二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

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44r/min，
减速箱输出轴功率p=3.5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：

三、 选择电机
１. 计算电机所需功率： 查手册第3页表1-7：
－带传动效率：0.96
－每对轴承传动效率：0.99
－圆柱齿轮的传动效率：0.96
－联轴器的传动效率：0.99
—卷筒的传动效率：0.96
说明：
－电机至工作机之间的传动装置的总效率：

pw=3.5*0.7457=2.7kw pd=pw/=4kw
2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V带传动比i1=2~4
二级圆柱齿轮减速器传动比i2=8~40所以电动机转速的可选范围是：
n电机=i1*i2*n=(2~4)*(8~40)*44=704~7040
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,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，选取Y112M-4 n电机=1440r/min

四 确定传动装置的总传动比和分配传动比：
总传动比：I总= n电机/n=32.7
因为i总=iA*i线 V带适合的传动比iA=2~4, iA取3.2
i线=i总/ iA=10.2 而i线=i1齿*i2齿
i1齿=(1.3~1.6) i2齿 取i1齿=1.45 i2齿
i2齿=2.65 i1齿=3.84

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
η01，η02，η03，η04——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： 1轴n1=n电/ iA=1440/3.2=450
2轴 n2= n1/i1齿=450/3.84=117.2
3轴 n3= n2/ i2齿=117.2/2.65=44.2
卷筒轴 n4=n3=44.2
2各轴输入功率： 1轴 p1=pd*η01=4*0.96=3.84KW
2轴 p2=p1*η02*η1齿=3.84*0.99*0.98=3.73KW
3轴 p3=p2*η03*η2齿=3.73*0.99*0.98=3.62KW
卷筒轴 p4= p3*η04*η联轴器=3.62*0.99*0.99=3.55KW
3各轴输入转矩： 1轴 T1=9550*P1/n1=8.149*104N·MM
2轴 T2=9550*P2/n2=3.039*105N·MM
3轴 T3=9550*P3/n3=7.821*105N·MM
卷筒轴 T4=9550*P4/n4=7.670*105N·MM
齿轮的选材及确定许用应力
两对齿轮都选用相同配对材料及热处理方式
小齿轮 40Cr调质 HB=251
大齿轮 40# 调质 HB=241
安全系数 SH=1.05 SF=1.3
接触疲劳极限 σHlim1=700MPA σHlim2=585MPA
弯曲疲劳极限 σFE1=590MPA σFE2=445MPA
许用接触应力：[σH1] =σHlim1/SH=666.67MPA
[σH2]= σHlim2/SH=557.14MPA
许用疲劳应力：[σFE1]= σFE1/SF=453.85MPA
[σFE2]= σFE2/SF=342.31MPA

六 设计V带和带轮：
1.设计V带
①确定V带型号
查课本表13-6得： 则
根据=4.4, =960r/min,由课本图13-5，选择A型V带，取。
查课本第206页表13-7取。
为带传动的滑动率。
②验算带速： 带速在范围内，合适。
③取V带基准长度和中心距a：
初步选取中心距a：，取。
由课本第195页式（13-2）得：查课本第202页表13-2取。由课本第206页式13-6计算实际中心距：。
④验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：。
⑤求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：
查课本第203页表13-3由内插值法得。

EF=0.1
=1.37+0.1=1.38

EF=0.08

查课本第202页表13-2得。
查课本第204页表13-5由内插值法得。=163.0 EF=0.009
=0.95+0.009=0.959

则
取根。
⑥求作用在带轮轴上的压力：查课本201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：
作用在轴上压力：
。
七 齿轮的设计：
1高速级大小齿轮的设计：
①材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。
②查课本第166页表11-7得： 。
查课本第165页表11-4得： 。
故 。
查课本第168页表11-10C图得： 。
故 。
③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数，取齿宽系数 计算中心距：由课本第165页式11-5得：
考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取
则取
实际传动比：
传动比误差：。
齿宽：取
高速级大齿轮： 高速级小齿轮：
④验算轮齿弯曲强度：
查课本第167页表11-9得：
按最小齿宽计算：
所以安全。
⑤齿轮的圆周速度：
查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
2低速级大小齿轮的设计：
①材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。
低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。
②查课本第166页表11-7得： 。
查课本第165页表11-4得： 。
故 。
查课本第168页表11-10C图得： 。
故 。
③按齿面接触强度设计：9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数，取齿宽系数
计算中心距： 由课本第165页式11-5得：

取 则 取
计算传动比误差：合适
齿宽：则取
低速级大齿轮：
低速级小齿轮：
④验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：
按最小齿宽计算：
安全。
⑤齿轮的圆周速度：
查课本第162页表11-2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

10
箱盖厚度

9
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M24
地脚螺钉数目

查手册
6
轴承旁联结螺栓直径

M12
盖与座联结螺栓直径

=（0.5 0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径

=（0.40.5）

10
视孔盖螺钉直径

=（0.30.4）
8
定位销直径

=（0.70.8）
8
，，至外箱壁的距离

查手册表11—2
34
22
18
，至凸缘边缘距离

查手册表11—2
28
16
外箱壁至轴承端面距离

=++（510）
50
大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2
15
齿轮端面与内箱壁距离

>
10
箱盖，箱座肋厚

9
8.5
轴承端盖外径

+（55.5）
120（1轴）
125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）
125（2轴）
150（3轴）
九 轴的设计：
1高速轴设计：
①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。
②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得： 又因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册第9页表1-16取。L1=1.75d1-3=60。
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7-12取，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
段装配轴承且，所以查手册62页表6-1取。选用6009轴承。
L3=B++2=16+10+2=28。
段主要是定位轴承，取。L4根据箱体内壁线确定后在确定。
装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：
查手册51页表4-1得：
得：e=5.9＜6.25。
段装配轴承所以 L6= L3=28。
2 校核该轴和轴承：L1=73 L2=211 L3=96
作用在齿轮上的圆周力为：
径向力为
作用在轴1带轮上的外力：
求垂直面的支反力：

求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：

求水平面的支承力：
由得
N
N
求并绘制水平面弯矩图：

求F在支点产生的反力：

求并绘制F力产生的弯矩图：

F在a处产生的弯矩：

求合成弯矩图：
考虑最不利的情况，把与直接相加。

求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

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14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：

因为，所以该轴是安全的。
3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，所以，查课本259页表16-9，10取取
按最不利考虑，则有：

则 因此所该轴承符合要求。
4弯矩及轴的受力分析图如下：

5键的设计与校核:
根据，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于在范围内，故轴段上采用键：,
采用A型普通键:
键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取=50得查课本155页表10-10所选键为：
中间轴的设计：
①材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=100。
②根据课本第230页式14-2得：
段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+++=18+10+10+2=40。
装配低速级小齿轮，且取，L2=128，因为要比齿轮孔长度少。
段主要是定位高速级大齿轮，所以取，L3==10。
装配高速级大齿轮，取 L4=84-2=82。
段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+++3+=18+10+10+2=43。
③校核该轴和轴承：L1=74 L2=117 L3=94
作用在2、3齿轮上的圆周力：
N
径向力：

求垂直面的支反力

计算垂直弯矩：

求水平面的支承力：

计算、绘制水平面弯矩图：

求合成弯矩图，按最不利情况考虑：

求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

计算危险截面处轴的直径：
n-n截面:
m-m截面:
由于，所以该轴是安全的。
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，所以，查课本259页表16-9，10取取

则，轴承使用寿命在年范围内，因此所该轴承符合要求。
④弯矩及轴的受力分析图如下：
⑤键的设计与校核：
已知参考教材表10-11，由于所以取
因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得
L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70
根据挤压强度条件，键的校核为：

所以所选键为:
从动轴的设计：
⑴确定各轴段直径
①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14-2得：
考虑到该轴段上开有键槽，因此取
查手册9页表1-16圆整成标准值，取
②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。
③设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用挡油环给轴承定位。选轴承6215:。
④设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取
⑤设计另一端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。
⑥ 轮装拆方便，设计轴头，取，查手册9页表1-16取。
⑦设计轴环及宽度b
使齿轮轴向定位，故取取
,
⑵确定各轴段长度。
有联轴器的尺寸决定(后面将会讲到).

因为,所以
轴头长度因为此段要比此轮孔的长度短

其它各轴段长度由结构决定。
（4）．校核该轴和轴承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
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：

径向力：

求垂直面的支反力：

计算垂直弯矩：

.m
求水平面的支承力。

计算、绘制水平面弯矩图。

求F在支点产生的反力

求F力产生的弯矩图。

F在a处产生的弯矩：

求合成弯矩图。
考虑最不利的情况，把与直接相加。

求危险截面当量弯矩。
从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）

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14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：

考虑到键槽的影响，取
因为，所以该轴是安全的。
（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作用，所以，查课本259页表16-9，10取取
按最不利考虑，则有：
则,
该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。
（6）弯矩及轴的受力分析图如下：
（7）键的设计与校核：
因为d1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得
因为L1=107初选键长为100,校核所以所选键为:
装齿轮查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得
因为L6=122初选键长为100,校核
所以所选键为:.
十 高速轴大齿轮的设计
因 采用腹板式结构
代号
结构尺寸和计算公式
结果
轮毂处直径

72
轮毂轴向长度

84
倒角尺寸

1
齿根圆处的厚度

10
腹板最大直径

321.25
板孔直径

62.5
腹板厚度

25.2
电动机带轮的设计

代号
结构尺寸和计算公式
结果

手册157页
38mm

68.4mm

取60mm

81mm

74.7mm

10mm

15mm

5mm
十一.联轴器的选择：
计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。
十二润滑方式的确定：
因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。
十三.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。
十四.参考资料：
《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。
《机械设计课程设计指导书》（第二版）——罗圣国，李平林等主编。
《机械课程设计》（重庆大学出版社）——周元康等主编。
《机械设计基础》（第四版）课本——杨可桢 程光蕴 主编。

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