二直齒圓柱齒輪減速器課程方案說明書()

1、湖南工學院2009屆畢業(yè)設計說明書二級圓柱直齒輪減速器課程設計院（系部：機械項目系學生姓名：指導教師：職稱專 業(yè)：機械制造及其自動化班 級：完成時間：目錄一、設計題目：二級圓柱直齒輪減速器優(yōu)化設計二、傳動裝置總體設計三、選擇電機四、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比五、計算傳動裝置的運動和動力參數六、設計V帶和帶輪七、齒輪的設計八、減速器機體結構尺寸如下九、軸的設計1. 中間軸的設計2. 從動軸的設計十、高速軸大齒輪的設計十一、聯軸器的選擇十二、潤滑方式的確定：十三、其他有關數據見裝配圖的明細表和手冊中的有關數據。十四、參考資料：一、因設計題目： 二級圓柱直齒輪減速器設計1. 要求：擬定傳動關

2、系：由電動機、V帶、減速器、聯軸器、工作機構成。2. 工作條件：單班工作，有輕微振動，空載啟動，單向傳動，使用 5年，運輸帶允許誤差-5%-+5%。已知條件：輸送帶拉力 2.6x107,滾筒直徑300mm輸送帶速度1.0m/s二、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:選擇電機岡1 .計算電機所需功率：查手冊第3頁表1-7 :每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.96聯軸器的傳動效率：0.993卷筒的傳動效率：0.96說明：電機至工作機之間的傳動裝置的總效

3、率：2確定電機轉速：查指導書第7頁表1:取V帶傳動比i=2 4二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8 40所以電動機轉速的可選范圍是:符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500、3000根據電動機所需功率和轉速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有 4種傳動比方案如下:方案電動機型 號額定功 率同步轉 速r/min額定轉 速r/min重量總傳動比1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M -44KW1500144043Kg75.793Y132M1 -64KW100096073Kg50.534Y160M1 -84KW750720118K g37.89綜

4、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3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1 -6,其主要參數如下:額定 功率 kW滿 載 轉 速同步 轉速質量ADEFGHLAB496010007321638801033132515280四確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比:取經計算 .bl注：為帶輪傳動比，為高速級傳動比， 為低速級傳動比。五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id 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。1 . 各軸轉速:2各軸輸入功率: 3各軸輸入轉矩:運動和動力參數

5、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32.971575.61512.619.1六設計V帶和帶輪:1.設計v帶 確定V帶型號查課本 表13-6得：亠則根據0 =4.4,=960r/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：|帶速在二二范圍內，合適。 取V帶基準長度和中心距a： 初步選取中心距a：由課本第195頁式13-2 ）

6、得：查課本第202頁表13-2取亠 。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： 1 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由內插值法得二亠I查查EF=0.11=1.37+0.1=1.38二。71 =163.0EF=0.00941EF=0.0813-2 得 l 。課本第204頁表課本第202頁表13-5由內插值法得=0.95+0.009=0.959貝y u取亠根。求作用在帶課本201頁表13-1q=0.10kg/m ,故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：作用在軸上壓力:七齒輪的設計：1高速級大小

7、齒輪的設計： 材料：高速級小齒輪選用丄鋼調質，齒面硬度為 250HBS高速級大齒輪選用丄鋼正火，齒面硬度為 220HBSj 查課本第 166 頁表 11-7 得：查課本第故165頁表11-4得：W_二_1O111 1查課本第168頁表11- 10C圖得：1I 一 故廠一一11 11按齒面接觸強度設計：9級精度制造，查課本第164頁表11-3 得：載荷系數s，取齒寬系數LzsJ 計算中心距：由課本第165頁式11-5得：考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取則三I 取實際傳動比：丄傳動比誤差：齒寬：高速級大齒輪:取高速級小齒輪:驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：丨按最小齒寬二計算

8、:所以安全齒輪的圓周速度:查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的2低速級大小齒輪的設計： 材料：低速級小齒輪選用丄鋼調質，齒面硬度為 250HBS低速級大齒輪選用丄鋼正火，齒面硬度為 220HBS 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：I按齒面接觸強度設計：9級精度制造，查課本第164頁表113得：載荷系數 一1，取齒寬系數-取 I則計算傳動比誤差：. 合適齒寬： :貝y取_i低速級大齒輪：I 低速級小齒輪：卩丄驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：I= 按最小齒寬 I計算：|安全齒輪的圓周速度:

9、查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的八減速器機體結構尺寸如下:名稱符 號計算公式結果箱座厚度1回101 - - 1箱蓋厚度Q1 : 19箱蓋凸緣厚度E1112箱座凸緣厚度Q【115箱座底凸緣厚度S| |25地腳螺釘直徑S1M24地腳螺釘數Id查手冊6目軸承旁聯結螺栓直徑1|M12蓋與座聯結螺栓直徑j =<0.5 - 0.6）因M10軸承端蓋螺釘直徑'a釗=<0.4 - 0.5 ）兇10視孔蓋螺釘直徑j =<0.3 - 0.4）因8定位銷直徑回u =<0.70.8） 8因，兇，占至外箱壁的距離a查手冊表112342218因，因至凸 緣邊緣距離E查手

10、冊表1122816外箱壁至軸承端面距離匸=回+回+<510)50大齒輪頂圓與內箱壁距離E >1.2 回15齒輪端面與內箱壁距離0S>回10箱蓋，箱座肋厚LHJ98.51 n =1軸承端蓋外徑a+<55.5）a120<1 軸）125<2 軸）150<3 軸）軸承旁聯結螺栓距離回L120<1 軸）125<2 軸）150<3 軸）九軸的設計：1高速軸設計:材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取C=100。各軸段直徑的確定：根據課本第230頁式14-2得：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 亠

11、。Li=1.75di-3=60。匕二 因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表 7-12 取亠 ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。段裝配軸承且亠I，所以查手冊62頁表6-1取亠一。選用6009軸承。L3=B+ +2=16+10+2=28。段主要是定位軸承，取o L4根據箱體內壁線確定后在確定。-裝配齒輪段直徑:判斷是不是作成齒輪軸:查手冊51頁表4-1得:得:e=5.9 v 6.25。段裝配軸承所以6= L 3=28 o校核該軸和軸承:L1=732=211L 3=96作用在齒輪上的圓周力為:徑作用在軸1帶輪上的外力:求垂直面的支反力：求垂直彎矩，并繪制垂直彎

12、矩圖:得求水平面的支承力:由=求并繪制水平面彎矩圖:求F在支點產生的反力: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:取折合系數二）求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為:計算危險截面處軸的直徑:因為材料選擇丄調質，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:軸承壽命可由式進行校核，因為軸承主要承受徑向載荷的作 用，所以 丨，查課本259頁表16-9，10取 .呂 取尸按最不利考慮，則有：因此所該軸承符合要求。4彎矩及軸的受力分析圖如下:軸110-9,因=50 得所選鍵查課本155頁表10

13、-105鍵的設計與校核：根據 一 II ，確定 V帶輪選鑄鐵 HT200,參考教材表為在f范圍內，故軸段上采用鍵s ： J ,采用A型普通鍵：鍵校核.為Li=1.75d 1-3=60綜合考慮取為：中間軸的設計:C=100。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 I，查手冊62頁表6-1選用 6208 軸承，L=B+ 口 + n =18+10+10+2=40。裝配低速級小齒輪，且= 取亠，L2=128，因為要比齒輪孔長度少n。段主要是定位高速級大齒輪，所以取亠，L3= =10。裝配高速級大齒輪，取| L 4=84-2=82。段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-

14、16取 f，查手冊62頁表6-1選用 6208 軸承，L1=B+ + +3+=18+10+10+2=43。 校核該軸和軸承：L1=74 L 2=117 L 3=94作用在2、3齒輪上的圓周力:徑向力:求垂直面的支反力計算垂直彎矩:求水平面的支承力:計算、繪制水平面彎矩圖: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| )計算危險截面處軸的直徑:n-n 截面：m-m截面:因為 .- n軸承壽命校核：，所以該軸是安全的軸承壽命可由式進行校核，因為軸承主要承受徑向載荷的作用，所以 丨，查課本259頁表16-9，10取 .一 取尸，

15、軸承使用壽命在3年范圍內，因此所該軸承符合要求。 彎矩及軸 的受 力分析 圖如下 ：L二拗 肝I尸淚：G二衍A ' <lr"T己軸2鍵的設計與校核:已知 L參考教材表10-11 ，因為 f 所以取因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得L=128-18=110 取鍵長為 110. L=82-12=70 取鍵長為 70根據擠壓強度條件，鍵的校核為:所以所選鍵為：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:考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取. 1查手冊9頁表1-16圓整成標準值，取I * 為使聯軸器軸向定

16、位，在外伸端設置軸肩，貝U第二段軸徑查手冊85頁表7-2 ,此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取X I o 設計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承6215:。 丨 設計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取E 設計另一端軸頸，取 ），軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。 輪裝拆方便，設計軸頭，取 ，查手冊9頁表1-16取 設計軸環(huán)及寬度b使齒輪軸向定位，故取o取 c確定各軸段長度。有聯軸器的尺寸決定LF.（后面將會講到. 因為n,所以u軸頭長度i 因為此段要比此輪孔的長度短其它各軸段長度由結構決定。3=116<4).校核該軸和軸承：L

17、i=97.5 L 2=204.5 L求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。作用在齒輪上的圓周力：徑向力:求垂直面的支反力:計算垂直彎矩:求水平面的支承力計算、繪制水平面彎矩圖求F在支點產生的反力求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 _i與丄直接相加求危險截面當量彎矩。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。因為材料選擇丄調質，查課本225頁表14-1得 廠廠，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，貝y：考慮到鍵槽的影響，取一因為，所以該軸是安全的<5).軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，因為

18、軸承主要承受徑向載荷的作用，所以二，查課本259頁表16-9 , 10取 I 取尸按最不利考慮，則有:該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的<6) 彎矩及軸的受力分析圖如下9?. 500<7）鍵的設計與校核：因為di=63裝聯軸器查課本153頁表10-9選鍵為亠 查課本155頁表 10-10 得因為L1=107初選鍵長為100,校核以所選鍵為|亠 裝齒輪查課本 153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10因 為L6=122初 選 鍵 長 為 100, 校 核所以所選鍵為十高速軸大齒輪的設計因一 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凹721 * 輪轂軸向長度耳84倒角尺寸耳1« 1齒根圓處的厚度1011II腹板最大直徑3321.25卩1板孔直徑兇1 - 162.5腹板厚度勺25.21 - 1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38mm回| 68.4mmId|1 -M取 60mm=_=-. 81mmaX74.7mmlai- - Z110mm|回 15mm|囚 一 5mm十一.聯