mpa f2=266mpa （7）计算大、小齿轮的 并加以比较 小齿轮 =0.0126 大齿轮 =0.01468 大齿轮的数值大。 4.3.2 设计计算 mn 2.4 mn=2.5 4.4几何尺寸计算 4.4.1 计算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 4.4.2 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos =13 5550” 4.4.3 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =4

12、25mm 4.4.4 计算齿轮宽度 b=d1 b=85mm b1=90mm b2=85mm 4.4.5 结构设计 因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看附图中零件图。 5、轴的设计 带传动的主要失效形式是打滑和带的疲劳破坏。因此，带传动的设计准则是：在保证带传动不打滑的前提下，具有一定的疲劳强度和寿命。计算项目及结果如表5-1所示:表5-1 带传动的项目计算及结果计算项目计算内容计算结果确定设计功率根据工作情况查表得：ka=1.2 p=2.76kw有公式得：pc=1.22.76=3.3kwpc=3.3kw选v带型号根据pd和n1，选用a型普通v

13、带a型确定带轮直径由表得取小带轮基准直径=95mmdmin=75传动比=3大带轮基准直径=(1-) = 395(1-0.02)=279.30 经过圆整取=280实际传动比=28095=2.95=95mm =280mm=2.95验算带速由式=，=951420/601000=7.06m/s 在525m/s范围内，带速合适带速合适确定带的基准长度和传动中心距由式 0.7（+） 初定中心距：0=500mm得:ld0=2*500+3.142(95+280)+（280-95）*（280-95）4500=1605.8mm取ld=1600mm确定中心距：由式aa0+(ld-ld0)/2=500+(1600-1

14、605.8)/2=497mmld=1600mma=497mm验算小带轮包角由式 得：=1800-57.30(280-95)/497=158.670120158.670包角合适计算带的根数单根v带传递的额定功率.据dd1和n1查得:p1=1.4kwi1时单根v带的额定功率增量.据带型及i得： p1=0.17kw查得：ka =0.94； kl=0.99计算得：pd =3.3由式得：=3.3/(1.4+0.17) 0.940.99=2.26 (取3根)z=3根计算对轴的压力查得q=0.1kg/m 单根普通v带的初拉力=134.3n=2x3x134.3x sin(158.67/2)=791.9nfa=

15、791.9n6.1计算转矩所以考虑选用弹性柱销联轴器tl4（gb4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用tl5（gb4323-84）。其主要参数如下： 材料 ht200 公称转矩 630nm轴孔直径 3.8mm轴孔长 80mm装配尺寸 按需要半联轴器厚 （gb4323-84） 6.2第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机。 所以选用弹性柱销联轴器tl10（gb4323-84）。其主要参数如下： 材料 ht200 公称转矩 630nm轴孔直径 3.8mm轴孔长 ， 80mm装配尺寸 按需要半联轴器厚 （gb4323-84 ）7、减速

16、器附件的选择 7.1从动轴设计7.1.1选择轴的材料确定许用应力普通用途，中小功率减速器，选轴的材料为45号钢，调质处理查得：b=650mpas=360mpab+1 bb =215mpa0bb =102mpa,-1bb=60mpa7.1.2按扭强度初估轴径并计算齿轮上的作用力单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： 查得45钢取a=118，p=2.53 n=121.67 所以d32.44mm考虑键槽的影响、带轮直径、轴的强度以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm齿轮所受的转矩：t=9.55106p/n=9.551062.53/121.67

17、=198582 n齿轮作用力：圆周力：ft=2t/d=2198582/195n=2036n;径向力：fr=fttan200=2036tan200=741n7.1.3轴系的初步设计与轴的结构设计(1)联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器(2)确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位(3)确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸

18、端直径d1与联轴器相配（如上图轴系结构草图所示），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5。 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm。(4)选择轴承型号查资料初选深沟球轴承,代号为6209。(5)确定轴各段直径和长度段：d1=35mm长度取l1=50mm ii段:d2=40mm 初选用6209

19、深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm故lii段长度l2为：l2=（2+20+19+55）=96mmiii段：直径d3=45mml3=l1-l=50-2=48mm段：直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即l4=20mm段：直径d5=52mm. 长度l5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=96mm(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：由公式式中：m:齿轮模数z:齿数

20、所以：d1=195mm求转矩：已知t2=198.58nm求圆周力：ft根据公式ft=2t/d得：ft=2 t2/d22=2198.58/195 =2.03n求径向力fr根据公式得： fr=2.03tan20=0.741n因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=48mm7.1.4轴的强度校核(1)计算垂直面弯矩轴承支反力：fay=fby=fr/2式中：fr为径向力所以，fay=fby =0.74/2=0.37n由公式 faz=fbz=ft/2式中ft为圆周力所以，faz=fbz =2.03/2=1.01n由两边对称，知截面c的弯矩也对称，故截面c在垂直面弯矩为 ： mc1=fayl/2=0.379

21、62=17.76nm 截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=1.01962=48.48nm(2)计算合弯矩mc=(mc1+mc2)1/2=（17.762+48.482)1/2=33.122nm(3)计算转矩:转矩：t=95502.53/121.67=198.58(4)计算当量弯矩:转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=0.2，截面c处的当量弯矩：mec=mc+(*t)21/2=33.122+(0.2198.58)21/2=56.277nm(5)校核危险截面c的强度由公式得出：e -1b=60mpa该轴强度足够。7.2主动轴的设计7.2.1选择轴的材料 确定许用应力7.2.2按扭转强度，初

22、估轴的最小直径确定轴上零件的位置与固定方式：单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。7.2.3参数的确定(1)确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=50mm；求转矩：已知t=53.26nm；求圆周力f

23、t：根据公式ft=2t/d2得： ft=253.265/50=2.13n；求径向力fr得：fr=ft*tan=2.130.36379=0.76n；两轴承对称la=lb=50mm；求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=0.76/2=0.38n；faz=fbz=ft/2=2.13/2=1.065n；截面c在垂直面弯矩为:mc1=faxl/2=0.38100/2=19nm；截面c在水平面弯矩为:mc2=fazl/2=1.065100/2=52.5nm；计算合成弯矩：mc=（mc12+mc22）1/2=（192+52.52）1/2 =55.83nm；计算当量弯矩：查得=0.4

24、mec=mc2+(*t)21/2=55.832+(0.453.26)21/2=59.74nm；(3)校核危险截面c的强度由公式e=mec/（0.1d3）得：e=59.74x1000/(0.1303)=22.12 mpa -1b=60 mpa此轴强度足够(4)滚动轴承的选择及校核计算从动轴上的轴承根据条件，轴承预计寿命lh=1030016=48000h 由初选的轴承的型号为: 6209查表可知:d=55mm ；外径d=85mm ；宽度b=19mm基本额定动载荷c=31.5kn； 基本静载荷co=20.5kn； 极限转速9000r/min 已知nii=121.67(r/min)两轴承径向反力：fr

25、1=fr2=1083n轴承内部轴向力fs=0.63fr 则fs1=fs2=0.63fr1=0.63x1083=682nfs1+fa=fs2 ；fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1=682n fa2=fs2=682n求系数x、yfa1/fr1=682n/1038n =0.63fa2/fr2=682n/1038n =0.63得e=0.68（fa1/fr1）（e *1）=（fa2/fr2）48000h预期寿命足够8、润滑与密封 a根据轴径的尺寸得高速轴(主动轴)与v带轮联接的键为：键836 gb1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1445 gb1096-79轴与联轴器的键为：键1040 gb1096-79b键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键1445 gb1096-79bh=149 l=45则ls=l-b=31mm圆周力：fr=2tii/d=2198580/50=7943.2n挤压强度： 56.93125150mpa=p因此挤压强度足够剪切强度： 36.60120m