二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书-精品合集

1、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、工作机 构成。 2. 工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用 5年，运输带允许误差 5% 3. 知条件：运输带卷筒转速19r/mi n , 减速箱输出轴功率 P二4.25马力， 十、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： 十一、选择电机 1 .计算电机所需功率Pd:查手册第3页表1

2、-7 : 带传动效率：0.96 2 每对轴承传动效率：0.99 3 圆柱齿轮的传动效率：0.96 联轴器的传动效率：0.993 5 卷筒的传动效率：0.96 说明： 二 1 4八5 Pw = P 45 电机至工作机之间的传动装置的总效率: Pw Pd3.67KW n 2确定电机转速：查指导书第7页表1:取V带传动比i=2 4 二级圆柱齿轮减速器传动比i=8 u 40所以电动机转速的可选范围是： nm = r卷筒 i总=19 2】48_ 40 = 304 3040/min 符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000 根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电

3、 动机型号，因此有 4种传动比方案如下： 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 1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11 2 Y112M -4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79 3 Y132M1 -6 4KW 1000 960 73Kg 50.53 4 Y160M1 -8 4KW 750 720 118K g 37.89 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3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1 -6,其主要参数如 额定 功率 kW 满 载 转

4、 速 同步 转速 质 量 A D E F G H L AB 4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280 下: 四确定传动装置的总传动比和分配传动比： n 960 总传动比：i总 50.53 n卷筒 19 分配传动比：取 i带二 3.05 则 ii i 50.533.05 16.49 d 1.31.52取zig经计算 i2 二 3.56 i 4.56 注：i带为带轮传动比，i1为高速级传动比，i2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 01, 12, 23, 34 依次为电机与轴 1，

5、轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之 间的传动效率。 1 . 各轴转速： m =弘 960 =314.86r/ min i 带 3.05 n2 i2 960 3 4.63 nm i带 *i1 *i2 二 68r / min 960 3 4.63 3.56 = 19.1r/min 2 各轴输入功率：以=Pd oi =3.67 0.96=3.52kW P2 = Pi i2= Pd 0112= 3.67 0.96 0.99 0.96 = 3.21kV P3 = P2 * 23= Pd* 01*12 23 = 3.67 0.96 0.99 0.96 0.990.96 = 3.05kV P4 = p3

6、34 =pd 0112 23 34 =3.67 0.96 0.99 0.960.99 0.96 0.990.993=3kW 3 各轴输入转矩：Td =9550巴=9550 367 =36.5N.m nw960 T| = Ti 訂带 01 = 36.5 3.05 0.96 = 106.9N.m T2 =T1 讪* 12 =Td *i带 * 01 * 12 =36.5 3.05 4.63 0.96 0.99 0.96 =470.3N.m 73 =T2 *i 23 - Ti 前带 4i1 訂2 * 01*12 *23 = 36.53.054.633.560.960.990.960.990.96= 1

7、591.5N.m T4 - T3 * 34 -d*i0 +i1祈2 -01 * 12-23 *34 = 36.53.054.633.560.960.990.960.990.960.990.993 = 1575.6N.m 运动和动力参数结果如下表: 轴名 功率F KW 转矩T Nm 转速r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 3.67 36.5 960 1轴 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86 2轴 3.21 3.18 470.3 465.6 68 3轴 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1 4轴 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1

8、 六设计V带和带轮: 1.设计v带 确定V带型号 查课本 P205 表 13-6 得：Ka =1.2 贝y Pc =Ka *Fd =1.2 3.67 = 4.4kW 根据巳=4.4,no=96Or/min,由课本P205图13-5 ,选择A型V带，取 di25 d2=21 di 1-; -3.05 125 0.98 =373.63查课本第 206 页表 13-7 取 d2 =375。 n2 ；为带传动的滑动率；=0.01 L 0.02。 验算带速：V=41125 960 =6.28m/s带速在5L25m/s范围内，合 60灯00060000 适。 取V带基准长度Ld和中心距a： 初步选取中心距

9、 a： a1.5 d1 d2 =1.5 125 375 =750，取 a 750。 2 由课本第195页式（13-2）得:2 *先丄=2305.8查课本第 202页表13-2取l2500。由课本第 206页式13-6计算实际中心距： Ld - L。 a : a。847.1。 2 验算小带轮包角：由课本第195页式13-1 得： ： d 2 d1 :-18057.3 =163120。 a 求V带根数Z:由课本第204页式13-15得：“占碌 查课本第203页表13-3由内插值法得p =1.38厶p = 0.108 EF _ AF BC AC EF=0.08 查课本第202页表13-2得k1.09

10、 查课本第204页表13-5由内插值法得 EF AF K959 o ： i=163-0- EF=0-009 K ：=0.95+0.009=0.959 PC P。* 二 P K :Kl 4.4kW 1.38 0.1080.959 1.09 -2.84 取Z =3根 求作用在带轮轴上的压力 Fq :查课本 201 页表 13-1 得 q=0.10kg/m， 故由课本第 197页式 13-7 V带的初拉力： F。 500Pc ,2.5 zv (K: -1) qv2 500 工4 42 52 4 * 4(亠1) 0.10 6.282 =190.9N 3 6.28 0.959 作用在轴上压力： Fc =

11、2ZF0sin2 3 190.9 si。 2 2 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45琲钢调质，齿面硬度为 250HBS 高速级大齿轮选用45二钢正火，齿面硬度为 220HBS 查课本第 166 页表 11-7 得：匚H“m1=550Mpa 二52 = 540Mpa。 查课本第165页表11-4得：S =1.1S=1.3。 故 1匚亠 二550 =500Mpa11二亠 二540 =490Mpa F lim 1 二 200 Mpa -F lim 2 二 150Mpa。 Sh1.1S1.1 查课本第168页表11-10C图得： 故匚F1l=200MPa =i54Mp

12、alcF21=MPa =115MP3。 Sf1.3Sf1.3 按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表 11-3得：载荷系数K =1.2，取齿宽系数.0.4计算中心距：由课本第165页 式11-5得: 二 4.63 1 1.2 1.069 105 0.4 4.63 = 179.4 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取a = 210 m = 2.5 贝y Z1 Z-a =168取 Z1 = 29 Z2=139 m 139 4.79 29 4 79 4 63 100% =3.5% : 5%。 4.63 实际传动比： 传动比误差： 齿宽：b 二 aa=0.4 210 =84 取 b?

13、 =84 A =90 高速级大齿轮：b2=84乙=139高速级小齿轮：b=90Z 29 验算轮齿弯曲强度： 查课本第167页表11-9得：Yf2.6 Yf2=2.2 按最小齿宽b2 =84计算： 2 KT Yf1 2X1.2X106.9X2.6X103r i 二 F12243.5Mpa- F1J bm Z184 汉 2.5 汉 29 匚F2 =匸 二f1 = 36.8Mpa ：卜F2 所以安全。 Yf 1 齿轮的圆周速度： 如2925314.8 = 1.伽冷 60 1000 60 1000 查课本第162页表11-2知选用9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

14、45二钢调质，齿面硬度为 250HBS 低速级大齿轮选用45节冈正火，齿面硬度为220HBS 查课本第 166 页表 11-7 得：匚H“m 3 = 550Mpa；m4 = 540Mpa。 查课本第165页表11-4得：Sh =1.1 S=1.3。 故 LH3匕二550 =500Mpa 匕4 叱二540 =490Mpa。 二 f iim 3 = 200 Mpa F lim 4 = 150 Mpa。 Sh1.1S1.1 查课本第168页表11-10C图得： 故匚f3l= 200Mpa =i54Mpa=二 二150 =115Mpa。 Sf1.391.3 按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第1

15、64页表11-3 得：载荷系数K =1.2，取齿宽系数=0.5 (3.56+1 冲化470.3卫 伴490 丿0.4x3.56 计算中心距： 由课本第165页式11-5得： = 241.3 计算传动比误差： 98 , 3.56 27100% =1.9% ： 5% 合适 3.56 取a =250 m =4贝廿 q a Z3 Z- -125 取 Z3 = 27 Z4 =98 m 齿宽：b 二 a =0.5 250 =125 则取 b125 4=450 =130 低速级大齿轮：b125 Z98 低速级小齿轮：b3=130 Z3=27 验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：Yf3=2.65Y

16、f，2.25 按最小齿宽b4 =125计算: 2KT3YF3 bm2Z3 3 2 1.2 1591.5 2.65 10 125 汉 42 汉27 =47.9Mpa ：卜 F31 匚F2 二士 二F3 =40.7Mpa ： rF41 安全。 Yf3 齿轮的圆周速度： 兀d3n2兀工27汇4汇68 V0.12m / s 60 1000 60 1000 查课本第162页表11-2知选用9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 o Q = 0.025a +3 工8 10 箱盖厚度 a1 S = 0.02a+3 兰8 9 箱盖凸缘厚 度 b1 d =1.5

17、 12 箱座凸缘厚 b b =1 15 度 箱座底凸缘 厚度 b2 b2 =2.5ct 25 地脚螺钉直 径 df df =0.036a +12 M24 地脚螺钉数 目 n 查手册 6 轴承旁联结 螺栓直径 di di =0.72df M12 盖与座联结 螺栓直径 d2 d2= ( 0.5 u 0.6 ) df M10 轴承端盖螺 钉直径 d3 d3 = ( 0.4 LJ 0.5)df 10 视孔盖螺钉 直径 d4 d4 = ( 0.3 U 0.4)df 8 定位销直径 d d = ( 0.70.8)d2 8 df ， di， d2 至 外箱壁的距 离 Ci 查手册表112 寸 CM 00 C

18、O CM l df，d2至凸缘 边缘距离 C2 查手册表112 28 16 外箱壁至轴 承端面距离 li l1=G+C2 + ( 510) 50 大齿轮顶圆 也1 21.2 15 与内箱壁距 离 齿轮端面与 内箱壁距离 也2 A2a 10 箱盖，箱座 肋厚 m1 ,m g 拓 0.8fc1, m % 0.85cr 9 8.5 轴承端盖外 径 D2 D2 =D + （ 55.5） da 120（ 1 轴） 125（ 2 轴） 150（ 3 轴） 轴承旁联结 螺栓距离 S s彩d2 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

19、理。查课本第230页表14-2 取 I .1 -35Mpa C=100。 各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得： dminAC3#!-100*3亘=22.4又因为装小带轮的电动机轴径d=38，又因为高速 V ni 314.8 轴第一段轴径装配大带轮，且d0.8L 1.2 38所以查手册第9页表1-16取 d =36。L=1.75d 1-3=60。 d-40因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表 7-12 取 d2 =40， L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。 d3段装配轴承且d3 d2，所以查手册62页表6-1取d3=45。选用6009轴承。 L

20、3=B+ ；：3 +2=16+10+2=28。 d4段主要是定位轴承，取d50。L4根据箱体内壁线确定后在确定 d5装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴： ti = 3.3mm e=dd4-2.5m查手册 51 页表 4-1 得: 2 得：e=5.9 v 6.25。 d6段装配轴承所以d6=d?=45 L 6= L 3=28。 2校核该轴和轴承：Li=73 L 2=211 L 3=96 3 作用在齿轮上的圆周力为： r 壬2 1069 10 -2948N d12A2.5 径向力为 F厂 Fttg2984 tg20 =1073N 作用在轴1带轮上的外力：F二Fq J132.8N 求垂直面的支反力

21、： l f211 F1V1073 =800N h +I273+211 F2V =Fr -F1V =1073-800 =273N 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： Mav 二F2vl2 =273 211 10” =57.6N.m Mav 二 FJ =800 73 10 57.4N.m 求水平面的支承力： 由印仏丄）洱2得 l211 F1H2 Ft2948 =2197 N l1 l273 211 F2H 二斤-韦=2948-2197 =751N 求并绘制水平面弯矩图： MaH =F1Hh =2197 73 10“ =158.2N.m MaH = F2hI2 =751 211 10- =158.4N.

22、m 求F在支点产生的反力: 里严 1132.8 =384.3N l1 l273 211 F2F 二 Fif F =384.3 1132.8 =1517.1N 求并绘制F力产生的弯矩图: M2F 二Fl3 =1132.8 96 10=108.7N MaF =F1Fh =384.3 73 10=27.7N F在a处产生的弯矩: MaF 二F1FI1 =384.3 73 10 -27.7Nm 求合成弯矩图: 考虑最不利的情况，把 MaF与.MTM蔦直接相加。 Ma 二 MaF .M ：V M：h =27.7 57.62158.22 =196.1 N.m Ma 二 MaF MM話=27.757.421

23、58.42 =196.2N.m aVMan 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：（取折合系数尸-0.6） Me = JM：(汀)2 2 2 96.2(0.6 106.9) -206.4 N.m 计算危险截面处轴的直径: 因为材料选择45#调质，查课本 225页表14-1得二B=650MPa，查课本231页 表14-3得许用弯曲应力 J-60MPa，则: *206= 32.5mm 0.1 = 1 0.1 60 Me 因为d5 a二da =50mm d，所以该轴是安全的。 3轴承寿命校核: 轴承寿命可由式Lh啞 h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用， 所以 P=

24、Fr，查课本 259 页表 16-9 , 10 取 ft=i,fp=i.2,取；=3 按最不利考虑，贝y有：Fr1 = f F洛 F仆二 8002 21972 384.3 = 2722.4N Fr2 二.F2v - f2H F2F 二 .2732 7512 1517.1 二 2316.2N 则L型(Q) h(1滋5 13)3=6.3年因此所该轴承符合要求。 60n fPP 60 x314.81.2x2316.2 5键的设计与校核： 根据d1=36,T1= 106.9，确定V带轮选铸铁 HT20Q参考教材表10-9,由于 4=36在30L38范围内，故d1轴段上采用键b h : 10 8, 采用

25、A型普通键： 键校核.为Li=1.75di-3=60 综合考虑取I =50 得 4Ti dlhj 4 106.9 103 36 850-10 = 37.1Mpa ：、 p 查课本 155页表10-10匕b j-50L 60所选键 为：b h l :10 8 50 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 U-35MpaC=100。 根据课本第230页式14-2得：宀裁=100瘠=36.1 d，段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取d，=40,查手册62页表6-1 选用 6208 轴承，L1=B+ ” 2 + 3=18+10+10+2=40。 d2装配低速

26、级小齿轮， 且d2 d1取d2=45 ? L2=128，因为要比齿轮孔长度少2L3 d3段主要是定位高速级大齿轮，所以取d3 = 60， L3=.)4=10。 d4装配咼速级大齿轮，取 d4 =45 L 4=84-2=82。 d5段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取d-45，查手册62页表6-1 选用 6208 轴承，L1=B+ . +：2 +3+ 右3 =18+10+10+2=43。 校核该轴和轴承：L1=74 L 2=117 L 3=94 作用在2、3齿轮上的圆周力: Ft2机3 10、2707N d2139 2.5 2T2 Ft3 于占=8709N 径向力: Fr2 二 Ft2tg

27、f =2707 tg20 =985N &3 二 盹8709 tg20 =3169N 求垂直面的支反力 F = -Frd3 Fr2 (12 1)= 985 (117 94)-3169 94 =3“ 1V h l2 l3-74 117 94- F2V 二 Fr3 亠 F1V - Fr2 = 3169 亠 316 - 985 = 2500N 计算垂直弯矩: Mavm 二 Fvh 二316 74 10 =23.9N.m _3 MaVn 二 F1V(h l2)-Fr2l2 一316 (74 117)-985 117 1 10 一 =53.5N.m 求水平面的支承力: F1h 严3 兀心 讥 8709 9

28、4 2707 211 =4586 I1+I2 +I374+117+94 F2H =Ft2 Ft3 -F1H =2707 8709-4586 =6830N 计算、绘制水平面弯矩图： MaHm = F1Hh =4586 74 10 =323N.m _3_ MaHn - -F2H(h l2) Ft3I2 - 1-6830 (74 117) 8709 117 1 10 一 = 295N.m 求合成弯矩图，按最不利情况考虑： M am M 爲M 驚 二、23.9 _3232 = 323.8N.m Man 二 川爲 M；Hn 二 53.522952 =300N.m 二 0.6) 求危险截面当量弯矩： 从图

29、可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数 MeMn (汀2)2 二 3002 (0.6 470.3)2 =411N.m Me 二 M 爲(汀2)2323.82(0.6 470.3)2 =413N.m 计算危险截面处轴的直径： n-n 截面：d 一31少=3 411 10 -40.9mm 0.1 丘斗b】V 0.r PfP60 x681.1x7273 内，因此所该轴承符合要求。 弯矩及轴 的受 力分析 图 如下 ： f 4后介. 、11二拗（尸卿二衍 窃.仁叮J 4 键的设计与校核： 已知dd45,T2 -470.3N.m参考教材表10-11 ，由于d2 （4 4 5 （所以

30、取 b h:14 9 因为齿轮材料为 45钢。查课本155页表10-10得Lb = 100L120 L=128-18=110 取键长为 110. L=82-12=70 取键长为 70 3 根据挤压强度条件，键的校核为：竺二4 47.3 10二82.9Mpa规b dhl 45疋 9 汉(70 14) 4T24 470.3 103, t g54Mpa 一 dhl 45x9(100-14) 所以所选键为:b h l :14 9 70 b h l:14 9 110 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： =C俣“ooQ3戲=57

31、.1mm考虑到该轴段上开有键槽，因此取 .n3. 19.1 d1 =57.1 (1 5%59.9mm查手册9页表1-16圆整成标准值，取 a = 63mm 为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径d2二70mm。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d 70mm。 设计轴段d3，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6215：D =130,B =25,da =84。d3=75 设计轴段d4，考虑到挡油环轴向定位，故取d80 设计另一端轴颈d7，取dd3 =75mm，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

32、方便，设计轴头 d6，取d6 d7，查手册9页表1-16取d6=80mm。 设计轴环d5及宽度b 使齿轮轴向定位，故取dd6 280 2 (0.07 80 3) = 97.2mm取 d5 = 100mm b=1.4h=1.4 (0.07 80 3)=12mm, 确定各轴段长度。 l1有联轴器的尺寸决定h二L =107mm(后面将会讲到). l2= m e L 5 = 50 因为 m = L2 一 B - ：2 =54 -25 -10 =19mm,所以 l2 = m e L 5 = 19 916 5 = 50mm 轴头长度l62L 3 =125 3=122因为此段要比此轮孔的长度短 2L 3 1

33、3 = B 二 3 亠 | 2 L 3 =38 其它各轴段长度由结构决定。 (4).校核该轴和轴承：L1=97.5 L 2=204.5 L 3=116 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: 2T d4 2 1591.5 103 98 4 = 8119N 径向力：F=Fttg8119 tg20 = 2955N 2 0591.53 F =F0 =0.2510 =2947N 270 求垂直面的支反力： Fw=J= 204=2088N l1 l297.5 204.5 F2V = Fr - F1V = 2955-2088 = 867N 计算垂直弯矩： Mav =F2vl2

34、 =867 204.5 10=180.8N.m Mav 二吒初=2088 97.5 10 -203.5N .m 求水平面的支承力。 F1H Ft l1 l2 204.5 8119 302 = 1038N F2H =Ft -F1H =5714-3755 =1959N 计算、绘制水平面弯矩图。 MaH = F1Hl3755 84.5 10“ =317N.m MaH 二 F2HI2 =1959 162 10=317N.m 求F在支点产生的反力 Fl F1F = 1158 N l1 l2302 F2f=F1f F =1158 2947 =4105N 求F力产生的弯矩图。 M2f =Fl3 =2947

35、116 10J =341N MmF =F1Fh =1158 97.5 10 =100.1N F在a处产生的弯矩: MmF =F1Fh =1158 97.5 10 =100.1N 求合成弯矩图。 考虑最不利的情况，把 MmF与.,M at M aH直接相加 Mam=MmF M： M ；H -100. .180.82 476.3628N.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 -0.6） M2m (汀 3)26282 (0.6 1591)2 =1142N.m 计算危险截面处轴的直径。 因为材料选择45#调质，查课本 225页表14-1得匚B=650MPa

36、，查课本231 页表14-3得许用弯曲应力 bJJ.60MPa，则: 57.5mm 考虑到键槽的影响，取 d =1.05 57. 60.3mm 因为d5 =80mm d，所以该轴是安全的。 （5）.轴承寿命校核。 6 轴承寿命可由式L/乎（吕）；h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的 60n PfP 作用，所以，查课本 259页表16-9 , 10取ft=1,fp2,取；-3 按最不利考虑，贝U有： P二Fr 琳 肾 F1 20882 57382 115 7264 N 则曲(凸0 (1 66. 1Q3)64.8y, 60n3 Pfp60汇19.11.2 汉 7264 该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。 6