噶米李超----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 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： 1 r Pd IV 1 三、选择电

2、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:0.952 每对轴承传动效率：0.99 3圆柱齿轮的传动效率：0.98 联轴器的传动效率： 0.99 5 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率： = 2223 3=0.95*0.99*0.99*0.99*.098*0.98=0.885 2 确定电机转速：N卷=41r/mim P 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

3、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 Y100L-2 3KW 3000 2880 33Kg 70.24 2 Y100L2 -4 3KW 1500 1420 38Kg 67.62 3 Y132S-6 3KW 1000 960 63Kg 23.41 4 Y132M-8 3KW 750 720 79 17.56 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 满载 同步 质 A D E F G H L A

4、B 疋 功 率 kW 转速 转速 量 3 1420 1500 38 160 28 60 8 24 100 380 205 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 D 4, 取 iv=3.2,i 总=n 电/n 卷=1420/41=34.63 I 减=34.63/3.2=10.82 按展开式分布,ii齿=(1.3 1.6 ) i2齿，取h齿=1.45 i?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

5、、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=443.75rpm n2=n1/ i1 齿=443.75/3.96=112.06rpm n3=n2/ i2齿=112.06/2.73=41.05rpm 2 各轴输入功率：p仁p 电* =2.492*0.95=2.3674kw P2=p1* 3* 2 =2.3674*0.98*0.99=2.30kw P3=p2* 3* 2=2.30*0.98*0.99=2.23kw P4=p3* 2*=2.23*0.99*0.99=2.19k

6、w 3各轴输入转矩： T1=9550*p1/n 仁9550*2.3674/443.75=50.95nm T2=9550*p2/n2=9550*2.30/112.06=196.01nm T3=9550*2.23/41.05=518.79nm T4=9550*p4/n4=9550*2.19/4 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 轴 2.492 1420 1轴 2.3674 2.34 50.95 50.44 443.75 2轴 2.30 2.277 196.01 194.05 112.06 3轴 2.

7、23 2.21 518.79 513.60 41.05 4轴 2.19 2.17 510.11 505.01 41.05 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 贝则=i_p=3.489kw 根据 Pc=3.489, no=142Or/min,由课本 p2i9图 13-15，选择 A 型V带，取d1 =125。 i = 一（1 - & ）=3.2*125*0.98=393查课本第 219 页表 13-9 =400mm :为带传动的滑动率；=0.01L 0.02。 验算带速：v= =9.30m/s带速在5L25m/s 601000 600

8、00 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 : 丿=1.5（ _ +）=1.5（125+400）=787.5=800mm 初算带长：几=2+pi/2*（ 心+心）+ （珀一二）*）=2*800+（125+400）+ （40Q. !5）* 4QQ - 125）/（4*800）=2448.27mm 由 P212 表 13-2 取_=2500mm修正系数二=1.09 825.87mm 计算实际中心距: 验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得: 1M_x57JT=. PC a160.92 0120A 求V带根数Z由课本第20

9、4页式13-15 得: z二 ,n=1420r/min,； =125mm查课本第 214页表13-3由内插值 法得=1.90 kw, i= 400 如125(1-0.02) = 3-72=0.17kw(P216 表 13-5)。 则Z=（p+矶）岛心 3.489 (1.90+0.17)*0.953*1.09 1.62 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得单根V带的初拉 力 _ 500Pc/25500*3489/2,5) 尸0_-时一1丿+ 灯_话_1丿+ 9.30 * 9.30 = 160.90/V 作用在轴上

10、压力： 二J.- - - ：.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45二钢调质，齿面硬度为 241HBS 课本第166页表11-7得：L痛 乐姑590，0磴二445 安全系数: 訂二ST.3。 = 縄瞰祕=666.67 1.05 , = 忙警557.14昭 , =二宁.1 匕,= 外詈=342. W 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：i齿=3.96，t=50950NMM=433.75rmp 按齿面接触强度设计：由表11-3查的取K=

11、1.2，由于非对 称分布，取 二=0.7,由 11-4，匸=189.8,=2.5 小 齿 轮 的 分 度 圆 直 径 = u=-齿 中心距：a= =,： 所以a=134.168,调整中心距取 a=135,同时尾数圆整0或5 A 的取值 135, 140, 145 传递动力的齿在 m=2.5 当a=155,m=2.5,则：=249 取 %=25,则% =99,返算a=155满足 ；=m =62.5,齿宽 b(| =0.7x62.5=43.5 所以取；=45， =50 bm2Zi42 2.52 25 =30.67X . - U m ： F2 = 342 2.76X1.58 3.963 所以安全计算

12、传动比误差：3.963 X100% = 0.075% 齿轮的圆周速度V一=1.45M/S对照表11-2知选用9级精度 6100060900 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：-1：丄 伽加1 585倔加2 _ 375 0阳=445, 0阳2 二 310 1 = -=557.14 Sr 1.05 , = , =詈詈W帆匚= SF 23846MP 用 A方案。 软齿面闭式齿轮传动， 小 ；173+1 弱714丿药 0.7 IOG Oy

13、7 2x12x196010 x( =117.47mm =120mm中心距J=- =ii7,47；+2)=2i9.imm,调整中心距=220mm同时圆整 的取值为220, 225, 230 当以二240欧皿二4时，=32, Z；=88,返算=240 82 _ 2 73 传动误差：备厂X10。73%，齿宽：齿宽 b=丄 =0.7x128=89.6 =95,=90 2KYFa1Ysa bm2 Zi 2 1.2 196010 12.56x1.63 2 85 42 30 = 48.11Mpa +1.I - 342 二F2F1 =48.11X 225X173 -二:：: IcfJ- 238 Ysa“Fa1

14、2.56X1.63 V=二P.704M/S，查表11-2知选用9 安全，齿轮的圆周速度： 01000600 汕 级精度合适。 2. V带的设计: =2.492, 双班制工作，由 P218查表13-8的心.4则 3 P205图13-5，选择A型V 巳二 KaPi 二 1.4 2.492 = 3.489kW 根据 巳=3.492kw, n0=1420r/min,由课本 带 确定带轮直径 d 1 d2 ， 取 d1=125 P0P0 K :Kl d2=iv d11-； =3.2 125 0.98 = 392mmd2 =400 由表13-9取 二 d1 n1 60 1000 二 125 1420 60

15、 1000 二 9.30m/ s 带速在5-25 之间，合适。 初步选取中心距 a： a。=1.5 d1 d2 =1.5 125 400 =787.5= 800mm，取 2 a0 =800 初算带长: 兀（d2 _d1） L。=2a。一 d1 d22448.27 24a0由表13-2取 Ld = 2500m,穆疋系数E 二 1.09 实际中心距：a：a上匕=825.87 2 3 验算小带轮包角肾：由课本第195页式13-1得： d2d1000 =18057.3 =160.92 120。 a 求V带根数Z： Z = d仁125mm查表13-3采用内插法: =1.90KW N=1420r/mi n

16、. =3.72 kw d2=400 d2(1 -V) = 125 (1-0.02) 查课本表 13-5, AP0=0.17kw 查课本表13-2得Kl =1.09。 查课本表13-7得K：. = 0.953。 Pc p。* K Kl 3.489 kW 1.90 0.170.953 1.09 = 1.62 确定作用在带轮轴上的压力Fq :查课本表13-1得q=0.10kg/m ,单根V带的初拉 力：f0 二50025 一1)qv2 二 500 3.489(_ 一1). 0.10 9.302 =160.90N zv K-. 27.300.959 作用在轴上压力： 0 Fq =2ZF0sin2 2

17、160.90 sin16090 = 634.70N。 2 2 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 CJ =0.025a +38 9 箱盖厚度 6 W = 0.02a + 3 狂 8 9 箱盖凸缘 厚度 b1 b = 1.5口 1 14 箱座凸缘 厚度 b b =1.5 14 箱座底凸 缘厚度 b2 b2 =2 23 地脚螺钉 直径 df df =0.036a +12 M24 地脚螺钉 数目 n 查手册 4 轴承旁联 结螺栓直 径 d1 d1 =0.75df M16 盖与座联 结螺栓直 径 d2 d2 =（0.5 11 0.6） d f M12 轴承端盖 螺钉直径

18、 d3 d3=（ 0.4 u 0.5） d f M10 视孔盖螺 钉直径 d4 d4 =（0.3 li 0.4） d f M8 定位销直 径 d d =（0.7 0.8） d2 10 df , di, d2 至外箱壁 的距离 Ci 查手册表112 34 22 18 df , d2至 凸缘边缘 距离 C2 查手册表112 28 16 外箱壁至 轴承端面 距离 li l1=C1+C2+ （ 510） 46.5 大齿轮顶 圆与内箱 壁距 1 1 1.2 CT 14 齿轮端面 与内箱壁 距离 也2 A2 CT 12 箱盖，箱座 肋厚 m1, m m 0.8r1, 0.85c 8 10 轴承端盖 外径

19、D2 D2 = D + （55.5） d3 120（ 1 轴） 125（2 轴） 160（3 轴） 轴承旁联 结螺栓距 离 S S拓d2 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 3 第230页表14-2取 L l = 35Mpac=iiQ 3 根据课本第 230 页式 14-2 得 FP7/ 2.30 d mm=100?= 27.38mm 1第 9 页表 1-16 取 d1 =40 , Y rh*112.06 d1段要装配轴承，所以查手册 查手册 62页表6-1选用6208轴承

20、，L1=B+ 3+：2 + 3= 44 d2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 留3 o判断是不是作成齿轮轴: d f d 2 e 2 1 118-50 2 一4.3 二 29.72.5m 7 1 J 查手册 51页表4-1得：t1 = 3.8mm 故不做成齿轮轴。 d3段主要是定位高速级大齿轮，所以取d 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=11mm d4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1第

21、9页表1-16取d5 = 40,查手册162页表 6-1 选用 6208轴承，L5=B+ 3+ 爲+3+23 =44。 轴的简化设计如下图: 己4弓 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: 2T2 di 2 196.01 10ll583.92N 247.5 t2 3 2T2 _ 2 196.01 10 d2128 -3062.66N 径向力 Fr1 二 Ft1tg，=1583.92 tg20 -576.50N Fr2 二 Ft2tg_： =3062.66 tg20 =1114.72N 求垂直面的支反力 FbvFr1h +Fr2 叩2 + h)

22、_ 1114.72 81 + 53.5) 576.50 汇 53.5 _ 乙冗牝 N B 一 h 1213 一213-. FAV 二 Fr1FBV Fr2 =2464556.48 1114.72=1094.7N 计算垂直弯矩： Mavm FAvh =T094.7 53.5 10=58.6N.m Mavn一556.48 78.5 10 43.7N.m 求水平面的支承力： F b 甩叫 J583.92*159 3062.66 78J2314.8N l1 l2 l3213 Fbh = Ft2 Ft1 -Fah =3062.66 1583.92-2314.8 = 2331.78N 计算、绘制水平面弯矩

23、图： MaHm =FAHli =2314.8 53.5 10 =123.84N.m 3_ MaHn =-FbhI3 =-2331.78 78.5 10= -183N.m 求合成弯矩图，按最不利情况考虑： Mam =、M爲 M；Hme；58.62123.8 =137N.m Man 二；Mt m2h. 43.71832 =188N.m 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=0.3） Me = . M；m （汀2）2 二1372 （0.3 196.01）2 =149N.m Me 二 小：(兀)21882 (0.3 196.01)2 =197N.m

24、计算危险截面处轴的直径： Me 3 197 103 n-n 截面：d - 3-e3= 32mm ”0.1 bb】V 0.V 31 = ：= 33.5mm y0.1_ib Y 0.1汇60 考虑到键槽的影响，取d J.。5 45.8 =48仆口 因为d5 =55mm d，所以该轴是安全的。 (4)轴承寿命校核 轴承寿命可由式Lh二型(鱼)力进行校核，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 ft=1,fp=1.2,取3 按最不利考虑，则有： 巳=FrA = .= 一 7232一19732 二 2010N Pb 二 FrB = IFb

25、fBh 二 3772 10272 二 1094N 则 Lh 二垃(鱼片106(1 38-5 103)55年 , 60耳 PfP 60 41.051.2 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 a b 3) b) Fr Fbt Ft Fat Far 匸) Far d) Fbt Fat IVlOe Fb mWVwW Fbr 页表 10-10 得 L I-IOOL 120 55*12*80 因为L6=85初选键长为80,校核二 4T 4 510 103| 50Mpa - b J dlh 八.低速轴大齿轮的设计 因为d1=40装联轴器查课本 3 153页表10-9选键为b h:18 11查课本3 155 选键为：b h l :18 11 90 d6=55mm装齿轮，查课本表10-9选键为b h :20 12查课本3 155页表10-10 得匕 bl-100L120 所以所选键为 因为L1=107初选键长为90,校核 4T 4 510 103, 1 匚二= 60X90X11九必呢宀】所以所 b h l : 20 12 8