(论文)带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器的设计最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

1 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19 /minr， 减速箱输出轴功率4.25P 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： 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 三、 选择电机 . 计算电机所需功率dP： 查手册第 3 页表 1-7： 1 带传动效率：0.96 2 2 每对轴承传动效率：0.99 3 圆柱齿轮的传动效率：0.96 4 联轴器的传动效率：0.993 5 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： 42 12345 45 wPP 3.67 w d P PKW 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=8:40 所以电动机转速的可选范围是： 19248403043040 /minnnir: 电机卷筒总 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 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 3 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 A D E F G H L AB 4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280 四 确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比： 960 50.53 19 n i n 总 卷筒 分配传动比：取 3.05i 带 则 1250.53/3.05 16.49ii 121.3 1.5ii: 取 121.3ii 经计算 23.56i 14.56i 注：i带为带轮传动比， 1i为高速级传动比，2i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 01122334 ,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： 1 960 314.86 /min 3.05 m n nr i 带 4 1 2 11 960 68 /min 3 4.63 m nn nr iii 带 2 3 212 960 19.1 /min 3 4.63 3.56 m nn nr iiii 带 2 各轴输入功率： 101 3.67 0.963.52 d ppkW 21120112 3.67 0.96 0.99 0.963.21 d pppkW 3223011223 3.67 0.96 0.99 0.96 0.99 0.963.05 d pppkW 433401122334 3.67 0.96 0.99 0.96 0.99 0.96 0.99 0.9933 d pppkW 3 各轴输入转矩： 3.67 9550955036.5 . 960 d d w p TN m n 101 36.5 3.05 0.96106.9 . d TTiN m 带 2111210112 36.5 3.05 4.63 0.96 0.99 0.96 470.3 . d TTiTii N m 带 3222312011223 36.5 3.05 4.63 3.56 0.96 0.99 0.96 0.99 0.961591.5 . d TTiTiii N m 带 433401201122334 36.5 3.05 4.63 3.56 0.96 0.99 0.96 0.99 0.96 0.99 0.9931575.6 . d TTTiii N m 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 5 六 设计 V 带和带轮： 1.设计 V 带 确定 V 带型号 查课本 205 P表 13-6 得：2 . 1 A K 则1.2 3.674.4 cAd PKPkW 根据 c P=4.4, 0 n=960r/min,由课本 205 P图13-5， 选择A型V带， 取1125d 。 1 21 2 13.05 125 0.98373.63 n dd n 查课本第 206 页表 13-7 取2375d 。 为带传动的滑动率0.010.02:。 验算带速： 1 1125 960 6.28/ 60 100060 1000 d n Vm s 带速在525/m s:范围内，合 适。 取 V 带基准长度 d L和中心距 a： 初步选取中心距 a：0121.51.5 125375750add，取0750a 。 由课本第 195 页式（13-2）得： 00 0 2 21 1222305.8 24 dd Ladd a 查课本第 202 页表 13-2 取2500dL 。由课本第 206 页式 13-6 计算实际中心距： 0 0847.1 2 dLL aa 。 验 算 小 带 轮 包 角： 由 课 本 第195页 式13-1得 ： 21 18057.3163120 dd a 。 求 V 带根数 Z：由课本第 204 页式 13-15 得： 00L c P Z PPK K 查课本第 203 页表 13-3 由内插值法得01.38P 00.108P。 EFAF BCAC EF=0.1 0 P=1.37+0.1=1.38 6 K 1 EFAF BCAC EF=0.08 00.100.108P 查课本第 202 页表 13-2 得1.09LK 。 查课本第 204 页表 13-5 由内插值法得0.959K。 1 =163.0 EFAF BCAC EF=0.009 K=0.95+0.009=0.959 则 00 4.4 2.84 1.380.1080.959 1.09L c PkW Z PP K K 取3Z 根。 求作用在带轮轴上的压力 Q F：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 ： 22 0 5002.5500 4.42.5 (1)(1)0.10 6.28190.9 3 6.280.959 c P FqvN zvK 作用在轴上压力： 0 163 2sin2 3 190.9 sin1132.8 22 c FZFN 。 七 齿轮的设计： 7 1 高速级大小齿轮的设计： 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：lim 1550HMpa lim 2540HMpa。 查课本第 165 页表 11-4 得：1.1HS 1.3FS 。 故 lim 1 1 550 500 1.1 H H H Mpa Mpa S lim 2 2 540 490 1.1 H H H Mpa Mpa S 。 查课本第 168 页表 11-10C 图得：lim 1200FMpa lim 2150FMpa。 故 lim 1 1 200 154 1.3 F F F Mpa Mpa S lim 2 2 150 115 1.3 F F F Mpa Mpa S 。 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1.2K ，取齿宽系数0.4a 计算中心距：由课本第 165 页 式 11-5 得： 1 1 1 2 2 5 33 3353351.2 1.069 10 14.63 1179.4 4900.4 4.63Ha KT au u 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取210a 2.5m 则12 2 168 a ZZ m 取129Z 2139Z 实际传动比： 139 4.79 29 传动比误差： 4.794.63 100%3.5%5% 4.63 。 齿宽：0.4 21084aba取284b 190b 高速级大齿轮：284b 2139Z 高速级小齿轮：190b 129Z 验算轮齿弯曲强度： 查课本第 167 页表 11-9 得：12.6FY 22.2FY 按最小齿宽284b 计算： 11 11 1 3 22 22 1.2 106.9 2.6 10 43.5 84 2.529 F FF KT Y Mpa bm Z 2 212 1 36.8 F FFF F Y Mpa Y 所以安全。 齿轮的圆周速度： 1129 2.5 314.8 1.19/ 60 100060 1000 d n Vm s 8 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45钢调质，齿面硬度为 250HBS。 低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为 220HBS。 查课本第 166 页表 11-7 得：lim 3550HMpa lim 4540HMpa。 查课本第 165 页表 11-4 得：1.1HS 1.3FS 。 故 lim 3 3 550 500 1.1 H H H Mpa Mpa S lim 4 4 540 490 1.1 H H H Mpa Mpa S 。 查课本第 168 页表 11-10C 图得：lim 3200FMpa lim 4150FMpa。 故 lim 3 3 200 154 1.3 F F F Mpa Mpa S lim 4 4 150 115 1.3 F F F Mpa Mpa S 。 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1.2K ，取齿宽系数0.5 计算中心距： 由课本第 165 页式 11-5 得： 2 2 2 2 2 3 33 3353351.2 470.3 10 13.56 1241.3 4900.4 3.56H KT au u 取250a 4m 则 34 2 125 a ZZ m 取327Z 498Z 计算传动比误差： 98 3.56 27 100%1.9%5% 3.56 合适 齿宽：0.5 250125ba则取4125b 34510130bb: 低速级大齿轮：4125b 498Z 低速级小齿轮：3130b 327Z 验算轮齿弯曲强度： 查课本第 167 页表 11-9 得：32.65FY 42.25FY 按最小齿宽4125b 计算： 33 33 3 3 22 22 1.2 1591.5 2.65 10 47.9 125 427 F FF KT Y Mpa bm Z 4 234 3 40.7 F FFF F Y Mpa Y 安全。 9 齿轮的圆周速度： 3227 4 68 0.12/ 60 100060 1000 d n Vm s 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 83025. 0a 10 箱盖厚度 1 8302. 0 1 a 9 箱盖凸缘厚 度 1 b 11 5 . 1b 12 箱座凸缘厚 度 b 5 . 1b 15 箱座底凸缘 厚度 2 b 5 . 2 2 b 25 地脚螺钉直 径 f d 12036. 0ad f M24 地脚螺钉数 目 n 查手册 6 轴承旁联结 螺栓直径 1 d f dd72. 0 1 M12 盖与座联结 螺栓直径 2 d 2 d=（0.5: 0.6） f d M10 轴承端盖螺 钉直径 3 d 3 d= （0.4:0.5） f d 10 10 视孔盖螺钉 直径 4 d 4 d= （0.3:0.4） f d 8 定位销直径 d d= （0.7:0.8） 2 d 8 f d， 1 d， 2 d至 外箱壁的距 离 1 C 查手册表 112 34 22 18 f d，2d至凸缘 边缘距离 2 C 查手册表 112 28 16 外箱壁至轴 承端面距离 1 l 1 l= 1 C+ 2 C+ （5:10） 50 大齿轮顶圆 与内箱壁距 离 1 1 1.2 15 齿轮端面与 内箱壁距离 2 2 10 箱盖，箱座 肋厚 mm , 1 85. 0,85. 0 11 mm 9 8.5 轴承端盖外 径 2 D DD 2 +（5:5.5） 3 d 120（1 轴） 125（2 轴） 150（3 轴） 轴承旁联结 螺栓距离 S 2 DS 120（1 轴） 125（2 轴） 11 150（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 35Mpa C=100。 各轴段直径的确定：根据课本第 230 页式 14-2 得： 1 m i n 1 33 3.52 10022.4 314.8 P dC n 又因为装小带轮的电动机轴径38d ，又因为高速 轴第一段轴径装配大带轮，且10.81.238d :所以查手册第 9 页表 1-16 取 136d 。L1=1.75d1-3=60。 240d 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240d ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。 3d段装配轴承且32dd，所以查手册 62 页表 6-1 取345d 。选用 6009 轴承。 L3=B+3+2=16+10+2=28。 4d段主要是定位轴承，取450d 。L4根据箱体内壁线确定后在确定。 5d装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴： 4 1 2.5 2 f dd etm 查手册 51 页表 4-1 得： 1 3.3tmm 得：e=5.96.25。 6d段装配轴承所以6345dd 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： 3 1 1 22 106.9 10 2948 29 2.5 t T FN d 12 径向力为2984201073 rt FFtgtgN 作用在轴 1 带轮上的外力：1132.8 Q FFN 求垂直面的支反力： 2 1 12 211 1073800 73211 r V l F FN ll 21 1073 800273 VrV FFFN 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： 3 22 273 211 1057.6 . avv MF lN m 3 11 800 73 1057.4 . avv MF lN m 求水平面的支承力： 由 1122 () Ht FllFl得 2 1 12 211 29482197 73211 Ht l FF ll N 21 29482197751 HtH FFFN 求并绘制水平面弯矩图： 3 11 2197 73 10158.2 . aHH MF lN m 3 22 751 211 10158.4 . aHH MF lN m 求 F 在支点产生的反力： 3 1 12 96 1132.8 384.3 73211 F l F FN ll 21 384.3 1132.81517.1 FF FFFN 求并绘制 F 力产生的弯矩图： 3 23 1132.8 96 10108.7 F MFlN 3 11 384.3 73 1027.7 aFF MF lN F 在 a 处产生的弯矩： 13 3 11 384.3 73 1027.7 aFF MF lNm 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 aF M与 22 avaH MM直接相加。 2222 27.757.6158.2196.1 . aaFaVaH MMMMN m 2222 27.757.4158.4196.2 . aaFaVaH MMMMN 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 ） 2222 ()196.2(0.6 106.9)206.4 . a e MMTN 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650 B MPa，查课本 231 页 表 14-3 得许用弯曲应力 1 60 b MPa，则： 3 3 3 1 206.4 10 32.5 0.10.1 60 e b M dmm 因为 54 50 a dddmmd，所以该轴是安全的。 3 轴承寿命校核： 轴承寿命可由式 6 10 () 60 t h P Cf Lh n Pf 进行校核， 由于轴承主要承受径向载荷的作用， 所以 r PF，查课本 259 页表 16-9，10 取1,1.2, tp ff取3 按最不利考虑，则有： 2222 1111 8002197384.32722.4 rvHF FFFFN 2222 2222 2737511517.12316.2 rvHF FFFFN 则 663 3 10101 29.5 10 ()()6.3 6060 314.81.2 2316.2 t h P Cf Lh nf P 年 因此所该轴承符合要求。 4 弯矩及轴的受力分析图如下： 14 轴1 5 键的设计与校核: 根据 11 36,106.9dT，确定 V 带轮选铸铁 HT200，参考教材表 10-9,由于 1 36d 在3038:范围内，故 1 d轴段上采用键b h：10 8, 采用 A 型普通键: 键 校 核 . 为L1=1.75d1-3=60综 合 考 虑 取l=50得 3 1 44 106.9 10 37.1 36 850 10 p T Mpap dlh 查课本 155 页表 10-105060b:所选键 为：:10 8 50b h l 15 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： 2 min 2 33 3.21 10036.1 68 P dC n 1d段要装配轴承，所以查手册第 9 页表 1-16 取140d ，查手册 62 页表 6-1 选用 6208 轴承，L1=B+3+2+2 3 :=18+10+10+2=40。 2d装配低速级小齿轮， 且21dd取245d ， L2=128， 因为要比齿轮孔长度少2 3 :。 3d段主要是定位高速级大齿轮，所以取360d ，L3=4=10。 4d装配高速级大齿轮，取445d L4=84-2=82。 5d段要装配轴承，所以查手册第 9 页表 1-16 取545d ，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=74 L2=117 L3=94 作用在 2、3 齿轮上的圆周力： 3 2 2 2 22 470.3 10 2707 139 2.5 t T FN d 3 2 3 3 22 470.3 10 8709 27 4 t T F d N 径向力： 22 270720985 rt FF tgtgN 33 8709203169 rt FF tgtgN 求垂直面的支反力 3 3223 1 123 ()985 (11794)3169 94 316 74 11794 rr V F lFll FN lll 2312 3169316 9852500 VrVr FFFFN 计算垂直弯矩： 16 3 11 316 74 1023.9 . aVmV MF lN m 3 1122 2 ()316 (74 117)985 1171053.5 . aVnVr MFllF lN m 求水平面的支承力： 3 3223 1 123 ()8709 942707 211 4586 74 11794 tt H F lFll FN lll 2231 2707870945866830 HttH FFFFN 计算、绘制水平面弯矩图： 3 11 4586 74 10323 . aHmH MF lN m 3 2123 2 ()6830 (74 117)8709 11710295 . aHnHt MFllF lN m 求合成弯矩图，按最不利情况考虑： 2222 23.9323323.8 . amavmaHm MMMN m 2222 53.5295300 . anavnaHn MMMN 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 ） 2222 2 ()300(0.6 470.3)411 . ean MMTN m e M 2222 2 ()323.8(0.6 470.3)413 . am MTN m 计算危险截面处轴的直径： n-n 截面: 3 3 3 1 411 10 40.9 0.10.1 60 e b M dmm m-m 截面: 3 3 3 1 413 10 40.9 0.10.1 60 e b M dmm 由于4 2 45ddmmd，所以该轴是安全的。 轴承寿命校核： 轴承寿命可由式 6 10 () 60 t h P Cf Lh n Pf 进行校核， 由于轴承主要承受径向载荷的作 17 用，所以 r PF，查课本 259 页表 16-9，10 取1,1.1, tp ff取3 2222 111 31645864596 rvH FFFN 2222 222 250068307273 rvH FFFN 则 663 3 2 10101 29.5 10 ()()2.12 6060 681.1 7273 t h P Cf Lhy nPf ，轴承使用寿命在23: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4 22 45,470.3 .ddTN m参考教材表 10-11，由于 2 ( 44 50)d 所以取 : 149b h 因为齿轮材料为 45 钢。查课本 155 页表 10-10 得100120b: L=128-18=110 取键长为 110. L=82-12=70 取键长为 70 18 根据挤压强度条件，键的校核为： 3 2 44 470.3 10 82.9 45 970 14 bb T Mpa dhl 3 2 44 470.3 10 54 45 9100 14 bb T Mpa dhl 所以所选键为:14 9 70b h l :14 9 110b h l 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： 3 3 3 1 3 3.56 10057.1 19.1 P dCmm n 考虑到该轴段上开有键槽，因此取 1 57.1 (1 5%)59.9dmm查手册 9 页表 1-16 圆整成标准值，取 1 63dmm 为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径 2 70dmm。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 2 70dmm。 设计轴段3d，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 6215:130,25,84 a DBd。 3 75d 设计轴段 4 d，考虑到挡油环轴向定位，故取 4 80d 设计另一端轴颈 7 d，取 73 75ddmm，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 6 d，取 67 dd，查手册 9 页表 1-16 取 6 80dmm。 设计轴环 5 d及宽度 b 使齿轮轴向定位，故取 56 2802 (0.07 803)97.2ddhmm 取 5 100dmm 1.41.4 (0.07 803)12bhmm, 确定各轴段长度。 1 l有联轴器的尺寸决定 1 107lLmm(后面将会讲到). 19 2 550lmeL 因为2 2 5425 1019mLBmm ,所以 2 5199 16550lmeLmm 轴头长度 6 23125 3122hll :因为此段要比此轮孔的长度短23: 332338lB : 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： 3 3 4 22 1591.5 10 8119 98 4 t T FN d 径向力：8119202955 rt FFtgtgN 3 0 2 1591.5 0.25102947 270 FFN 求垂直面的支反力： 2 1 12 204.5 2955 2088 97.5204.5 r V l F FN ll 21 29552088867 VrV FFFN 计算垂直弯矩： 3 22 867 204.5 10180.8 . avv MF lN m 3 11 2088 97.5 10203.5 avv MF lN .m 求水平面的支承力。 2 1 12 204.5 8119 1038 302 t H l F FN ll 21 5714 37551959 HtH FFFN 计算、绘制水平面弯矩图。 3 11 3755 84.5 10317 . aHH MF lN m 20 3 22 1959 162 10317 . aHH MF lN m 求 F 在支点产生的反力 3 1 12 2497 116 1158 302 F Fl FN ll 21 115829474105 FF FFFN 求 F 力产生的弯矩图。 3 23 2947 116 10341 F MFlN 3 11 1158 97.5 10100.1 mFF MF lN F 在 a 处产生的弯矩： 3 11 1158 97.5 10100.1 mFF MF lN 求合成弯矩图。 考虑最不利的情况，把 mF M与 22 avaH MM直接相加。 2222 100.1180.8476.3628 . ammFavaH MMMMN 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 ） 2222 3 ()628(0.6 1591)1142 . am e MMTN 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650 B MPa，查课本 231 页表 14-3 得许用弯曲应力 1 60 b MPa，则： 3 3 3 1 142 10 57.5 0.10.1 60 e b M dmm 考虑到键槽的影响，取1.05 57.560.3dmm 因为 5 80dmmd，所以该轴是安全的。 （5） 轴承寿命校核。 21 轴承寿命可由式 6 10 () 60 t h P Cf Lh n Pf 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的 作用，所以 r PF，查课本 259 页表 16-9，10 取1,1.2, tp f