修改过的课程设计圆柱齿轮减速器21

1、第1章 传动装置总体设计- 4 -1.1传动方案（已给定）- 4 -1.1.1外传动为V带传动。- 4 -1.1.2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。- 4 -1.1.3方案简图如下：- 4 -案的优缺点：- 4 -1.3原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）- 5 -1.4传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配：- 6 -1.4.1总传动比： （见课设式3-5）- 6 -1.4.2各级传动比分配： （见课设3-6）- 6 -第2章 V带设计- 7 -2.1外传动带选为普通V带传动，确定计算功率：- 7 -2.1.1由表8-7（机械设计）查得工作情况系数 - 7 -2.1.2由式8-27（

2、机械设计）- 7 - 7 -2.3确定带轮直径 - 7 -2.3.1参考图8-11（机设）及表8-7（机设）选取小带轮直径- 7 - 7 -2.3.3从动带轮直径 - 7 -2.3.4传动比 i- 7 - 7 -和带长- 7 -2.4.1按式（8-24机设）初选中心距- 7 -2.4.2按式(8-22机设)求带的计算基础准长度L0- 7 -2.4.3按式(8-23机设)计算中心距:a- 8 -2.4.4按式（8-24机设）确定中心距调整范围- 8 - 8 - 8 -2.6.1由表（8-4a机设）查得，用线性插值法求n1=1440r/min时的额定功率P0值。- 8 -2.6.2由表（8-4b机

3、设）查得Kw- 8 -由表（8-5机设）查得包角系数- 8 - 8 -2.6.5计算V带根数Z，由式（8-26机设）- 8 -2.7计算单根V带初拉力F0，由式（8-27机设）。- 8 -2.8计算对轴的压力Fp，由式（8-28机设）得- 9 -2.9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图- 9 -第3章 各齿轮的设计计算- 10 -3.1高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）- 10 -3.1.1齿轮的材料，精度和齿数选择。- 10 -3.1.2设计计算。- 10 - 10 - 11 -3.1.5计算载荷系数。- 11 -3.1.6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得d1=（

4、修正）- 11 - 11 - 11 -3.2.1由式（10-15）得弯曲强度的设计公式- 11 -3.2.2确定公式内的各数值：- 11 - 12 - 12 -3.3低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）- 12 -第4章 轴的设计- 15 - 15 - 15 - 15 - 15 -4.4.1高速轴1的结构设计(结构详见图)。为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示。- 15 - 16 -4.4.3 各轴段长度的确定- 16 -4.4.4 轴上零件的周向固定- 16 - 16 -4.4.6 轴1的受力分析- 17 -4.4.7 精确校核轴的疲劳强度：- 18 - 20 -4.5.1轴

5、II的结构设计(结构详见图),轴的结构形状如图所示- 20 - 21 - 21 - 22 -4.6.1轴III的结构设计(结构详见图)。轴的结构形状如图所示:- 22 -4.6.2 各轴段直径的确定- 23 - 23 -第5章 校 核- 24 - 24 - 24 - 24 - 24 -5.2键的校核(都为圆头平键)- 24 - 24 -中间轴上的键- 25 -低速轴的键- 25 - 26 -第6章 减速器的润滑- 26 - 27 - 27 -第7章 主要尺寸及数据- 28 -第1章 传动装置总体设计1.1传动方案（已给定）外传动为V带传动。.2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如下：该

6、方案的优缺点：电动机轴轴轴滚筒轴功率P/kw11转矩T/（N.m）转速n/(r/min)1460传动比i31效率 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作

7、可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.3原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）工作机所需功率：PKW工作机转速: 传动装置总效率：（见课设式3-3） ， ， ， ， ， （见课设表3-6）电动机的输出功率： （见课设式3-4） 取选择电动机为Y160-M4型 （见课设表17-7）技术数据：额定功率（） 11 满载转速（） 1460堵转转矩/额定转矩= 最大转矩/额定转矩= Y160M-4电动机的外型尺寸（MM）： （见课设表17-8）A：254 B：210 C：108 D：42 E：110 F：12 G：37 H：160 K：15 AB：330 AC：325 AD：255 HD

8、：385 BB：270 L：4751.4传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配：1总传动比： （见课设式3-5）各级传动比分配： （见课设3-6） 初定: 第2章 V带设计2.1外传动带选为普通V带传动，确定计算功率：由表8-7（机械设计）查得工作情况系数 由式8-27（机械设计） 查图8-11(机设)选B型V带。参考图8-11（机设）及表8-7（机设）选取小带轮直径 （电机中心高符合要求）验算带速由式8-13（机设）从动带轮直径 查表8-8（机设） 取传动比 I从动轮转速和带长按式（8-24机设）初选中心距 取按式(8-22机设)求带的计算基础准长度L0查表8-2(机设)取带的基准长度L

9、D=2000MM按式(8-23机设)计算中心距:A按式（8-24机设）确定中心距调整范围 由式(8-25机设)由表（8-4A机设）查得DD1=132，用线性插值法求N1=1460R/MIN时的额定功率P0值。由表（8-4B机设）查得P0=KW由表（8-5机设）查得包角系数由LD=1600MM查表(8-2机设)查得长度系数KL=计算V带根数Z，由式（8-26机设） 取Z=5根 2.7计算单根V带初拉力F0，由式（8-27机设）。2.8计算对轴的压力FP，由式（8-28机设）得2.9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径DD1=100MM采用实心式结构。大带轮基准直径DD2=224MM，

10、采用孔板式结构，基准图见零件工作图。第3章 各齿轮的设计计算3.1高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）齿轮的材料，精度和齿数选择。因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，锻选项毛坯，大齿轮都采用45号钢，调质处理。小齿轮采用40CR，调质处理，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为RA1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=24 则Z2=IZ1=24= 所以取整76设计计算.1设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。.2按齿面接触疲劳强度设计，由式（10-9A）计算查取各数值：.2.1试选KT=。.2.2 T1=NM.2.3由

11、表10-7选取齿宽系数1。.2.5。由图10-21D查小齿轮接触疲劳强度极限HLIM1=600MPA，大齿轮的接触疲劳强度极限HLIM2=550MPA。.2.6由式10-13计算应力循环次数： N1=60NJLH=601(2810300)=N2= N1/U=.2.8计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得计算.1把以上系数代入公式，试计算小齿轮分度圆直径，代入较小值：=MM.2计算圆周速度.3计算齿宽与齿高B=DD1T=MM计算齿宽与齿高之比B/H 模数，齿高计算载荷系数。.1根据V=M/S，8级精度，由图10-8查动载荷系数KV=，直齿轮.2。由表10-2

12、查得使用系数.3由表10-4，用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，.4由B/H=，查图10-3得故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10A）得D1=（修正）计算模数M由式（10-15）得弯曲强度的设计公式确定公式内的各数值：.1由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限大齿轮的弯曲强度极限。 .2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数。.3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得.4计算载荷系数K.5由表10-5查取齿形系数.6由表10-5查得应力校正系数.7计算大小齿轮的并加以比较：大齿轮的值大。设计计算=MM，就正圆整为，算出小齿

13、轮齿数取大齿轮几何尺寸计算.1分度圆直径：.2计算中心距.3齿轮宽度，取。3.3低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）齿轮的材料，精度和齿数选择。因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，锻选项毛坯，大齿轮都采用45号钢，调质处理。小齿轮采用40CR，调质处理，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为RA1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=25 则Z2=Z1I=30= 所以取整57. 设计计算。.1设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。.2按齿面接触疲劳强度设计，由式（10-9A）计算查取各数值：.2.1试选KT=。.2.2

14、T1=NM .2.3由表10-7选取齿宽系数1。.2.5。由图10-21D查小齿轮接触疲劳强度极限HLIM1=600MPA，大齿轮的接触疲劳强度极限HLIM2=550MPA。.2.6由式10-13计算应力循环次数：N1=60NJLH=601(2810300)=N2=N1/U=.2.8 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得计算.1把以上系数代入公式，试计算小齿轮分度圆直径，代入较小值：=MM.2计算圆周速度.3计算齿宽与齿高B=DD1T=7MM计算齿宽与齿高之比B/H 模数，齿高计算载荷系数。.1根据V=0.945M/S，8级精度，由图10-8查动载荷系数

15、KV=，直齿轮。.2由表10-2查得使用系数.3由表10-4，用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，.4由B/H=1，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10A）得D1=（修正）计算模数M由式（10-15）得弯曲强度的设计公式确定公式内的各数值：.1由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限大齿轮的弯曲强度极限。 .2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数。.3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得.4计算载荷系数K.5由表10-5查取齿形系数.6由表10-5查得应力校正系数.7计算大小齿轮的并加以比较：大齿轮的值大。设计计算=MM，

16、就正圆整为3，算出小齿轮齿数大齿轮几何尺寸计算.1分度圆直径：.2计算中心距 所以取整206.3齿轮宽度，取。第4章 轴的设计由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.按扭矩初估轴的直径,查表15-3,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用。取A=112则:D1MIN=取D1MIN=30MMD2MIN=取D2MIN=43MMD3MIN=取D3MIN=55MM1轴选轴承为60082轴选轴承为60093轴选轴承为6014根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40MMD2=45MMD3=70MM高速轴1的结构设计(结构详见图)。为了拆装方便,减速器壳体用剖分式

17、,轴的结构形状如图所示。I II III IV V VI VII VIII VIV各轴段直径的确定I-II为最小端,故该段直径为35MM。III-IV段安装轴承，故该段直径为40MM，为了设计的需要，考虑轴的轴向定位，设计II-III段的直径为38MM。IV-V段直径为46MM，齿轮左端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4MM，取V-VI段直径为54MM。VI-VII段安装齿轮46MM，VII-VIII段安装轴承直径为40MM。 各轴段长度的确定I-II段为90MM,II-III段为56MM。轴段III-IV的长度为36MM。轴段IV-V为140MM。V-VI段的长度8MM，VI-VII为90MM

18、,VII-VIII为38。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=143.5MM，L2=51.25MM，L3=49MM。 轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/R6。与轴承内圈配合轴劲选用K6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为10 GB1096-1979及键14*9 GB1096-1979。轴上倒角与圆角为保证6005轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1MM。其他轴肩圆角半径均为2MM。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2*45。 轴1的受力分析.1画轴的受力简图。.2计算支座反力。FT=2T1/D1=

19、2983NFR= =1086N在水平面上=，=505N在垂直面上 = =1086.3 画弯矩图在水平面上 MH1109=152855NMM，MH2=-FP（L1+L2）+179.5+394070.5=26050NMM在垂直面上 MV=492.570.5=34721.25 NMM合成弯矩画转矩图转矩 T1=9550P1/N1=10066NMM.3从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出A-A截面及B-B截面是危险截面。现将计算出的A-A截面处和B-B截面处的及M的值列于下表：载荷水平面垂直面支反力(N)F1=3940， F2=505F1=492.5，F2=549弯矩(N.MM)MH1=152855

20、,MH2=26050总弯矩(N.MM)M1=152855,M2=43407扭矩(N.MM)T=100660按轴的弯扭合成强度校核两危险截面：前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 ，。.4 A-A剖面=6400=25.68 .5 B-B截面=9=8.16 精确校核轴的疲劳强度：过盈配合应力集中在两端，截面IV为危险截面,校核截面IV的强度：.1 IV截面左侧弯曲截面系数=6400抗弯截面系数=12800V截面左侧合成弯矩M=152855 NMM截面IV上的弯曲应力扭转切应力=由表15-1查得由附表3-2查得集中系数R/D=2/40=0.05，D/D=45/40=1.125，由插值法

21、可查又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按式（附表3-4）为=由附图3-2查得尺寸系数由附图3-3的扭转尺寸系数，轴按磨削加工，由附3-4查得表面质量系数轴未经表面强化处理, 即，按式（3-2）及式（3-12A）得综合系数为，又由碳钢的特性系数取，取，于是计算安全系数值，按式（15-6）-（15-8）则得S=1.5，故知其安全。.2IV截面右侧抗弯截面系数=抗扭截面系数WT=故弯矩及弯曲应力为扭矩T3及扭转切应力 T=100660N*MM过盈配合处的由附表3-8用插值法求出轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面IV右侧的安全系数为故该轴在截面I

22、V右侧的强度也是足够的。轴II的结构设计(结构详见图),轴的结构形状如图所示各轴段直径的确定I-II为最小端,装轴承，故该段直径为45MM。为了设计的需要，考虑轴的轴向定位，设计II-III段的直径为50MM。III-IV段为轴承和齿轮的轴向定位提供轴肩，根据计算设计直径为62MM。IV-V段安装齿轮，故该段直径为52MM， V-VI段装轴承，直径和I-II段一样为45MM。各轴段长度的确定I-II段长为轴承的宽度加上轴承到箱体的距离加齿轮到箱体的距离加齿轮间隙为42MM,II-III段装齿轮，长为85MM。轴段III-IV的长度为22MM。轴段IV-V装小齿轮，长度为齿轮宽加齿轮间隙为130

23、MM。V-VI段的长度按齿轮到箱体的距离10MM加轴承到箱体的距离4MM再按加轴承宽度16MM，设计为30MM。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=77MM，L2=142.5MM，L3=55.5MM。及M的值列于下表：载荷水平面垂直面支反力(N)弯矩(N.MM)MH1=942190.2,总弯矩(N.MM)M1=1002656.8,M2=扭矩(N.MM)T=338390画弯矩图：按弯扭合成校核因为M2M1,故按大的弯矩校核=22.098MPAP2,所以按轴承1的受力大小验算。12000H故轴承没达到预期要求，需每隔330天换一次。5.2键的校核(都为圆头平键)高速轴上的键与齿轮连接的键，已知

24、轴的直径为46MM，传递的扭矩为T=由表（6-1课设） 选键宽键高=14 L=63 GB1096-79 则强度条件为 查表许用挤压应力 所以键的强度足够键2 108 L=70 GB1096-79 则强度条件为 查表许用挤压应力所以键的强度足够中间轴上的键因为轴设计的是对称的分布，所以只要考虑一个键，轴直径为50MM,长度为85MM,T=由表（6-1课设） 选键宽键高=149 L=56 GB1096-79查表许用挤压应力 所以键的强度足够低速轴的键与齿轮连接的键，已知轴的直径为75MM，长度为127MM,传递的扭矩为T=由表（6-1课设） 选键宽键高=2012 L=80 GB1096-79查表许

25、用挤压应力 所以强度足够与联轴器的键由表（6-1课设） 选键宽键高=1811 L=70 GB1096-79查表许用挤压应力 所以强度足够联轴器选择为LT10型弹性套筒销联轴器 GB4323-2002(课程设计表17-4)其公称转矩为2000NM 孔径 D=63 长度L=142 L=107第6章 减速器的润滑因齿轮的圆周速度12 M/S，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10MM，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10MM），1/6齿轮。因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V1.52M/S所以采用飞溅润。第7章 主要尺寸及数据箱体尺寸:箱体壁厚箱盖壁厚箱

26、座凸缘厚度B=MM箱盖凸缘厚度B1=12MM箱座底凸缘厚度B2=MM地脚螺栓直径DF=M20地脚螺栓数目N=4轴承旁联接螺栓直径D1=M12联接螺栓D2的间距L=150MM轴承端盖螺钉直径D3=M10定位销直径D=8MMDF 、D1 、D2至外箱壁的距离C1=26MM、18 MM、13 MMDF、D2至凸缘边缘的距离C2=24MM、11 MM轴承旁凸台半径R1=20MM凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离L1=45MM大齿轮顶圆与内箱壁距离1=10MM齿轮端面与内箱壁距离2=10MM箱盖，箱座肋厚M1=M=10MM轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（55.5）D3以上尺寸参考机械设计课程设计P23P25传动比原始分配传动比为：I1=3 I2=3.16 I3=修正后 ：I1=3 I2= I3=各轴新的转速