(论文)二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

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、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44r/min， 减速箱输出轴功率p=3.5马力，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：0.96每对轴承传动效率：0.99圆柱齿轮的传动效率：0.96联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96说明：电机至工作机之间的传动装置的总效率：pw=3.5*0.7457=2.7kw pd=pw/=4kw2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V带传动比i1=24二级圆柱齿轮减速器传动比i2=840所以电动机转速的可选范围是：n电机=i1*i2*n=(24)*(840)*44=7047040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,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，选取Y112M-4 n电机=1440r/min四 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：I总= n电机/n=32.7 因为i总=iA*i线 V带适合的传动比iA=24, iA取3.2 i线=i总/ iA=10.2 而i线=i1齿*i2齿 i1齿=(1.31.6) i2齿 取i1齿=1.45 i2齿 i2齿=2.65 i1齿=3.84 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01，02，03，04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。. 各轴转速： 1轴n1=n电/ iA=1440/3.2=450 2轴 n2= n1/i1齿=450/3.84=117.2 3轴 n3= n2/ i2齿=117.2/2.65=44.2 卷筒轴 n4=n3=44.22各轴输入功率： 1轴 p1=pd*01=4*0.96=3.84KW 2轴 p2=p1*02*1齿=3.84*0.99*0.98=3.73KW 3轴 p3=p2*03*2齿=3.73*0.99*0.98=3.62KW 卷筒轴 p4= p3*04*联轴器=3.62*0.99*0.99=3.55KW3各轴输入转矩： 1轴 T1=9550*P1/n1=8.149*104NMM 2轴 T2=9550*P2/n2=3.039*105NMM 3轴 T3=9550*P3/n3=7.821*105NMM 卷筒轴 T4=9550*P4/n4=7.670*105NMM 齿轮的选材及确定许用应力 两对齿轮都选用相同配对材料及热处理方式 小齿轮 40Cr调质 HB=251 大齿轮 40# 调质 HB=241 安全系数 SH=1.05 SF=1.3 接触疲劳极限 Hlim1=700MPA Hlim2=585MPA 弯曲疲劳极限 FE1=590MPA FE2=445MPA 许用接触应力：H1 =Hlim1/SH=666.67MPA H2= Hlim2/SH=557.14MPA 许用疲劳应力：FE1= FE1/SF=453.85MPA FE2= FE2/SF=342.31MPA 六 设计V带和带轮：1.设计V带确定V带型号查课本表13-6得： 则根据=4.4, =960r/min,由课本图13-5，选择A型V带，取。查课本第206页表13-7取。为带传动的滑动率。验算带速： 带速在范围内，合适。取V带基准长度和中心距a：初步选取中心距a：，取。由课本第195页式（13-2）得：查课本第202页表13-2取。由课本第206页式13-6计算实际中心距：。验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：。求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：查课本第203页表13-3由内插值法得。 EF=0.1=1.37+0.1=1.38 EF=0.08 查课本第202页表13-2得。查课本第204页表13-5由内插值法得。=163.0 EF=0.009=0.95+0.009=0.959则取根。求作用在带轮轴上的压力：查课本201页表13-1得q=0.10kg/m，故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：作用在轴上压力：。七 齿轮的设计：1高速级大小齿轮的设计：材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。查课本第166页表11-7得： 。查课本第165页表11-4得： 。故 。查课本第168页表11-10C图得： 。故 。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，取齿宽系数 计算中心距：由课本第165页式11-5得： 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取 则取 实际传动比：传动比误差：。齿宽：取高速级大齿轮： 高速级小齿轮： 验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得： 按最小齿宽计算： 所以安全。齿轮的圆周速度： 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：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。查课本第166页表11-7得： 。查课本第165页表11-4得： 。故 。查课本第168页表11-10C图得： 。故 。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，取齿宽系数计算中心距： 由课本第165页式11-5得： 取 则 取计算传动比误差：合适齿宽：则取 低速级大齿轮： 低速级小齿轮： 验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：按最小齿宽计算：安全。齿轮的圆周速度：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=100。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，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册第9页表1-16取。L1=1.75d1-3=60。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，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。段装配轴承且，所以查手册62页表6-1取。选用6009轴承。L3=B+2=16+10+2=28。段主要是定位轴承，取。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： 查手册51页表4-1得：得：e=5.96.25。段装配轴承所以 L6= L3=28。2 校核该轴和轴承：L1=73 L2=211 L3=96作用在齿轮上的圆周力为：径向力为作用在轴1带轮上的外力： 求垂直面的支反力：求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支承力：由得NN求并绘制水平面弯矩图：求F在支点产生的反力：求并绘制F力产生的弯矩图：F在a处产生的弯矩：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）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：因为，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 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，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于在范围内，故轴段上采用键：, 采用A型普通键:键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取=50得查课本155页表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=100。根据课本第230页式14-2得：段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+=18+10+10+2=40。装配低速级小齿轮，且取，L2=128，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，L3=10。装配高速级大齿轮，取 L4=84-2=82。段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+3+=18+10+10+2=43。校核该轴和轴承：L1=74 L2=117 L3=94作用在2、3齿轮上的圆周力： N 径向力：求垂直面的支反力计算垂直弯矩：求水平面的支承力： 计算、绘制水平面弯矩图：求合成弯矩图，按最不利情况考虑：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）计算危险截面处轴的直径： n-n截面: 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取取则，轴承使用寿命在年范围内，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：已知参考教材表10-11，由于所以取因为齿轮材料为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：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。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。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6215:。设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取设计另一端轴颈，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，故取取,确定各轴段长度。有联轴器的尺寸决定(后面将会讲到).因为,所以轴头长度因为此段要比此轮孔的长度短其它各轴段长度由结构决定。（4）校核该轴和轴承：L1=97.5 L2=204.5 L3=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： 径向力：求垂直面的支反力：计算垂直弯矩：.m求水平面的支承力。计算、绘制水平面弯矩图。求F在支点产生的反力求F力产生的弯矩图。F在a处产生的弯矩：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）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：考虑到键槽的影响，取因为，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,该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。（6）弯矩及轴的受力分析图如下：（7）键的设计与校核：因为d1=63装联轴器查课本153页表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153页表10-9选键为查课本155页表10-10得因为L6=122初选键长为100,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