二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、.一、设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器1 要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、链、工作机构成。2 已知条件：工作拉力：F=2800N，带速V=1.05m/s,卷筒直径d=420mm。二、 传动装置总体设计：1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：三、 选择电机. 计算电机所需功率： 查手册第3页表1-7：带传动效率：0.95每对轴承传动效率：0.99圆柱齿轮的传动效率：0.98联轴器的传动效率：0.99

2、滚筒的传动效率：0.96一链传动的传动比：0.97说明：电机至工作机之间的传动装置的总效率：=0.81=kw=2.94kw=3.63kw=47.772确定电机转速：有功率和转速.所以电动机的转速有3000和1500两种可选方案电动机型号额定功率同步转速r/min额定转速r/min重量总传动比1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M-44KW1500144043Kg75.79综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y112M-2型，其主要参数如下：四 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：，

3、取V带传动比=2二级圆柱齿轮减速器传动比=3,=3.9,=2.6注：为带轮传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。五 计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。0.由n=2890 一轴：二轴：三轴：四轴：运动和动力参数结果如下表：轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.631228901轴3.633.45-22.7914452轴3.453.381-67481.663轴3.3813.31-256.2123.54轴3.313.21-645.5247.5六 设

4、计V带和带轮以及链传动的计算：1.设计V带求计算功率 则根据=4.4, =2890r/min，选择普通A型V带，。取大小带轮直径并验算带速：取。由式所以。带速在525(m/s)范围内，合适取V带基准长度和中心距a：初步选取中心距a：，整合查表13-2，对A型带选用计算实际中心距验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：合适求V带根数Z：由课本式13-15得：由表13-3得，由表13-5得由查表13-7得查表13-2 得由此得Z=3.39根，所以取4根。求作用在带轮轴上的压力：查课本表13-1得q=0.10kg/m，故由课本式13-7得单根V带的初拉力：作用在轴上压力：链传动的计算：链轮齿数

5、，由n=123.5r/min,i=2.6,P=3.31KW由表13-12选，实际传动比 链条节数 初定中心距 由式13-21得 取链节数 计算功率 由表13-15 链条节距 故此链传动工作于图13-33所示曲线顶点的左侧，即有可能出现链板疲劳破坏，采用单排链， 故由图13-33查得当n=123.5r/min时16A链条能传递的功率为5.0kw2.36kw,故采用16A链条，节距P=25.4mm 实际中心距，将中心距设计成可调节的，不必计算实际中心距。可取计算链速及作用在轴上的压力：符合原来的假定。如前所述，安全七 齿轮的设计：1高速级大小齿轮的设计：材料：高速级小齿轮选用40MnB钢调质，齿面

6、硬度为241286HBS。高速级大齿轮选用ZG35SiMn钢调质，齿面硬度为241269HBS。参数的选取：取 按齿面接触强度设计：8级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数K=1.5，取齿宽系数 1 小齿轮上的转矩：取 按齿数取 故实际传动比模数 齿宽 按表4-1取m=1.5mm,实际的中心距验算轮齿弯曲强度：齿形系数由式齿轮的圆周速度： 查课本表11-2知选用8级的的精度是合适的。2低速级大小齿轮的设计：材料：低速级小齿轮选用40MnB钢调质，齿面硬度为241286HBS。低速级大齿轮选用ZG35SiMn钢调质，齿面硬度为241269HBS。取：按齿面接触强度设计：齿轮按8级精度

7、制造载荷系数K=1.5，取齿宽系数 取 模数齿宽按表4-1取m=2mm,实际的中心距：验算轮齿弯曲强度，齿形系数安全：齿轮的圆周速度查课本表11-2知选用8级的的精度是合适的。八 减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度10箱盖厚度9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联结螺栓直径M12盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外箱壁的距离查手册表112342218，至凸缘边缘距离查手册表1122816外箱壁至轴承端面

8、距离=+（510）50大齿轮顶圆与内箱壁距离1.215齿轮端面与内箱壁距离10箱盖，箱座肋厚98.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）九 轴的设计：1高速轴设计： 材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=110。各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得：又因为装小带轮的电动机轴径d=28，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且=(0.81.2)d=22.4mm33.6mm考虑到此处应该有键槽d值应增达5%，,因大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以取, 段装配轴承且，所

9、以查手册62页表6-1取=25mm。选用角接触球轴承代号7005C轴承。B=12mm，D=47mm,=15mm 段主要是定位轴承，取=28mm。L4根据箱体内壁线确定后在确定。装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴： m,由该齿轮上装配的小齿轮内径d=48mm可知，所以不用做成齿轮轴，此处需安放一个键槽，圆整为30mm又知齿轮宽度为b=40mm,取=40mm 段装配轴承，所以 2 校核该轴和轴承：L1=34mm L2=150mm L3=60mm作用在齿轮上的圆周力为：950N径向力为: 348N作用在轴1带轮上的外力：1257N 求垂直面的支反力：284N64N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：9.

10、6N.m9.7N.m求水平面的支承力：由得774N176N求并绘制水平面弯矩图：26.3N.m26.4N.m求F在支点产生的反力：409.9N1666.9求并绘制F力产生的弯矩图：75.4N.m13.9N.mF在a处产生的弯矩：13.9N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。41.9N.m42N.m求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）44.2N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：19.5mm因为28mmd，所以该轴是安全的。3轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校

11、核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本表16-9，10取取按最不利考虑，则有:1234.4N 1854.2N 则4.7年。 因此所该轴承符合要求。4弯矩及轴的受力分析图如下：5键的设计与校核: 根据16mm,22.79N.m，确定V带轮选铸铁，参考教材表10-9,由于d在1217范围内，故轴段上采用键：, 采用A型普通键:键校核.为L1=1.75d1-3=25综合考虑取=20得76MPa【】课本表10-10所选键为：中间轴的设计：材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=110。根据课本第230页式14-2得：21.1mm段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取2

12、5mm，查手册62页表6-1选用7005C型角接触轴承，L1=15mm。装配低速级小齿轮，且取30mm，L2=53mm，因为要比齿轮孔长度少。段主要是定位高速级大齿轮，所以取40mm，L3=75.6mm。装配高速级大齿轮，取40mm L4=35-2=33mm。段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取25mm，查手册62页表6-1选用7005C角接触球轴承，28mm。校核该轴和轴承：L1=34 L2=119.5 L3=30.5作用在2、3齿轮上的圆周力：2094N 931N径向力为: 762N 339n求垂直面的支反力：求垂直弯矩：19.2N.m-4.3N.求水平面的支承力： 1861N116

13、4N计算、绘制水平面弯矩图：63.3N.m-67.4N.m 求合成弯矩图，按最不利情况考虑：66N.m68N.m求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）79N.m77N.m计算危险截面处轴的直径： n-n截面: 23.6mm m-m截面: 由于，所以该轴是安全的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取1945N1173N则7.2年，轴承使用寿命在7-8年范围内，因此所该轴承符合要求。弯矩及轴的受力分析图如下：键的设计与校核：已知，所以取因为齿轮材料为45钢。查课本表10-10得

14、MPaL=40mm和L=25mm取键长为110. L=82-12=70取键长为70根据挤压强度条件，键的校核为： 所以所选键为: 从动轴的设计：确定各轴段直径计算最小轴段直径。因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：32.9mm考虑到该轴段上开有键槽，因此取查手册9页表1-16圆整成标准值，取为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径50mm查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取50mm。设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用挡油环给轴承定位。选轴承7010CD=80 B=16 d=56 设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故

15、取设计另一端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。 轮装拆方便，设计轴头，取，查手册9页表1-16取。设计轴环及宽度b使齿轮轴向定位，故取确定各轴段长度。有联轴器的尺寸决定（4）校核该轴和轴承：L1=39mm L2=173mm L3=117.5mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 2050mm径向力：746N求垂直面的支反力：609N137N计算垂直弯矩：23.7N.m 23.8N.m求水平面的支承力：由得1673N377N计算、绘制水平面弯矩图。 65.2N.m65.2N.m求F在支点产生的反力：263N737N求并绘制F力产生的弯矩图：

16、55.7N.m10.3N.mF在a处产生的弯矩：10.3N.m求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩。从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）173.2N.m计算危险截面处轴的直径。因为材料选择调质，查课本表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：30.7mm考虑到键槽的影响，取d=30.71.05=32.2mm因为，所以该轴是安全的。（5）轴承寿命校核。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取按最不利考虑，则有：则71.8年该轴承寿命为71.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。（

17、6）弯矩及轴的受力分析图如下：（7）键的设计与校核：因为d1=38mm装联轴器查课本表10-9选键为查课本155页表10-10得因为L1=107初选键长为100,校核所以所选键为:装齿轮查课本表10-9选键为查课本表10-10得因为L6=55mm初选键长为40,校核所以所选键为:十 高速轴大齿轮的设计因 采用腹板式结构代号结构尺寸和计算公式结果轮毂处直径72轮毂轴向长度84倒角尺寸1齿根圆处的厚度10腹板最大直径321.25板孔直径62.5腹板厚度25.2电动机带轮的设计 代号结构尺寸和计算公式结果 手册157页38mm68.4mm取60mm81mm74.7mm10mm15mm5mm十一.联轴器的选择：计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。十二润滑方式的确定：因为传动装置属于轻型的，且传