李超 二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

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，轴承寿命2年，减速器使用年限为5年，运输带允许误差5%。3 知条件：运输带卷筒转速41r/min， 减速箱输出轴功率p=3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i. 计算电机所需功率： 查手册第3页表1-7：带传动效率：0.95 每对轴承传动效率：0.99圆柱齿轮的传动效率：0.98联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96说明：电机至减速器输出轴之间的传动装置的效率：=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：额定功率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 =Iv*i减 取V带传动比iv=24,取iv=3.2,i总 =n电/n卷=1420/41=34.63I减=34.63/3.2=10.82按展开式分布 ，齿=（1.31.6）齿 ，取齿=1.45 齿，得 齿=3.96，齿=2.73注：为带轮传动比，为高速级传动比，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：n1=n电/iv =1420/3.2=443.75rpmn2=n1/ 齿=443.75/3.96=112.06rpmn3=n2/齿=112.06/2.73=41.05rpm2各轴输入功率：p1=p电* =2.492*0.95=2.3674kwP2=p1*=2.3674*0.98*0.99=2.30kwP3=p2*=2.30*0.98*0.99=2.23kwP4=p3*=2.23*0.99*0.99=2.19kw3各轴输入转矩： T1=9550*p1/n1=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*2.19/41=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轴2.49214201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带型号查课本表13-8得： 则pc=kap=3.489kw根据=3.489, =1420r/min,由课本图13-15，选择A型V带，取。d2=id1(1-)=3.2*125*0.98=393查课本第219页表13-9取d2=400mm。为带传动的滑动率。验算带速：v=pid1n160*1000 =pi*125*142060000 =9.30m/s带速在范围内，合适。确定中心距、带长、验算包角。取V带基准长度和中心距a：初步选取中心距a：a0=1.5(d1+d2)=1.5(125+400)=787.5=800mm初算带长：L0=2a0+pi/2*(d1+d1)+ (d1-d1)* (d1-d1)/(4a0)=2*800+pi2(125+400)+ (400-125)* 400-125)/(4*800)=2448.27mm 由P212表13-2取Ld=2500mm修正系数Kl=1.09计算实际中心距：825.87mm验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：1=160.92120求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：,n=1420r/min,d1=125mm 查课本第214页表13-3由内插值法得p0=1.90kw,i=d2d1(1-)=400125(1-0.02)=3.72p0=0.17kw(P216表13-5)。则Z=Pc(P0+P0)KKL=3.4891.90+0.17*0.953*1.09=1.62 取Z=2根。求作用在带轮轴上的压力：查课本212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：F0=500PCZV2.5K-1+QV*V=500*3.4892*9.302.50.953-1+0.1*9.30*9.30=160.90N 作用在轴上压力：FQ=2ZF0sin12=634.70N。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。高速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为241HBS。 课本第166页表11-7得：Hlmi1=700 Hlmi2=585 FE1=590, FE2=445安全系数：sh=1.05 。 故H1=Hlmi1SH=7001.05=666.67MPA ,H2= Hlmi2SH=5851.05=557.14MPA,F1 = FE1SF=5901.3=453.85MPA,F2 = FE2SF=4451.3=342.31MPA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 弯曲强度验算 ，对于高速齿轮：i1齿=3.96，T1=50950NMM，n1=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d=0.7,由11-4，ze=189.8, zh=2.5小齿轮的分度圆直径：d1=32kt1(zezhh)2u+1ud=32x1.2x50950x(189.8x2.5557.14)23.96+13.960.7=54.1mmu=d2d1=i1齿 中心距：a=d1+d22=d12(1+i1)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,则z1=24.9.取z1=25，则z2=99，返算a=155满足d1=mz1=62.5,齿宽b=dd1=0.7x62.5=43.5所以取d1=45，d2=50所以安全计算传动比误差：齿轮的圆周速度V=pid1n160x1000=3.14X62.5X443.7560000=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安全系数：sh=1.05,sf=1.3Hlmi1=585 Hlmi2=375 FE1=445, FE2=310 H1=Hlmi1SH=5851.05=557.14MPA ,H2= Hlmi2SH=3751.05=375.14MPA,F1 = FE1SF=4451.3=342MPA,F2 = FE2SF=3101.3=238.46MPA软齿面闭式齿轮传动，用A方案。小齿轮分度圆直径d1,=32kt1(zezhh)2u+1ud=32x1.2x196010x(189.8x2.5557.14)23.73+13.730.7=117.47mm取d1=120mm,中心距a,=d1,+d2,2=d1,(1+i2,)2a,=117.47(1+2.73)2=219.1mm,调整中心距a,=220mm，同时圆整为0或5a,的取值为220，225，230当a,=240时，m,=4时，z1,=32, z2,=88,返算a,=240传动误差：，齿宽：齿宽b=dd1=0.7x128=89.6取b1,=95, b2,=90 安全，齿轮的圆周速度：V=pid1n160x1000=3.14X128X112.0660000=0.704M/S，查表11-2知选用9级精度合适。2 V带的设计： 双班制工作，由P218查表13-8的 则p电=2.492,根据, =1420r/min,由课本 图13-5，选择A型V带确定带轮直径，取=125，由表13-9取=400V=带速在5-25之间，合适。初步选取中心距a：，取初算带长：由表13-2取Ld=2500mm,修正系数KL=1.09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：N=1420r/min, d1=125mm,查表13-3采用内插法P0=1.90KW查课本表13-5,kw。查课本表13-2得。查课本表13-7得。 则取根。确定作用在带轮轴上的压力：查课本表13-1得q=0.10kg/m，单根V带的初拉力：作用在轴上压力：。六.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9箱盖厚度9箱盖凸缘厚度14箱座凸缘厚度14箱座底凸缘厚度23地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M16盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）10，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）46.5大齿轮顶圆与内箱壁距1.214齿轮端面与内箱壁距离12箱盖，箱座肋厚810轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）160（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）160（3轴）其中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。查课本第230页表14-2取C=110。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+= 装配低速级小齿轮，且取，因为要比齿轮孔长度少。判断是不是作成齿轮轴： 查手册51页表4-1得：故不做成齿轮轴。段主要是定位高速级大齿轮，所以取，为中间轴两齿轮间距，。可以根据减数器内机壁的尺寸圆整后确定。=175，故取装配高速级大齿轮，取 ，。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，L5=B+3+=。轴的简化设计如下图：校核该轴和轴承： 作用在1、2齿轮上的圆周力： 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：从图下可见，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：故还是选用6208轴承。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4-1，由于所以取，因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得由于大齿轮齿面宽度为95mm,取键长为90mm.小齿轮的齿面宽度为45mm ，取键长为40根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为: 2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=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。 。（为带轮的宽度）因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，故取套密封圈的轴颈为且所以查手册 85页表7-12取，及密封圈的结构参数如下： 段装配轴承且，所以查手册62页表6-1取。选用6008轴承。L3=B+12=16+10+2=38mm。段主要是定位轴承，取。L4根据箱体内壁线确定即96mm,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：,故做成齿轮轴。段装配轴承所以 综上轴的简化设计如下：45403035402 ）校核该轴和轴承： 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：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HT200，参考教材由于在范围内，故轴段上采用键：, 采用A型普通键:键校核.为综合考虑取=50得 查课本155页表10-10所选键为：3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：查手册9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。查手册85页表7-1，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6010；设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取考虑另一端的齿轮定位取轴环及宽度并且齿轮的轴颈取为，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。由联轴器的尺寸决定轴头长度.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。故最后从动轴的结构简图如下图：50（3）校核该轴和轴承：L1=77 L2=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： 径向力： 在结合中间轴上的径向力，切向力的大小所以取， 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。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