精選二級直齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書

1、目錄設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器3一、傳動裝置總體設計：3一、選擇電機4二、對比選擇各電機4三、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5四、計算傳動裝置的運動和動力參數5五、設計v帶和帶輪7六、齒輪的設計8二、箱體設計11三、軸的設計13一、高速軸設計13二、中間軸的設計17三、從動軸的設計21四、 高速軸齒輪的設計25五.聯軸器的選擇26六、潤滑方式的確定26七.參考資料27設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器皮帶運輸機械傳動裝置，其簡圖如下：工作條件：雙班制工作，有輕微振動，小批量生產，單向傳動，軸承壽命2年，減速器使用年限為 5年，運輸帶允許誤差5%。要求：運輸帶卷筒轉速為35r/min減速

2、箱輸出軸功率p為3.5馬力一、傳動裝置總體設計：1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將v帶設置在高速級。 其傳動方案如下：一、選擇電機. 計算電機所需功率： 查手冊第3頁表1-7：帶傳動效率：0.96每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.98聯軸器的傳動效率：0.99卷筒的傳動效率：0.96計算總傳動比：=0.829 由于需選擇功率大于3.1kw的電機，故考慮選擇功率為4kw的電機。二、對比選擇各電機電動機型號，因此有3種傳動比方案如下：方

3、案電動機型號額定功率同步轉速額定轉速重量總傳動比r/minr/min1y112m-24kw3000289045kg152.112y112m-44kw1500144043kg75.793y132m1-64kw100096073kg50.53綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2種方案比較合適，因此選用電動機型號為y112m-4，其主要參數如下：額定功率kw滿載轉速同步轉速質量adefghlab496010007321638801033132515280三、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：分配傳動比：取 則取經計算注：為帶輪傳動比，為高速級傳動比，為

4、低速級傳動比。 四、計算傳動裝置的運動和動力參數：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。. 各軸轉速：2計算各軸輸入功率：3計算各軸轉矩：運動和動力參數結果如下表：軸名功率p kw轉矩t nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.6736.59601軸3.523.48106.9105.8314.862軸3.213.18470.3465.6683軸3.053.021591.51559.619.14軸32.971575.61512.619.1 五、設計v帶和帶輪1.設計v帶選膠帶型號查課本表13-6得： 則根

5、據=4.34, =1500r/min,由課本圖13-5，選擇a型v帶，取。查課本第206頁表13-7取。為帶傳動的滑動率。驗算帶速： 故此帶速是在范圍內，合適。確定中心距，帶長，驗算包角：初步選取中心距a：，取。確定v帶基準長度：查課本第202頁表13-2取。修正系數。由課本第206頁式13-6計算實際中心距：。驗算小帶輪包角：由課本第195頁式13-1得：。求v帶根數z：由課本第204頁式13-15得：查課本第203頁表13-3由內插值法得。傳動比： 由表12-4確定單根v帶額定功率增量 包角修正系數 v帶根數：取根。求作用在帶輪軸上的壓力：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故

6、由課本第197頁式13-7得單根v帶的初拉力：作用在軸上壓力：。六、齒輪的設計：1高速級大小齒輪的設計： 選擇材料：高速級小齒輪均選用鋼調質，齒面硬度為220hbs。高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為190hbs。查課本第166頁表11-7得： 。查課本第165頁表11-4得： 。故 。查課本第168頁表11-10c圖得： 。故 。 由于齒輪是軟齒面閉式傳動，所以按齒面接觸強度設計，再按齒根彎曲強度校核齒輪9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數，取齒寬系數 計算中心距：由課本第165頁式11-5得：初選： 當a=155,m=3時，,返算得：a=155.5 故不滿足當a=160,m

7、=3時，返算得：a=161.5 故不滿足當a=155,m=2.5時，返算得：a=155,故這種選擇合適。齒寬：由于考慮到小齒輪更易被破環(huán)，故取， 驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得： 按最小齒寬計算： 所以彎曲強度符合要求。齒輪的圓周速度： 查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。2低速級齒輪（第二對齒輪）的設計： 料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為220hbs。低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為190hbs。查課本第166頁表11-7得： 。查課本第165頁表11-4得： 。故 。查課本第168頁表11-10c圖得： 。故 。按齒面接觸強度設計：9級精度制造，查

8、課本第164頁表11-3得：載荷系數，取齒寬系數計算中心距： 由課本第165頁式11-5得： 初選：當a=205,m=2.5時, 當a=205,m=3時，返算得 a=202.5,故不滿足當a=210，m=2.5時，返算得a=212.5,故不滿足當a=210,m=3時，返算得a=210,故滿足條件計算寬度: 由于小齒輪更易破壞，則小齒輪要設計寬一些，故取：低速級大齒輪： 低速級小齒輪： ， 驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得： 計算：安全。 輪的圓周速度：查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。二、箱體設計箱體結構尺寸確定如下：名稱符號計算公式結果箱座厚度10箱蓋厚度1

9、0箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑m20地腳螺釘數目查手冊4軸承旁聯結螺栓直徑m16蓋與座聯結螺栓直徑=（0.5 0.6）m12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁的距離查手冊表112282220，至凸緣邊緣距離查手冊表1122418外箱壁至軸承端面距離=+（510）52大齒輪頂圓與內箱壁距離1.215齒輪端面與內箱壁距離12箱蓋，箱座肋厚99軸承端蓋外徑+（55.5）132（1）142（2）152（3）軸承旁聯結螺栓距離132（1）142（2）152（3）三、軸的設計一、高速軸設計： 材

10、料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 c=113。各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且所以查手冊第9頁表1-16取。l1=1.75d1=45。根據實驗指導書p41圖30確定軸的各部分軸向尺寸:軸向尺寸：設計軸向尺寸時須考慮采用的定位元件，在此軸上，由于本減速器的潤滑方案為齒輪采用油潤滑，軸承采用脂潤滑，則必須設定擋油板，因此考慮采用擋油板對齒輪和軸承同時軸向定位。裝齒輪的軸段要較齒輪內縮2mm,以便齒輪定位。徑向尺寸：綜合考慮帶輪內徑，軸承內徑，密封圈內徑等問題設計各軸段尺寸。用于軸向定位的端面，

11、由于承受軸向力，直徑變化值要大些,取6至8mm。為了便與裝配和區(qū)別加工表面的軸段直徑變化處，由于不承受軸向力，其變化值可小些，一般取2mm。綜合考慮以上原則，設計出的密封圈段直徑為55mm,軸承段直徑為35mm.故初步選擇軸承型號為6207。2 校核該軸和軸承：l1=55 l2=151 l3=93作用在齒輪上的圓周力為：徑向力為作用在軸1帶輪上的外力： 求垂直面的支反力：求垂直面最大彎矩，并繪制垂直彎矩圖：求水平面的支反力：nn求水平面最大彎矩，并繪制水平面彎矩圖：求f在支點在兩支撐點處產生的反力：求并繪制f力產生的彎矩圖：f在a處產生的彎矩：求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。求危

12、險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數）計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調質，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：因為，所以該軸是安全的。3軸承壽命校核：軸承壽命采用軸承壽命公式進行校核，由于各齒輪是直齒輪，故軸承承受的軸向載荷忽略，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有： 則 因此所該軸承符合要求。4彎矩及軸的受力分析圖如下： ft受力簡圖： 55a 151 931fr2mav=77.8n.m 垂直面彎矩1：水平面彎矩1：mah=28.3n.m水平垂直合成ma：f產生的彎矩：mf=27.7n.m總合

13、成彎矩：ma=131.3n.m二、中間軸的設計 料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取c=113。根據課本第230頁式14-2得：段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取，查手冊62頁表6-1選用6307軸承， 確定徑向，軸向尺寸：裝配低速級小齒輪，且，且該處要用于齒輪定位，取，該軸段長度為齒寬內縮2mm,取87。軸環(huán)處要用于齒輪定位，直徑變化5-8mm原則，則取直徑為46。 裝配高速級大齒輪，取 該段長度為44.5，為齒寬內縮2mm。段要裝配軸承，則其直徑為35mm,長度由軸承內端面位置及軸承寬度確定。校核該軸和軸承：l1=75 l2=74 l3=53作用在2、3齒輪上的圓

14、周力： 徑向力：求垂直面的支反力求水平面的支承力： 繪制水平與垂直彎矩圖如下： 軸的受力簡圖： 757453 3 32 a12 b4m2v=269n.m水平彎矩：ab垂直彎矩：m2h=70.3n.mabm2a=278n.m合成彎矩：maat=235.5n.m顯然a面的彎矩大于b截面的彎矩，而兩截面的軸徑大小相同，故只需校核a截面與彎矩最大截面的受載情況。計算垂直彎矩：計算水平面彎矩：求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數）校核危險截面處軸的直徑是否滿足強度要求： a-a截面: 2截面: 考慮到a-a截面處為直徑突變，

15、要產生載荷集中，2截面處有鍵槽，則均擴大至1.04倍校核故該軸的結構設計是合格的。軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取則，因此所該軸承符合要求。 鍵的設計與校核： 5鍵的設計與校核: 根據，確定v帶輪選鑄鐵ht200，參考教材表10-9,由于在范圍內，故軸段上采用鍵：, 鍵長為36。采用a型普通鍵:鍵校核：查課本155頁表10-10得,取為110mpa.故鍵的強度合格。 鍵2校核：由于軸徑為40，在38-44之間，查手冊p51頁得，取鍵長l為50mm.因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得,取為110mpa.

16、根據擠壓強度條件，鍵的校核為： 故強度合格。所以所選鍵為: 三、從動軸的設計確定各軸段直徑計算最小軸段直徑。因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式14-2得：取為使聯軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，在綜合考慮到該軸段要與軸承端蓋與密封圈配合，故查表，設該軸段直徑為50mm。為便于軸承裝拆和滿足加工工藝，設置一軸肩，由于不用于軸向定位，且要與軸承尺寸配合，故取直徑為55mm（查手冊62頁，表6-1）設計與齒輪聯接的軸段，取d=58mm.設計一軸環(huán)，用于齒輪軸向定位，直徑比上一軸段大7mm(6-8mm)。確定各軸段長度。與聯軸器聯接的軸段要考慮聯軸器的長度l與齒輪聯接的軸段長度要較齒輪寬

17、度內縮2mm,為82mm . 綜合考慮軸承端面至齒輪端面的距離，軸承兩端面的距離，軸承寬度，擋油環(huán)的寬度等情況設計剩余軸段長度。（4）校核該軸和軸承：l1=72 l2=134 l3=128作用在齒輪上的圓周力： 徑向力：求垂直面的支反力：求水平面的支承力。計算垂直面內最大彎矩：計算水平面最大彎矩求f在支點產生的反力求f力在上述最大彎矩處產生的彎矩作出彎矩圖為：72134128famah=71.1namav=195.3naa mafm2f=106n.mma=207.8na求合成最大彎矩?？紤]最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當量彎矩：取折合系數計算危險截面處軸的直徑。因為材料選擇調質，查課本

18、225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：考慮到鍵槽的影響，取因為，所以該軸是安全的。（5）軸承壽命校核。由軸徑，初選軸承為6011。軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有： 則,所以軸上的軸承是適合要求的。（6）鍵的設計與校核：聯軸器處鍵的校核：由直徑得聯軸器長度，取為110mm.故初步取該處鍵長為100。軸的直徑為45，在44-50mm之間，查實驗指導書p51頁，取鍵的公稱尺寸為校核。則該鍵強度合格。齒輪處鍵的校核：軸的直徑為58，在50-58mm之間，查實驗指導書p51頁，取鍵的公稱尺寸為。初步確定鍵長為50mm。校核四、 高速軸齒輪的設計因 采用腹板式結構代號結構尺寸和計算公式結果輪轂處直徑93輪轂軸向長度80倒角尺寸1齒根圓處的厚度10腹板最大直徑321.25板孔直徑62.5腹板厚度25.2電動機帶輪的設計 代號結構尺寸和計算公式結果 手冊157頁38mm68.4mm取60mm81mm74.7mm10mm15mm5mm五.聯