李超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 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。工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，轴承寿命 2年，减速器使用年限为 5年，运输带允许误差 5%知条件：运输带卷筒转速 41r/min ,减速箱输出轴功率 p=3马力。传动装置总体设计：组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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。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：ii1Pd1Pw三、选择电机i.计算电机所需功率Pd :查手册第3页表1-7 :“带传动效率：0.

2、952 每对轴承传动效率：0.993圆柱齿轮的传动效率：0.98 4 联轴器的传动效率：0.995 卷筒的传动效率：0.96说明：一电机至减速器输出轴之间的传动装置的效=i 2 2 2 3 3=0.95*0.99*0.99*0.99*098*0.98=0.8852 确定电机转速： N卷=41r/mimP 电=P 减/ =2.205/0.885=2.492KW查指导书p156: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功率同步转 速r/min额定转速r/min

3、重量总传动比1Y100L-23KW3000288033Kg70.242Y100L2 -43KW1500142038Kg67.623Y132S-63KW100096063Kg23.414Y132M-83KW7507207917.56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 2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y100L2-4，其主要参数如下：额疋 功 率kW满载转速同步转速质量ADEFGHLAB314201500381602860824100380205四确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：i总=lv*i 减 取V带传动比iv=2 4,取 iv=3.2,

4、i 总=n 电/n 卷=1420/41=34.63I 减=34.63/3.2=10.82按展开式分布 ,i1齿=(1.3 1.6 ) i2齿，取i1齿=1.45 i2齿，得 i1 齿=3.96， i2齿=2.73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，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：n仁n 电/iv =1420/3.2=443.75rpmn2=n1/ i1 齿=443.75/3.96=112.06rpmn3=n

5、2/ i2齿=112.06/2.73=41.05rpm2 各轴输入功率：p仁p 电* 1=2.492*0.95=2.3674kwP2=p1* 3* 2 =2.3674*0.98*0.99=2.30kwP3=p2* 3* 2=2.30*0.98*0.99=2.23kwP4=p3* 2* 4=2.23*0.99*0.99=2.19kw3各轴输入转矩：T1=9550*p1/n 仁9550*2.3674/443.75=50.95nmT2=9550*p2/n2=9550*2.30/112.06=196.01nmT3=9550*2.23/41.05=518.79nmT4=9550*p4/n4=9550*2

6、.19/4 仁 510.11nm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2.4921420轴1轴2.36742.3450.9550.44443.752轴2.302.277196.01194.05112.063轴2.232.21518.79513.6041.054轴2.192.17510.11505.0141.05六设计V带和带轮：1.设计v带确定v带型号查课本 P218表 13-8 得：kA 1.4 贝広p=3.489kw 根据 巳=3.489, no=142Or/min,由课本 p2i9 图 13-15，选择 A型V带，取d1 125。=丄(

7、1 - & )=3.2*125*0.98=393查课本第 219 页表 13-9取=400mm为带传动的滑动率0.01 0.02验算带速：v=9.30m/s 带速在 5- 25m/s60*100060000IJA亠范围内，合适。确定中心距、带长、验算包角 取V带基准长度Ld和中心距a：初 步 选 取 中 心 距 a :.=1.5（+ ）=1.5（125+400）=787.5=800mm初算带长：=2 一 +pi/2*（庄）+（邁一述）* 3, 一爲；/（4）=2*800+（125+400）+（“ 二一）*I 1广 /（4*800）=2448.27mm由 P212 表 13-2 取;=2500m

8、m（修正系数 L；=1.09a ai-F=计算实际中心距：2825.87mm验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：180 -Zx57JT = :=卩160.92 120求V带根数 乙由课本第204页式13-15 得: Z 生P。 P。K Kl,n=1420r/min,=125mm查课本第 214页表13-3由内插值法得：=1.90kw,6400a+i= - 1=0.17kw(p216 表 13-5)。Pc则 Z=（Po 十应（1,90 + 0,17）*0r953 *1,09取Z=2求作用在带轮轴上的压力Fq :查课本212页表13-1得q=0.10kg/m，故由课本第197页式13-7

9、得单根V带的初拉 力：X警（釜-】）9心铝（蔦-0+叫 9.30*9.30 = 160.90/V作用在轴上压力 厂；,?：/ O七齿轮的设计：1高速级大小齿轮的设计：料：高速级小齿轮选用 40cr调质，齿面硬度为 251HBS 高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为 241HBS课本第 166 页表 11-7 得：. 0C:,-=590,1安全系数：恋丄肛；S 1.3=7D01.05=666.67MPa=空他a 二竺二 557.14MP,5901.3453t85M,FEJ.4451.3=34231M 島因为软齿面的闭式齿轮传动，所以选用 A方案，即 先按齿面 接触强度设计，再按齿根 弯曲强度验

10、算，对于高速齿轮：H齿=3.96，心=50950NMM=433.75rmp按齿面接触强度设计：由表11-3查的取K=1.2，由于非对称分布，取 I =0.7,由 11-4，_=189.8, 一 =2.5小 齿 轮的分 度圆 直 径 ：2畑釁普畑警跻警 1mm%70.7u= ：齿中心距：a=：=：汎一 G所以a=134.168,调整中心距取 a=135,同时尾数圆整0或5A 的取值 135，140，145传递动力的齿在m=2.5 当a=155,m=2.5,贝L =24.9.取一：=25,则-=99,返算 a=155 满足J =m =62.5,齿宽 b=跖 =0.7x62.5=43.5所以取1=4

11、5, I =502 KYFa 1Ysa12 1.2 50950 1.5830.67MpaF1 453.85bm2Z14222.5252.23X1.82F130.67XF23422.76X1.5899 c3.96325X100% 0.075%齿轮的圆周速度=1.45M/S对照表11-2知选用9级精度是合适的（在允许范围内，尽量选用等级低，即要求低的齿轮）。 低速级大小齿轮的设计：1.材料：低速级小齿轮选45#调质齿面硬度250HBS低速级大齿轮选用45#正 火，齿面硬度220HBS TOC o 1-5 h z 安全系数：嘔：1 _ 7 ；1 L= 585= 375一一 =445, 2_J=557

12、.14MPa，陀:翠=SH=s= 375-14 4二八I ,逅心=, - = 238.46MPaSf IBA软齿面闭式齿轮传动，用A方案。小 齿 轮 分 度 圆 直 径取=120mm中心距L17.47(i+2.7S)；=219.1mm,调整中心距化=220mm同时圆整;的取值为220，225，230当 1.214齿轮端面 与内箱壁 距离22 12箱盖，箱座 肋厚mi, mm10.85 1, m 0.85810轴承端盖 外径D2D2D + （5- 5.5 ） d3120（ 1 轴）125（2 轴）160（3 轴）轴承旁联 结螺栓距 离SS D2120（ 1 轴）125（2 轴）160（3 轴）其

13、中a为低速级的中心距大小七.轴的设计:1.中间轴的设计：材料：选用 45号钢调质处理。查课本3第230页表14-2取35MpaC=110根据课dmin C3P210032.30YrhV112.063本第 230 页式 14-2 得27.38mm d1段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取d1 40 ,查手册 62页表6-1选用6208轴承，L1=B+ 3+ 2 + 2-3 = 44d2装配低速级小齿轮，且d2 d1取d2 50 , L2=95，因为要比齿轮孔长度少23。判断是不是作成齿轮轴：e_2 t12118 5024.329.72.5m查手册 51页表4-1得：t13.8mm故不做成齿

14、轮轴。d3段主要是定位高速级大齿轮，所以取d3 60, L3为中间轴两齿轮间距，L3=812 o可以根据减数器内机壁的尺寸圆整后确定。L=175，故取L3=175-12-45-95-12=11mmd4装配高速级大齿轮，取d4 50，L4=45-2=43。d5段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取d5 40,查手册 62页表6-1 选用 6208轴承，L5=B+ 3+ 2+3+23 =44轴的简化设计如下图:校核该轴和轴承：L1=53.5 L2=81 L3=78.5 作用在1、2齿轮上的圆周力:Ft12Td12 196.01 103247.51583.92N玉 2 196.01 103062

15、.66Nd2128径向力Fr1 Ft1tg1583.92 tg20 576.50NFr2Ft2tg3062.66 tg20 1114.72N求垂直面的支反力Fr1l1 Fr2?(l2 l1)1114.72 (8153.5) 576.50 53.5Fbv亠 空 2 1556.48Nl1 l2 l3213计算垂直弯矩：MaVm FAVl11094.7 53.5 10 358.6N.m3M aVnF bv I3556.48 78.5 1043.7N.m求水平面的支承力Ft1(l3J)甩？13l1 l2l31583.92*159.53062.66 7&52314n213Fbh Ft2 Ft1 Fah

16、3062.66 1583.92 2314.8 2331.78N计算、绘制水平面弯矩图：MaHm FAHl12314.8 53.5 10 3123.84N.m3MaHnFBHl32331.78 78.5 10183N.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑：Mam Mvm M 爲 582 123.84? 137N.mMan.Mtn M n43.72 183? 188N.m0.3)求危险截面当量弯矩：从图下可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数Me,M；m(T2)2.1372(0.3 196.01)2149N.mMe M an(T2)2,1882(0.3 196.01)2197N.

17、m计算危险截面处轴的直径：Me3 197 103n-n 截面：d 3： 3 32mmm-m截面：d3 149 103 0.1 600.1 1b 0.1 6029mm由于d2 d4 50mm d，所以该轴是安全的。轴承寿命校核：106 Cf轴承寿命可由式Lh 亠(9) h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用, 60n Pfp所以P Fr ,查课本 259页表16-9，10取ft 1, fp 1.1,取 3FrA、下A fAh 、1094.72 2314.82 2560.6NFrB: F；v FBH,556.482 2331.782 2397.26N则Lh 叵(CL) h 10(1 31.5

18、10)3 10年，轴承使用寿命在2-360rt Pfp60 112.06 1.1 2560.6年范围内，因此所该轴承有一定的富裕度，但是选用6008时，其两种轴承的B相差不大，经过简单的计算发现轴承的使用年限为：旦(空)h(1 21 10)3 4年故还是选用6208轴承。60n2 PfP60 112.06 1.1 2560弯矩及轴的受力分析图如下：键的设计与校核：已知d2 d4 50,T2 196.01N.m参考教材表4-1,由于d2 (55 58)所以取b h:16 9，b h l :16 6 80因为齿轮材料为45钢。查课本 155页表10-10得b 100120由于大齿轮齿面宽度为95m

19、m取键长为90mm小齿轮的齿面宽度为45mm，取键 长为403根据挤压强度条件，键的校核为：b 4T2 4 196.01 10 30Mpa bdhl 55 10 50320Mpa4T24 196.01 10bdhl 55 10 80所以所选键为：b h l :16 10 50 b h l :16 10 802高速轴设计：1）材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=10Q各轴段直径的确定：根据课本 3第230页式14-2 得d min2.4674仃的的）443.75又因为装小带轮的电动机径d 28，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且d10.81.2 28所以查手册 第9页表

20、 1-16 取 d1 30mm。L1=1.75d1-2=50.5 。（ l1 为带轮的宽度）d1 30因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密圭寸圈，故取套密圭寸圈的轴颈为d2且d2 d1所以查手册85页表7-12取d2 35mm ,及密封圈的结构参数如下：D 49mm,d1 34mm, B1 7mm, D0 48mm, d0 36mm d3段装配轴承且d3 d2，所以查手册62页表6-1取d3 40mm。选用6008轴承。l_3=B+ 3+12=16+10+2=38m。d4段主要是定位轴承，取d4 45mm。L4根据箱体内壁线确定 即L4= 96mm05装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：-J

21、e t1 2.5m查手册 51 页表4-1 得:2t14.3mm得: e 专 t1 宁 4.3 2.5m,故做成齿轮轴 d6段装配轴承所以 d6 d3 40mm L6= L3=39.5mm 综上轴的简化设计如下：4040303545校核该轴和轴承L1=119.5 L2=158.5 L3=62.5作用在齿轮上的圆周力为:2T；2 73.8 103d,57.52566.9N径向力为 Fr Fttg2566.9 tg20 934.3N作用在轴1带轮上的外力：F Fq 666.65N求垂直面的支反力：FAV空 934.3 264.2Nl3 l2221Fbv Fr Fav 934.3 264.2 670

22、N 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图:Mav FAvl2264.2 158.5 10341.9Nm求水平面的支承力：由 Fah (l312) Ft3 得丨3l2l3Ft62.52212566.9725.9NFbh Ft Fah 2566.9 725.9 1840.9N求并绘制水平面弯矩图：MaH FAHl1725.9 158.9 10 3 115.3N.m求F在支点产生的反力:666.65*340.51027.1NFbf F Faf 666.65 1027.1360.5N求并绘制F力产生的弯矩图：MaF Fl1666.5 119.5 10 379.6N.mMaFFbF13360.5 62.5 10

23、322.5N.m求合成弯矩图：I考虑最不利的情况，把MaF与, M； M：h直接相加。Ma MaF ,MIT 22.5 . 41.92 115.32 145.2N.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0.3）Me M （ T）2.145.22 （0.3 73.8）2 146.9N.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B 650MPa，查课本3 231d3 146.9 103、0.1 60页表14-3得许用弯曲应力1b 60MPa，贝U:29mm因为d5 d4 d3 50mm d，所以该轴是安全的。3）轴承寿命校核

24、：轴承寿命可由式Lh 理（更）h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，60n Pfp所以P Fr，查课本 259页表16-9，10取ft 1,fp 1.2,取 3按最不利考虑，则有：FrA.fAv fAh FaF- 264.22 725.92 1027.1 1799.6NFrB,FBv FBH FbF 6702 1840.92 360.5 2319.5Nh10660 443.75(1 22 103 )3(1.2 2319.5)因此所该轴承符合要4）弯矩及轴的受力分析图如下:Mmrc)5）键的设计与校核根据di 30mm,T, 50.95N.m，确定V带轮选铸铁HT2O0参考教材由于d“ 3

25、0在3844范围内，故di轴段上采用键b h : 12 8,采用A型普通键：键校核 为L1 = 1.75d1-3=67综合 考虑取 I =50 得4Tl 4 50.95 10 20Mpa p 查课本3 155 页表 10-10 b 5060所 dlh 30 8 50选键为：b h l :10 8 503从动轴的设计：（一）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: d1 40mmd11002.2341.0537.87mm查手册19页表1-16圆整成标准值，取使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径d2 45mm。查手册1 85页表7-1，

26、此尺寸符合轴承盖和密圭寸圈标准值，因此取 d2 45mm。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6010； d3 50设计轴段d4，考虑到挡油环轴向定位，故取 d4 55mm考虑另一端的齿轮定位取轴环 d5 60mm及宽度b=10mm并且齿轮的轴颈取为 d6 d3 50mm，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。确定各轴段长度。11由联轴器的尺寸决定11 L 107mmI227.5 11 15.5 54mm轴头长度I5 =b-2=83 .因为此段要比此轮孔的长度短 2-3,其它各轴段长度由结构决定。故最后从动轴的结构简图如下图：50(3)校

27、核该轴和轴承：l_1=77 L 2=204.5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：Ft2T3d42 518.79 10388 42947.6N径向力：FrFttg2947.6 tg20 1072.8N在结合中间轴上的径向力，切向力的大小所以取Fr 1100N , Ft 3000N求垂直面的支反力:l1 l21100*148225723NFbv Fr Fav 1100 723 377N计算垂直弯矩：Mav FAvl1723 77 10 355.7N.m求水平面的支承力。l2Ft3000 1481973Nl1 l2225Fbh Ft Fah 3000 1973 102

28、7N计算、绘制水平面弯矩图。MaH FAHh 1973 77 10 3152N.m求合成弯矩图。MamM av M；h、55.72 1522 162N.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0.3)Me 寸M2m ( T3)2 丿1622 (0.3 518.79)2 225N.m计算危险截面处轴的直径。因为材料选择45#调质，查课本3 225页表14-1得B 650MPa，查课本3 231页表14-3得许用弯曲应力1b 60MPa，贝U:3225 103、0.1 6033.5mm考虑到键槽的影响，取d 1.05 45.8 4&1mm因为d5 55mm d，所以该轴是安全的。(4)轴承寿命校核106 Cf轴承寿命可由式Lh 止(上丄)h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用, 60n Pfp所以P Fr，查课本3 259页表16-9，10取f 1, fp 1.2,取 3按最不利考虑，则有：Pa FrA .F：v F：h、7232 19732 2010NPb FrBFB； FBH 3772 10272 1094N则 Lh 呱鱼)h106r 385103)5年,60傀 PfP 60 41.05 1.2 4738.8该轴承寿命为55年，所以轴上的轴承是适合要求的。(5) 弯矩及轴的受力分析图如下abazb)FbtFtFatFard)e)4T