二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

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/min,减速箱输曲轴功率P4.25马力，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1.计算电机所需功率Pd：查手册第3页表1-7:1带传动效率：2每对轴承传动效率：3圆

2、柱齿轮的传动效率：4-联轴器的传动效率：5一卷筒的传动效率：说明：电机至工作机之间的传动装置的总效率:1?2?3?4?5PwPwP45Pd3.67KW2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=8：40所以电动机转速的可选范围是：rw机修筒i总192:48:403043040/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女率同步转速r/min额定转速r/min重量总传动比1Y112M-24KW3000289045Kg

3、2Y112M-44KW1500144043Kg3Y132M1-64KW100096073Kg4Y160M1-84KW750720118Kg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,其主要参数如下：额定功率kW满载转速同步转速质量ADEFGHLAB496010007321638801033132515280四确定传动装置的总传动比和分配传动比:总传动比：i总nn卷筒9601950.53分配传动比：取i带3.05则iii250.53/3.0516.49ii1.31.52取ii1.32经计算i23.56ii4.56注

4、：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,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：n1m-960314.86r/mini带3.0568r / minn1nm960i1i带?i134.63n2nmi2 i带？i1?i29603 4.63 3.5619.1r /min2各轴输入功率:P1Pd ? 013.67 0.96 3.52kWP2Pi?12Pd?01?123.670.960.990.963.21kWp3p2?23pd?01?

5、12?233.670.960.990.960.990.963.05kWp4p3?34Pd?01?12?23?343.670.960.990.960.990.960.990.9933kW3各轴输入转矩：Td9550-pd-95503236.5N.mnw960T1Td?i带?0136.53.050.96106.9N.mT2T1?i1?12Td?i带?i1?01?1236.53.054.630.960.990.96470.3N.mTT2?i2?23Td?i带?i1?i2?01?12?2336.5 3.05 4.63 3.56T4 T3? 34 Td?i?i1?i2?36.5 3.05 4.63 3.

6、560.960.990.960.990.961591.5N.m01?12?23?340.960.990.960.990.960.990.9931575.6N.m运动和动力参数结果如下表:轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输由输入输由电动机轴9601轴2轴683轴4轴3六设计V带和带轮:1.设计V带确定V带型号查课本P205表13-6得：Ka1.2则PcKA?Pd1.23.674.4kW根据Pc=,n=960r/min,由课本P205图13-5,选择A型V带，取d1125d2n1di13.051250.98373.63查课本第206页表13-7取d2375。n2为带传动的滑动率0.01:

7、0.02。适。验算带速：Vdini6010001259606.28m/s601000带速在5:25m/s范围内，合取V带基准长度Ld和中心距a:初步选取中心距a：a1.5d1d21.5125375750,取a0750。由课本第195页式（13-2）得:2a。d122d2d22305.8查课本第4a0202页表13-2取Ld25000由课本第LdL0aa0847.1。2验算小带轮包角：206页式13-6计算实际中心距:课本第195页式13-1得：d2d118057.3a163120。求V带根数Z:由课本第204页式13-15得：zPcP0P0KKl查课本第203页表13-3由内插值法得P1.38

8、P0.108。EF=EFAFBCAC查课本第202页表13-2得Kl1.09o查课本第204页表13-5由内插值法得K0.959。得AFef=ACK=+=PCPo Po K KlEG：.：, k4.4kW八c2.841.380.1080.9591.093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,由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：500PC2.5,、25004.4,2.5-(1)qv2(zvK36.280.9591)0.106.282190.9N作用在轴上压力:163Fc2ZF0sin-23190.9sin221132.8N齿轮的设计:1高速级大

9、小齿轮的设计:材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为220HBS查课本第166页表11-7得:Hm 550MpaHlim2 540Mpa。查课本第165页表11-4得：Sh1.1Sf1.3。S查课本第168页表11-10C图得:Flim1200MpaFlm2150Mpa。F lim 2154Mpa F2 Sffi200MpaF1Sf1.3按齿面接触强度设计:150Mpa115Mpao1.39级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数K1.2,取齿宽系数0.4计算中心距：由课本第165页式11-5得：a,3352KT1ui134.

10、63HaU1335490251.21.069105-179.40.44.63考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取a210m2.5贝UziZ2空m实际传动比:168取Zi29Z2139传动比误差:齿宽：baa1394.79294.794.63100%4.630.421084取b23.5%5%。84b90高速级大齿轮:b284Z2139高速级小齿轮:29验算轮齿弯曲强度:查课本第167页表11-9得:YF12.6Yf2.2按最小齿宽b284计算:2KTiYfiF1 2bm Zi2 1.2 106.9 2.6 1032 43.5Mpa84 2.52 29F1Yf 2F 2丫136.8Mpa F2

11、所以安全。齿轮的圆周速度：Vdn29 2.5 314.8查课本第60 100060 1000162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。1.19m/s2低速级大小齿轮的设计:材料：低速级小齿轮选用 45钢调质，齿面硬度为250HB&低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为220HB4查课本第166页表11-7得:Hlim3550MpaHlim4540Mpa。查课本第165页表11-4得：81.181.3。查课本第168页表11-10C图得:F lim 3 200MpaF3 - 154MpaF4Sf1.3按齿面接触强度设计:150Mpa 。200MpaFlim4 150Mpa115Mpa oS

12、1.39级精度制造,查课本第164页表F lim 3F lim 411-32335 KT2H U2取a 250 m 4 则计算传动比误差:98 , 3.56273.56100%1.9% 5%合适齿宽：ba 0.5 250 125 则取 b4 125 b3 b,5: 10130得：载荷系数K1.2,取齿宽系数0.5计算中心距：由课本第165页式11-5得:233.56 1 33351.2470.310241.34900.43.562aZ3Z，一125取Z327Z498m低速级大齿轮：b4125Z498低速级小齿轮：b3130Z3272.25验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：YF32

13、.65YF4按最小齿宽b4 125计算:2KT3YF3F3 bm2Z3一一 一一一 一 32 1.2 1591.5 2.65 103125 42 2747.9MpaYF4F 2YF340.7MpaF4安全。齿轮的圆周速度:d3n260 100027 4 68 0.12m /s60 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0.025a3810箱盖厚度110.02a389箱盖凸缘厚度b1b11.5112箱座凸缘厚度bb1.515箱座底凸缘厚度b2b22.525地脚螺钉直径dfdf0.036a12M24地脚螺钉数目n查手册6

14、轴承旁联结螺栓直径did10.72dfM12盖与座联结螺栓直径d2d2=（：）dfM10轴承端盖螺钊亘径d3d3=（：）df10视孔盖螺钉直径d4d4=（:）df8定位销直径dd=（：）d28df,di,d2至外箱壁的距离Ci查手册表112342218df,d2至凸缘边缘距离C2查手册表1122816外箱壁至轴承端面距离l1i1=c+C2+（5：10）50人齿轮顶圆与内箱壁距离1i15齿轮端面与内箱壁距离2210箱盖，箱座肋厚m1,mm10.851,m0.859轴承端盖外径D2D2D+（:）d3120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离SSd2120（1轴）125（2轴）15

15、0（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35MpaC=100o各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得：dminC3户1003箜222.4又因为装小带轮的电动机轴径d38,又因为高速，m.314.8轴第一段轴径装配大带轮，且d10.8:1.238所以查手册第9页表1-16取d136oL1=600d240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d240,L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。d3段装配轴承且d3d2,所以查手册62页表6-1取d345。选用6009轴承。L3=B+3+2=16+10

16、+2=28。d4段主要是定位轴承，取d450。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:2.5m查手册51页表4-1得:t13.3mmd6段装配轴承所以d6 d3 4516= 1_3=28。2校核该轴和轴承：L1=73L2=211L3=96作用在齿轮上的圆周力为：Ft柒79/ 2948N径向力为FrFtg2984 tg20 1073N作用在轴1带轮上的外力：FFq1132.8N求垂直面的支反力:l2Fr211F1V匕1073800Nl1l273211F2VFrF1V1073800273N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：MavF2vl227321110357.6N.m

17、一一一_3_MavF1vli800731057.4N.m求水平面的支承力：由丁。112)b2得l2211F1H-Ft29482197N11I273211F2HFtF1H29482197751N求并绘制水平面弯矩图:MaHFihIi219773103158.2N.m3MaHF2Hl275121110158.4N.maH2H2求F在支点产生的反力:F1fl3Fl1 l296 1132.873 211384.3NF2FF1FF384.31132.81517.1N求并绘制F力产生的弯矩图:M2FFl31132.896103108.7NMaFF1Fl1384.37310327.7NF在a处产生的弯矩：一

18、一一_一一一3一MaFF1F11384.37310327.7Nm求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把MaF与师M2H直接相加MaMaFM2V-M2H27.7.57.62158.22196.1N.maaaaMaMaFM京M；227.757.42158.42196.2N.maaFavaH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)Me.Mj(T)2196.22(0.6106.9)2206.4N.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B650MPa,查课本231页表14-3得许用弯曲应力1b 60MPa ,贝U :32.5m

19、mMe3206.41030.11b0.160因为d5d4da50mmd,所以该轴是安全的。轴承寿命可由式Lh10n（CL）h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以pFr,查课本259页表16-9,10取fti,fp1.2,取3按最不利考虑，则有：Fr1JF；F；F1f800221972384.32722.4NFr2,F2VF2hF2F273275121517.12316.2N则Lh”!（受）h106（1取5103）36.料因此所该轴承符合要求。60nfPP60314.81.22316.24弯矩及轴的受力分析图如下：5键的设计与校核：根据d136,Ti106.9,确定V带轮选铸铁HT20

20、0,参考教材表10-9，由于di36在30:38范围内，故di轴段上采用键bh：108,采用A型普通键：3键校核.为Li=60综合考虑取1=50得上匚4106.91037.1Mpapdlhp3685010查课本155页表10-10b50:60所选键为：bhl:10850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35MpaC=100。根据课本第230页式14-2得：dminC在100点亘36.1n268d1段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取d140,查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+3+2+2:3=18+10+10+2=40。d2装配低速级小齿轮

21、，且d2d1取d245,匕=128,因为要比齿轮孔长度少2:3。d3段主要是定位高速级大齿轮，所以取d360,L3=4=10。d4装配高速级大齿轮，取d445L4=84-2=82od5段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取d545,查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+3+2+3+2:3=18+10+10+2=43。校核该轴和轴承：L1=74L2=117L3=943作用在2、3齿轮上的圆周力：2里2470.3102707Nd21392.5Ft3迎2470.31038709Nd3274径向力：Fr2Ft2tg2707tg20985NFr3Ft3tg8709 tg 203169N求垂

22、直面的支反力FFr3l3F1V-l1Fr2?(l2l3)985(11794)316994l2l37411794316NF2VFr3F1VFr231693169852500N计算垂直弯矩:.3MavmF1vl1316741023.9N.mMaVn F1v(l1 l2)、2l2316 (74 117)985 11731053.5N.m求水平面的支承力:F1HFt3l3Ft2 ?(l2 l3)l1 l2 l38709 94 270774 117 942114586NF2H Ft2 Ft3 F1H 27078709 4586 6830N计算、绘制水平面弯矩图:MaHm F1Hli 4586 74 10

23、3 323N.mM aHnF2H (l1 l 2)Ft3l26830 (74 117) 8709 117310295N.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑:MamMavmm23.923232323.8N.mMan,M2vnMaHn53.522952300N.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0.6)Me,Man(T2)23002(0.6470.3)2411N.mMeM2m(T2)2,323.82(0.6470.3)2413N.m计算危险截面处轴的直径:n-n截面：d3Me0.11ba411103340.9mm:0.160m-m截面：d3Me0.

24、11ba413103340.9mm0.160轴承寿命可由式Lh(|fL)h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作60nPfP用，所以pFr,查课本259页表16-9,10取fti,fp1.1，取3Fr1F12F1H3162458624596NFr2,；F2vF2h25002683027273N则Lh也(曳)h-(195103)32.12y,轴承使用寿命在2:3年范围60n2PfP60681.17273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d2d445工470.3N.m参考教材表10-11,由于d2(4450)所以取bh:149b 100: 120因为齿轮材料为

25、45钢。查课本155页表10-10得L=128-18=110取键长为110.L=82-12=70取键长为703根据挤压强度条件，键的校核为：b4T24470.31082.9Mpabdhl45970144T24470.3103b54Mpabdhl45910014所以所选键为：bhl:14970bhl:149110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：d1C?3户100J35657.1mm考虑到该轴段上开有键槽，因此取n319.1d157.1(15%)59.9mm查手册9页表1-16圆整成标准值，取d163mm为使联轴器轴向定位，

26、在外伸端设置轴肩，则第二段轴径d270mm。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d270mmo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:D130,B25,da84。d375设计轴段d4,考虑到挡油环轴向定位，故取d480设计另一端轴颈d7,取d7d375mm,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d6,取d6d7,查手册9页表1-16取d680mm。设计轴环d5及宽度b使齿轮轴向定位，故取d5d62h802(0.07803)97.2mmMd5100mmb1.4h1.4(0.07803)

27、12mm,确定各轴段长度。l1有联轴器的尺寸决定1iL107mm(后面将会讲到).50 mm因为mL2B254251019mm,所以12meL5199165轴头长度161h2:31253122因为此段要比此轮孔的长度短2:313B32:338其它各轴段长度由结构决定。(4).校核该轴和轴承：L1=97.5L2=204.5匕=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:2T32 1591.5 103工 98 48119N径向力： Fr Ftg 8119 tg20 2955NFo2 1591.50.25 2701032947N求垂直面的支反力:Fivl2Fr1i l22

28、04.5 295597.5 204.52088NF2VFrF1V29552088867N计算垂直弯矩：MavF2vl2867204.5103180.8N.m3MavF1vli208897.510203.5N.m求水平面的支承力。/204.58119F1H1038N1112302F2HFtF1H571437551959N计算、绘制水平面弯矩图。MaHF1Hli375584.5103317N.mMaHF2Hl21959162103317N.maH2H2求F在支点产生的反力Fl32497116F1f1158N11l2302F2FF1fF115829474105N求F力产生的弯矩图。_3M2FFl32

29、94711610341N3MmFFifIi115897.510100.1NF在a处产生的弯矩：MmFF1F11115897.5103100.1N求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把MmF与MiM；h直接相加。MamMmF,MM100.1,180.82476.32628N.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)Me.M：(T3)2,6282(0.61591)21142N.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b650MPa,查课本231页表14-3得许用弯曲应力lb60MPa,则：,M142103d3357.5mm,0.1伯.0.160考虑到键槽的影响，取d1.0557.560.3mm因为d580mmd,所以该轴是安全的。(5).轴承寿命校核。轴承寿命可由式Lh%(管井进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的60nPfP作用，所以pf,，查课本259页表16-9,10取fti,fp1.2，取3按最