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设计
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二级减速器系列,设计
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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减速箱输出轴功率马力，425P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23541IIIVPDPW三、选择电机计算电机所需功率查手册第3页表17DP带传动效率09612每对轴承传动效率0992圆柱齿轮的传动效率0963联轴器的传动效率09934卷筒的传动效率0965说明电机至工作机之间的传动装置的总效率42134545WP367WDPKW2确定电机转速查指导书第7页表1取V带传动比I24二级圆柱齿轮减速器传动比I840所以电动机转速的可选范围是192480340/MINNIR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121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1Y112M24KW3000289045KG152112Y112M44KW1500144043KG75793Y132M164KW100096073KG50534Y160M184KW750720118KG3789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，3可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M16，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960531NI总卷筒分配传动比取则3I带1205/31649I取经计算1235II12I236I1I注为带轮传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。I带1I2I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401234,之间的传动效率。各轴转速19603148/MIN5MNRI带41219608/MIN34MNRII带231219/I5RII带2各轴输入功率10136752DPKW1202931DP3313096305K4402479693DPKW3各轴输入转矩3950659DDWPTNMN10136061DTI带221235046309647DINM带323120123650569609159DTITINM带434012012343031576DI运动和动力参数结果如下表功率PKW转矩TNM轴名输入输出输入输出转速R/MIN电动机轴3673659601轴35234810691058314862轴32131847034656683轴30530215915155961914轴329715756151261915六设计V带和带轮1设计V带确定V带型号查课本表136得则205P21AK123674CADPKKW根据44,960R/MIN,由课本图135，选择A型V带，取C0N05。1D查课本第206页表137取。12351298376ND2375D为带传动的滑动率。0验算带速带速在范围内，15028/66DNVMS5/MS合适。取V带基准长度和中心距ADL初步选取中心距A，取。012553750D075A由课本第195页式（132）得查课本0002112384DLA第202页表132取。由课本第206页式136计算实际中心距250DL。0084712DLA验算小带轮包角由课本第195页式131得。2153620A求V带根数Z由课本第204页式1315得00LCPZK查课本第203页表133由内插值法得。0138P0EFABCEF01137011380P6K1EFABCEF008018P查课本第202页表132得。109L查课本第204页表135由内插值法得。1630EF0009095K1EFABC09500090959K则00428413809510LCPKWZK取根。3求作用在带轮轴上的压力查课本201页表131得QFQ010KG/M，故由课本第197页式137得单根V带的初拉力220550425110681903689CPFQVNZVK作用在轴上压力7。01632SIN390SIN28CFZN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。45高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。45查课本第166页表117得。LIM10HMPALIM2540HPA查课本第165页表114得。1HS3F故。LIM1150HMPASLIM225491H查课本第168页表1110C图得。LI10FPALIM2150FPA故。LIM1121543FPALIM223FFMS按齿面接触强度设计9级精度制造，查课本第164页表113得载荷系数，取齿宽系数计算中心距由课本第16512K04A页式115得1125335510696174943HATAUU考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取A2M则取1268AZM129Z213实际传动比347传动比误差。056齿宽取04218AB24B190高速级大齿轮高速级小齿轮2B23Z190B12Z验算轮齿弯曲强度查课本第167页表119得16FY2F按最小齿宽计算284B1113220945845FFFKTYMPABMZ8所以安全。212368FFYMPA齿轮的圆周速度129531489/6060DNVMS查课本第162页表112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。45低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。查课本第166页表117得。LIM30HMPALIM450HPA查课本第165页表114得。1HSF故。LIM33501HMPASLIM445491H查课本第168页表1110C图得。LI320FPALIM4150FPA故。LIM33254FPALIM44FFMS按齿面接触强度设计9级精度制造，查课本第164页表113得载荷系数，取齿宽系数12K05计算中心距由课本第165页式115得22233355147016241956HTAUU取则取04M34AZM3Z498计算传动比误差合适9856271095齿宽则取0BA42B34103B低速级大齿轮4125498Z低速级小齿轮337验算轮齿弯曲强度查课本第167页表119得3265FY425FY9按最小齿宽计算4125B3333221596104794FFFKTYMPABMZ安全。423407FFYMPA齿轮的圆周速度32768012/601DNVMS查课本第162页表112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83025A10箱盖厚度119箱盖凸缘厚度B12箱座凸缘厚度B5115箱座底凸缘厚度2225地脚螺钉直径FD12036AFM24地脚螺钉数目N查手册6轴承旁联结螺栓直径1DFD7201M12盖与座联结螺栓直径2（052D06）FM1010轴承端盖螺钉直径3D（0405）3F10视孔盖螺钉直径4D（0304）4F8定位销直径D（0708）28，FD1至外箱壁2的距离1C查手册表112342218，至凸FD2缘边缘距离2C查手册表1122816外箱壁至轴承端面距离1L（5101L2）50大齿轮顶圆与内箱壁距离112115齿轮端面与内箱壁距离2210箱盖，箱座肋厚M,1850,11985轴承端盖外径2D（5552）3D120（1轴）125（2轴）11150（3轴）轴承旁联结螺栓距离S2D120（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142取C100。35MPA各轴段直径的确定根据课本第230页式142得又因为装小带轮的电动机轴径，又因为高1MIN332048PDC38D速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册第9页表11610823D取。L1175D1360。136D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240712取，L2MEL528916558。2段装配轴承且，所以查手册62页表61取。选用6009轴承。3D32D345DL3B21610228。3段主要是定位轴承，取。L4根据箱体内壁线确定后在确定。4450装配齿轮段直径判断是不是作成齿轮轴5D查手册51页表41得4125FDETM13TM得E59625。12段装配轴承所以L6L328。6D6345D2校核该轴和轴承L173L2211L396作用在齿轮上的圆周力为10912485TTFND径向力为28473RTGT作用在轴1带轮上的外力13Q求垂直面的支反力2110738RVLFN212RV求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图32710576AVMFLNM184求水平面的支承力由得12HTFLLN12129481773TLN25HTF求并绘制水平面弯矩图31971082AHMLM2554FN求F在支点产生的反力3129618347L212157FN13求并绘制F力产生的弯矩图323128960187FMLN472AF在A处产生的弯矩3138107LNM求合成弯矩图考虑最不利的情况，把与直接相加。AFM2AVH2275618961AFAVHMNM24求危险截面当量弯矩从图可见，MM处截面最危险，其当量弯矩为（取折合系数）062222196016904AEMTNM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141得，查课本231页45650BMPA表143得许用弯曲应力，则160BMPA3331206250EBMDM因为，所以该轴是安全的。54ADD3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，610THPCFLHN所以，查课本259页表169，10取取RPF1,2,TPF3按最不利考虑，则有221180978472RVHFFN223516R14则因此所该轴承符合要求。6631010295106348THPCFLHN年4弯矩及轴的受力分析图如下轴15键的设计与校核根据，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表109,由136,09DT于在范围内，故轴段上采用键,1081DBH108采用A型普通键键校核为L1175D1360综合考虑取50得L15查课本155页表1010所选键31406917385PTMPADLH506B为B中间轴的设计材料选用45号钢调质处理。查课本第230页表142取C100。35MPA根据课本第230页式142得2MIN331068PDC段要装配轴承，所以查手册第9页表116取，查手册62页表611D14选用6208轴承，L1B181010240。32装配低速级小齿轮，且取，L2128，因为要比齿轮孔长度少221D245。3段主要是定位高速级大齿轮，所以取，L310。3D360D4装配高速级大齿轮，取L484282。445D段要装配轴承，所以查手册第9页表116取，查手册62页表6155选用6208轴承，L1B3181010243。323校核该轴和轴承L174L2117L394作用在2、3齿轮上的圆周力2470127095TTFNDN3389T径向力2702985RTFGT38316RTN求垂直面的支反力16323119851743691RRVFLLN232620RVR计算垂直弯矩3174109AVMMFLNM326741851705NRLNM求水平面的支承力3231180924586741TTHFLL23158630TTHN计算、绘制水平面弯矩图314586702AHMMFLM3232874180917295NTLNM求合成弯矩图，按最不利情况考虑2293AMAVHMNM530NNM求危险截面当量弯矩从图可见，MM,NN处截面最危险，其当量弯矩为（取折合系数）06222230647031EANMTNM28M计算危险截面处轴的直径NN截面333140906EBDM17MM截面333140906EBMDM由于，所以该轴是安全的。425M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610THPCFLHN作用，所以，查课本259页表169，10取取RPF1,TPF3222113645896RVHFN22073R则，轴承使用寿命在年范围6621202108THPCFLHYN23内，因此所该轴承符合要求。弯矩及轴的受力分析图如下18键的设计与校核已知参考教材表1011，由于所以取4225,703DTNM2450D19BH因为齿轮材料为45钢。查课本155页表1010得12BL12818110取键长为110L821270取键长为70根据挤压强度条件，键的校核为324708295914BBTMPADHL3247015459BBTMPADHL所以所选键为970BHL1490HL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142得考虑到该轴段上开有键槽，因此取3315610719PDCMN查手册9页表116圆整成标准值，取157163DM为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。270查手册85页表72，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61，取，采用3D挡油环给轴承定位。选轴承6215。130,25,84ADBD375设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取40设计另一端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另一7D735DM端靠齿轮齿根处定位。19轮装拆方便，设计轴头，取，查手册9页表116取。6D67D680DM设计轴环及宽度B5D使齿轮轴向定位，故取取562807803972DHM510D,14078312BHM确定各轴段长度。有联轴器的尺寸决定后面将会讲到1L107LL250MEL因为,所以22459BM2519650LELM轴头长度因为此段要比此轮孔的长度短631HL23338L其它各轴段长度由结构决定。（4）校核该轴和轴承L1975L22045L3116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334215908194TTFND径向力25RTGT30215902977FN求垂直面的支反力214520897RVL2167RVFN计算垂直弯矩2032867045180AVMFLNMM1925V求水平面的支承力。2104581032THLFN21795T计算、绘制水平面弯矩图。313584107AHMFLNM2962求F在支点产生的反力312471580LN21940F求F力产生的弯矩图。32347161MLN15890MFF在A处产生的弯矩3171MFLN求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把与直接相加。MFM2AVH210847638AMFAVHMNM求危险截面当量弯矩。从图可见，MM处截面最危险，其当量弯矩为（取折合系数）06222236801594AMETNM21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141得，查课本23145650BMPA页表143得许用弯曲应力，则160BMPA333125700EBMDM考虑到键槽的影响，取1603D因为，所以该轴是安全的。58DM（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610THPCFLHN作用，所以，查课本259页表169，10取取RPF1,2,TPF3按最不利考虑，则有2211085738764RVHFFN则,663310100648927THPCFLHYN该轴承寿命为648年,所以轴上的轴承是适合要求的。（6）弯矩及
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