yf二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

《yf二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《yf二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc（21页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流yf二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.精品文档.目录设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器3一、传动装置总体设计：3一、选择电机4二、对比选择各电机4三、确定传动装置的总传动比和分配传动比5四、计算传动装置的运动和动力参数5五、设计V带和带轮7六、齿轮的设计8二、箱体设计11三、轴的设计13一、高速轴设计13二、中间轴的设计17三、从动轴的设计21四、 高速轴齿轮的设计25五.联轴器的选择26六、润滑方式的确定26七.参考资料27设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器皮带运输机械传动装置，其简图如下：工作条件：双班制工作，有轻微振动，小批量生产，单向

2、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%。要求：运输带卷筒转速为35r/min减速箱输出轴功率P为3.5马力一、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：一、选择电机. 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：0.98联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96计算总传动比：=0.829由于需选择功率大于3.

3、1kw的电机，故考虑选择功率为4kw的电机。二、对比选择各电机电动机型号，因此有3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1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M-44KW1500144043Kg75.793Y132M1-64KW100096073Kg50.53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Y112M-4，其主要参数如下：额定功率kW满载转速同步转速质量ADEFGHLAB496010007321638801033132515280三、确定传

4、动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：分配传动比：取 则取经计算注：为带轮传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。 四、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。. 各轴转速：2计算各轴输入功率：3计算各轴转矩：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3.6736.59601轴3.523.48106.9105.8314.862轴3.213.18470.3465.6683轴3.053.021591.51559.619.14轴32.9

5、71575.61512.619.1 五、设计V带和带轮1.设计V带选胶带型号查课本表13-6得： 则根据=4.34, =1500r/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。验算带速： 故此带速是在范围内，合适。确定中心距，带长，验算包角：初步选取中心距a：，取。确定V带基准长度：查课本第202页表13-2取。修正系数。由课本第206页式13-6计算实际中心距：。验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：。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。传动比： 由表12-4确定单根V带额定功率增量 包

6、角修正系数 V带根数：取根。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：六、齿轮的设计：1高速级大小齿轮的设计： 选择材料：高速级小齿轮均选用钢调质，齿面硬度为220HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为190HBS。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 。 由于齿轮是软齿面闭式传动，所以按齿面接触强度设计，再按齿根弯曲强度校核齿轮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16

7、5页式11-5得：初选： 当a=155,m=3时，,返算得：a=155.5 故不满足当a=160,m=3时，返算得：a=161.5 故不满足当a=155,m=2.5时，返算得：a=155,故这种选择合适。齿宽：由于考虑到小齿轮更易被破环，故取 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：所以弯曲强度符合要求。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低速级齿轮（第二对齿轮）的设计： 料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为220HBS。低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为190HBS。查课本第166页表11-7得： 。查课本第165页表11-4

8、得： 。故 。查课本第168页表11-10C图得： 。故 。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：初选：当a=205,m=2.5时, 当a=205,m=3时，返算得 a=202.5,故不满足当a=210，m=2.5时，返算得a=212.5,故不满足当a=210,m=3时，返算得a=210,故满足条件计算宽度: 由于小齿轮更易破坏，则小齿轮要设计宽一些，故取：低速级大齿轮： 低速级小齿轮： 验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：计算：安全。 轮的圆周速度：查课本第162页表11-2知选用9级的的精

9、度是合适的。二、箱体设计箱体结构尺寸确定如下：名称符号计算公式结果箱座厚度10箱盖厚度10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M16盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M12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112282220，至凸缘边缘距离查手册表1122418外箱壁至轴承端面距离=+（510）52大齿轮顶圆与内箱壁距离1.215齿轮端面与内箱壁距离12箱盖，箱座肋厚99轴承端盖外径+（55.5）132（1）142（2）152（3

10、）轴承旁联结螺栓距离132（1）142（2）152（3）三、轴的设计一、高速轴设计： 材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=113。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=45。根据实验指导书P41图30确定轴的各部分轴向尺寸:轴向尺寸：设计轴向尺寸时须考虑采用的定位元件，在此轴上，由于本减速器的润滑方案为齿轮采用油润滑，轴承采用脂润滑，则必须设定挡油板，因此考虑采用挡油板对齿轮和轴承同时轴向定位。装齿轮的轴段要较齿轮内缩2mm,以便齿轮定位。径

11、向尺寸：综合考虑带轮内径，轴承内径，密封圈内径等问题设计各轴段尺寸。用于轴向定位的端面，由于承受轴向力，直径变化值要大些,取6至8mm。为了便与装配和区别加工表面的轴段直径变化处，由于不承受轴向力，其变化值可小些，一般取2mm。综合考虑以上原则，设计出的密封圈段直径为55mm,轴承段直径为35mm.故初步选择轴承型号为6207。2 校核该轴和轴承：L1=55 L2=151 L3=93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：求垂直面最大弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支反力：NN求水平面最大弯矩，并绘制水平面弯矩图：求F在支点在两支撑点处产生的反力：求并绘制

12、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：轴承寿命采用轴承寿命公式进行校核，由于各齿轮是直齿轮，故轴承承受的轴向载荷忽略，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： Ft受力简图： 55a 151 931Fr2MaV=77.8N.m 垂直面弯矩1：水平

13、面弯矩1：MaH=28.3N.m水平垂直合成MaF产生的弯矩：MF=27.7N.m总合成弯矩：Ma=131.3N.m二、中间轴的设计 料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=113。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6307轴承， 确定径向，轴向尺寸：装配低速级小齿轮，且，且该处要用于齿轮定位，取，该轴段长度为齿宽内缩2mm,取87。轴环处要用于齿轮定位，直径变化5-8mm原则，则取直径为46。 装配高速级大齿轮，取 该段长度为44.5，为齿宽内缩2mm。段要装配轴承，则其直径为35mm,长度由轴承内端面位置及

14、轴承宽度确定。校核该轴和轴承：L1=75 L2=74 L3=53作用在2、3齿轮上的圆周力： 径向力：求垂直面的支反力求水平面的支承力：绘制水平与垂直弯矩图如下： 轴的受力简图： 757453 3 32 a12 b4M2V=269N.m水平弯矩：ab垂直弯矩：M2H=70.3N.mabM2a=278N.m合成弯矩：MaaT=235.5N.m显然a面的弯矩大于b截面的弯矩，而两截面的轴径大小相同，故只需校核a截面与弯矩最大截面的受载情况。计算垂直弯矩：计算水平面弯矩：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）校核危险截面

15、处轴的直径是否满足强度要求： a-a截面: 2截面: 考虑到a-a截面处为直径突变，要产生载荷集中，2截面处有键槽，则均扩大至1.04倍校核故该轴的结构设计是合格的。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，因此所该轴承符合要求。 键的设计与校核： 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：, 键长为36。采用A型普通键:键校核：查课本155页表10-10得,取为110mpa.故键的强度合格。 键2校核：由于轴径为40，在38-44之间，查手册P51页得，取键长

16、l为50mm.因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得,取为110mpa.根据挤压强度条件，键的校核为： 故强度合格。所以所选键为: 三、从动轴的设计确定各轴段直径计算最小轴段直径。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：取为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，在综合考虑到该轴段要与轴承端盖与密封圈配合，故查表，设该轴段直径为50mm。为便于轴承装拆和满足加工工艺，设置一轴肩，由于不用于轴向定位，且要与轴承尺寸配合，故取直径为55mm（查手册62页，表6-1）设计与齿轮联接的轴段，取d=58mm.设计一轴环，用于齿轮轴向定位，直径比上一轴段大7mm(6-8mm)。

17、确定各轴段长度。与联轴器联接的轴段要考虑联轴器的长度L与齿轮联接的轴段长度要较齿轮宽度内缩2mm,为82mm . 综合考虑轴承端面至齿轮端面的距离，轴承两端面的距离，轴承宽度，挡油环的宽度等情况设计剩余轴段长度。（4）校核该轴和轴承：L1=72 L2=134 L3=128作用在齿轮上的圆周力： 径向力：求垂直面的支反力：求水平面的支承力。计算垂直面内最大弯矩：计算水平面最大弯矩求F在支点产生的反力求F力在上述最大弯矩处产生的弯矩作出弯矩图为：72134128FaMaH=71.1NaMaV=195.3Naa MaFM2F=106N.mMa=207.8Na求合成最大弯矩。考虑最不利的情况，把与直接

18、相加。求危险截面当量弯矩：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。由轴径，初选轴承为6011。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,所以轴上的轴承是适合要求的。（6）键的设计与校核：联轴器处键的校核：由直径得联轴器长度，取为110mm.故初步取该处键长为100。轴的直径为45，在44-50mm之间，查实验指导书P51页，取键的公称尺寸为校核。则该键强度合格。齿轮处键的

19、校核：轴的直径为58，在50-58mm之间，查实验指导书P51页，取键的公称尺寸为。初步确定键长为50mm。校核四、 高速轴齿轮的设计因 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93轮毂轴向长度80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38mm68.4mm取60mm81mm74.7mm10mm15mm5mm五.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HL4的弹性柱销联轴器。六、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。其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。七.参考资料 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。机械设计基础（第四版）课本杨可桢 程光蕴 主编。