李超 二級直齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書.doc

一、 設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器1 要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機構(gòu)成。2 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產(chǎn)，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%。3 知條件：運輸帶卷筒轉(zhuǎn)速41r/min， 減速箱輸出軸功率p=3馬力。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：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：三、 選擇電機i. 計算電機所需功率： 查手冊第3頁表1-7：帶傳動效率：0.95 每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.98聯(lián)軸器的傳動效率：0.99卷筒的傳動效率：0.96說明：電機至減速器輸出軸之間的傳動裝置的效率：=0.95*0.99*0.99*0.99*.098*0.98=0.8852 確定電機轉(zhuǎn)速：N卷=41r/mimP電=P減/=2.205/0.885=2.492KW查指導書p156：符合這一范圍的轉(zhuǎn)速有：750、1000、1500、3000根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速r/min額定轉(zhuǎn)速r/min重量總傳動比1Y100L-23KW3000288033Kg70.242Y100L2-43KW1500142038Kg67.623Y132S-63KW100096063Kg23.414Y132M-83KW7507207917.56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Y100L2-4，其主要參數(shù)如下：額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速質(zhì)量ADEFGHLAB314201500381602860824100380205四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：i總 =Iv*i減 取V帶傳動比iv=24,取iv=3.2,i總 =n電/n卷=1420/41=34.63I減=34.63/3.2=10.82按展開式分布 ，齒=（1.31.6）齒 ，取齒=1.45 齒，得 齒=3.96，齒=2.73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(shù)：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(zhuǎn)速：n1=n電/iv =1420/3.2=443.75rpmn2=n1/ 齒=443.75/3.96=112.06rpmn3=n2/齒=112.06/2.73=41.05rpm2各軸輸入功率：p1=p電* =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各軸輸入轉(zhuǎn)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運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表：軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸2.49214201軸2.36742.3450.9550.44443.752軸2.302.277196.01194.05112.063軸2.232.21518.79513.6041.054軸2.192.17510.11505.0141.05六 設計V帶和帶輪：1.設計V帶確定V帶型號查課本表13-8得： 則pc=kap=3.489kw根據(jù)=3.489, =1420r/min,由課本圖13-15，選擇A型V帶，取。d2=id1(1-)=3.2*125*0.98=393查課本第219頁表13-9取d2=400mm。為帶傳動的滑動率。驗算帶速：v=pid1n160*1000 =pi*125*142060000 =9.30m/s帶速在范圍內(nèi)，合適。確定中心距、帶長、驗算包角。取V帶基準長度和中心距a：初步選取中心距a：a0=1.5(d1+d2)=1.5(125+400)=787.5=800mm初算帶長：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修正系數(shù)Kl=1.09計算實際中心距：825.87mm驗算小帶輪包角：由課本第195頁式13-1得：1=160.92120求V帶根數(shù)Z：由課本第204頁式13-15得：,n=1420r/min,d1=125mm 查課本第214頁表13-3由內(nèi)插值法得p0=1.90kw,i=d2d1(1-)=400125(1-0.02)=3.72p0=0.17kw(P216表13-5)。則Z=Pc(P0+P0)KKL=3.4891.90+0.17*0.953*1.09=1.62 取Z=2根。求作用在帶輪軸上的壓力：查課本212頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：F0=500PCZV2.5K-1+QV*V=500*3.4892*9.302.50.953-1+0.1*9.30*9.30=160.90N 作用在軸上壓力：FQ=2ZF0sin12=634.70N。七 齒輪的設計：1高速級大小齒輪的設計： 料：高速級小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為251HBS。高速級大齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為241HBS。 課本第166頁表11-7得：Hlmi1=700 Hlmi2=585 FE1=590, FE2=445安全系數(shù)：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因為軟齒面的閉式齒輪傳動，所以選用A方案 ，即 先按齒面 接觸強度設計 ，再按齒根 彎曲強度驗算 ，對于高速齒輪：i1齒=3.96，T1=50950NMM，n1=433.75rmp按齒面接觸強度設計：由表11-3查的取K=1.2，由于非對稱分布，取d=0.7,由11-4，ze=189.8, zh=2.5小齒輪的分度圓直徑：d1=32kt1(zezhh)2u+1ud=32x1.2x50950x(189.8x2.5557.14)23.96+13.960.7=54.1mmu=d2d1=i1齒 中心距：a=d1+d22=d12(1+i1)所以a=134.168,調(diào)整中心距取a=135,同時尾數(shù)圓整0或5A的取值135，140，145傳遞動力的齒在m=2.5 當a=155,m=2.5,則z1=24.9.取z1=25，則z2=99，返算a=155滿足d1=mz1=62.5,齒寬b=dd1=0.7x62.5=43.5所以取d1=45，d2=50所以安全計算傳動比誤差：齒輪的圓周速度V=pid1n160x1000=3.14X62.5X443.7560000=1.45M/S對照表11-2知選用9級精度是合適的（在允許范圍內(nèi)，盡量選用等級低，即要求低的齒輪）。低速級大小齒輪的設計：1 材料：低速級小齒輪選45#調(diào)質(zhì)齒面硬度250HBS，低速級大齒輪選用45#正火，齒面硬度220HBS安全系數(shù)：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軟齒面閉式齒輪傳動，用A方案。小齒輪分度圓直徑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,調(diào)整中心距a,=220mm，同時圓整為0或5a,的取值為220，225，230當a,=240時，m,=4時，z1,=32, z2,=88,返算a,=240傳動誤差：，齒寬：齒寬b=dd1=0.7x128=89.6取b1,=95, b2,=90 安全，齒輪的圓周速度：V=pid1n160x1000=3.14X128X112.0660000=0.704M/S，查表11-2知選用9級精度合適。2 V帶的設計： 雙班制工作，由P218查表13-8的 則p電=2.492,根據(jù), =1420r/min,由課本 圖13-5，選擇A型V帶確定帶輪直徑，取=125，由表13-9取=400V=帶速在5-25之間，合適。初步選取中心距a：，取初算帶長：由表13-2取Ld=2500mm,修正系數(shù)KL=1.09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(shù)Z：N=1420r/min, d1=125mm,查表13-3采用內(nèi)插法P0=1.90KW查課本表13-5,kw。查課本表13-2得。查課本表13-7得。 則取根。確定作用在帶輪軸上的壓力：查課本表13-1得q=0.10kg/m，單根V帶的初拉力：作用在軸上壓力：。六.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座厚度9箱蓋厚度9箱蓋凸緣厚度14箱座凸緣厚度14箱座底凸緣厚度23地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M16蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑=（0.5 0.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M8定位銷直徑=（0.70.8）10，至外箱壁的距離查手冊表112342218，至凸緣邊緣距離查手冊表1122816外箱壁至軸承端面距離=+（510）46.5大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距1.214齒輪端面與內(nèi)箱壁距離12箱蓋，箱座肋厚810軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）160（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離120（1軸）125（2軸）160（3軸）其中a為低速級的中心距大小七.軸的設計：1.中間軸的設計：材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取C=110。根據(jù)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6208軸承，L1=B+= 裝配低速級小齒輪，且取，因為要比齒輪孔長度少。判斷是不是作成齒輪軸： 查手冊51頁表4-1得：故不做成齒輪軸。段主要是定位高速級大齒輪，所以取，為中間軸兩齒輪間距，。可以根據(jù)減數(shù)器內(nèi)機壁的尺寸圓整后確定。=175，故取裝配高速級大齒輪，取 ，。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6208軸承，L5=B+3+=。軸的簡化設計如下圖：校核該軸和軸承： 作用在1、2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：從圖下可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑： n-n截面: m-m截面: 由于，所以該軸是安全的。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，軸承使用壽命在年范圍內(nèi)，因此所該軸承有一定的富裕度，但是選用6008時，其兩種軸承的B相差不大，經(jīng)過簡單的計算發(fā)現(xiàn)軸承的使用年限為：故還是選用6208軸承。彎矩及軸的受力分析圖如下：鍵的設計與校核：已知參考教材表4-1，由于所以取，因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得由于大齒輪齒面寬度為95mm,取鍵長為90mm.小齒輪的齒面寬度為45mm ，取鍵長為40根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為: 2高速軸設計：1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。各軸段直徑的確定：根據(jù)課本第230頁式14-2得 又因為裝小帶輪的電動機徑，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。 。（為帶輪的寬度）因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，故取套密封圈的軸頸為且所以查手冊 85頁表7-12取，及密封圈的結(jié)構(gòu)參數(shù)如下： 段裝配軸承且，所以查手冊62頁表6-1取。選用6008軸承。L3=B+12=16+10+2=38mm。段主要是定位軸承，取。L4根據(jù)箱體內(nèi)壁線確定即96mm,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：,故做成齒輪軸。段裝配軸承所以 綜上軸的簡化設計如下：45403035402 ）校核該軸和軸承： 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：求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：求水平面的支承力：由得求并繪制水平面彎矩圖：求F在支點產(chǎn)生的反力：求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。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(shù)）計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調(diào)質(zhì)，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，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 因此所該軸承符合要求。4）彎矩及軸的受力分析圖如下：5）鍵的設計與校核: 根據(jù)，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材由于在范圍內(nèi)，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵:鍵校核.為綜合考慮取=50得 查課本155頁表10-10所選鍵為：3從動軸的設計：（一）定各軸段直徑計算最小軸段直徑。因為軸主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按扭轉(zhuǎn)強度計算，由式14-2得：查手冊9頁表1-16圓整成標準值，取使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑。查手冊85頁表7-1，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取。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6010；設計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取考慮另一端的齒輪定位取軸環(huán)及寬度并且齒輪的軸頸取為，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。確定各軸段長度。由聯(lián)軸器的尺寸決定軸頭長度.因為此段要比此輪孔的長度短,其它各軸段長度由結(jié)構(gòu)決定。故最后從動軸的結(jié)構(gòu)簡圖如下圖：50（3）校核該軸和軸承：L1=77 L2=204.5 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： 在結(jié)合中間軸上的徑向力，切向力的大小所以取， 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。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