机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器(含全套图纸)汇编

课程设计报告

二级展开式圆柱齿轮减速器

姓 名： 学 院： 专 业： 年 级： 学 号： 指导教师：

2006年6月29日

一.设计题目

设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。卷筒直径D=500mm,运输带的有效拉力F=10000N, 卷筒效率

=0.96,运输带速度v0.3m/s,电源380V,三相交流.

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．选择电动机

1.选择电动机类型：

按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V，Y型。

2.选择电动机的容量

Pd 电动机所需的功率为：

PWa KW

PWFV KW 1000PdFV1000a KW

a1••••所以

由电动机到运输带的传动总功率为

1

—带传动效率：0.96

—每对轴承的传动效率：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

则：a1••••0.960.9940.9620.990.960.79 所以 pdFV94650.33.8KW

1000a10000.813.确定电动机转速 卷筒的工作转速为

n601000V6010000.311.46D500r/min

查指导书第7页表1：取V带传动的传动比i带2；二级圆柱齿轮减速器传动比i减速器840，所以总传动比合理范围为i总16160，故电动机转速的可选范围是：

n电机n卷筒i总r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案如下： 方案 电动机型额定功率 同步转速 额定转速 重量 总传动比 号 KW r/min r/min N 1 Y112M-2 4 1500 1440 470 125.65 2 Y132M1-6 4 1000 960 730 83.77 3 Y160M1-8 4 750 720 1180 62.83 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，可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下；

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总96083.7711.46

分配传动比：取i带2.8，则i1i2i经计算2=4.47

83.77ii2，取i16.95，29.92，12.8注：

i带ii为带传动比，1为高速级传动比，2为低速级传动比。

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；

01，

，



，



—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：n1nm960342.86r/min i带2.8

n2n1342.8649.33r/min i16.95n249.3311.45r/min i24.31 n3 n4=n3=11.45 r/min

2.各轴输入功率：P1Pd•013.80.963.65KW

01

12• P2P 1•123.650.980.973.47KW • P3P2•233.470.980.973.30KW 23 • P4P3•343.300.980.993.2KW 34

3.各轴输入转矩：Td9550Pd3.80955037.80N•m nw960T1Td•i带•37.802.80.96101.61N•m

T2T1•i1•101.616.950.980.97671.30N•m T3T2•i2•671.304.310.980.972750.37N•m T4T3•27500.980.992668.41N•m

1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动效率

0.99。

运动和动力参数结果如下表： 轴名 功率P KW 转钜T N.m 转速r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 3.8 37.80 960 1轴 3.65 3.58 101.61 99.58 342.86 2轴 3.47 3.40 671.30 657.87 49.33 3轴 3.30 3.23 2750.37 2695.36 11.45 4轴 3.20 3.14 2668.41 2615.04 11.45 六.设V计带和带轮：

1.设计V带

①确定V带型号

K

查机械设计基础课本表p205 13-6得：A=1.3，则pcKA•Pd1.33.524.6

KW，又

nm=960r/min,由图13-15确定选取A型普通V带，取

，取=0.02，标准化得

D2D1=125，

D2i带D1=375

②验算带速：

VD1n11259606.2825601000601000m/s

0.7(D1D2a02(D1D2)③确定带的基准长度：取

a0

=1.2（

D1D2+）=1.2（125+375）=600

L2ao2(D1D2)D2D1L2011mm,由表13-2选取d=2000 4ao④确定实际中心距a

LL20002011aaod600595mm

22⑤验算小带轮包角

1

D2D157.3160120a

⑥计算V带的根数Z： 1180由表13-3查得由表13-4查得

ZP01.4KW，由表13-5查得

K=0.95，由表13-2查得

KL=1.03

P0=0.11KW，则V带的根数

PC4.42.84

(PoPo)KKL(1.380.108)0.9591.09因此取Z=3

⑦计算作用在带轮轴上的载荷

Fz

由表13-1查得A型V带单位长度质量q=0.1Kg/m,所以单根V带张紧力

F0500(P2.52..561)Cqv2500(1)0.16.282190.5N Kzv0.95936.28故作用在轴上载荷

1163Fz2zF0sin23190.5sin1130.4N

22七.齿轮的设计：

1.高速级大小齿轮的设计

1）选择齿轮材料：大小齿轮都选用45钢，小齿轮调质处理，硬度230，大齿轮正火处理，硬度210。 2）确定许用应力：

[H]a.许用接触应力：

limb12limbKHLSH

查精密机械设计课本表11-7得

=570N/mm，

limb2550N/mm2。

故应按接触极限应力较低的计算，即只需求出对于调质处理的齿轮，

SH[H]2。

=1.1

550N/mm2500N/mm2 1.1b.许用弯曲应力： [H]2[F]FlimbKFCKFLSF

由表11-10知

Flimb1=190N/mm

2Flimb2180N/mm2

取

SF=1.4，

所以[F]1190N/mm2136N/mm2 1.4[F]2180N/mm2129N/mm2 1.43）根据接触强度设计：9级精度制造，载荷系数K=1.2，取齿宽系数0.5，测中心距

a(6.951)31016001.23352()199.3mm

0.56.95500z选定1=30,z2uz16.9530209

md11.67mm z1

am(z1z2)239mm 2b=aa0.5X239=119.5mm 4）验算弯曲应力

d12dm

由图8-44查得,x=0

z1z2FYF2T1KKV=30，

YF1=2.60 =2.14

=209，

YF2

[F]113644.2N/mm2 YF12.60[F]212960.3N/mm2 YF22.14[F]1[F]2,故应计算大齿轮的弯曲应力， YF1YF2F144.2N/mm2[F]1，弯曲强度足够。

2.低速级大小齿轮的设计：

①齿轮材料的选择：小齿轮选用35MnB调质，硬度260HBS，

大齿轮选用SiMn调质，硬度225HBS。

②确定许用应力：

[H]limbKHLSH

a.许用接触应力：查表8-10得

limb1=700N/mm

2limb20N/mm2

故应按接触极限应力较低的计算，即只需求出对于调质处理的齿轮，

SH[H]2。

=1.1

0N/mm2491N/mm2 1.1b.许用弯曲应力： [H]2

[F]FlimbKFCKFLSF

由表8-11知

Flimb1=240N/mm

2Flimb2180N/mm2

取

SF=1.3

所以[F]1240N/mm2185N/mm2 1.3180N/mm2138N/mm2 1.3③根据接触强度设计： [F]2d1Kd3u1d[H]2uT1K 取K=1.2，齿宽a0.5

d1(4.311)36713001.23352()296.5mm

0.54.31491121z取1=28,z2uz1121，故实际传动比i=4.32

28模数 m2a2X296.53.98

Z1Z228121am(z1z2)2=298mm

B=aa0.5X298149mm 取b2149mm,b11mm ④验算弯曲应力：

d12dm 由图8-44查得,x=0

YF1YF2

FYF2T1KKV=2.63 =2.16

F163.5N/mm〈[F1]

F252.1N/mm2〈[F2]

弯曲强度足够。

八．减速器机体结构尺寸如下：

名称 机座厚度 机盖厚度 机盖凸缘厚度 符号 δ 1计算公式 0.025a138 38 0.02a1.51 结果 9 8 12 14 23 M24 b1 b1 b 机座凸缘厚度 机座底凸缘厚度 b2 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 dfn b1.5 b22.5 6 df0.036a12ad1250500时，n0.75df6 M12 轴承旁联结螺栓d1 直径 盖与座联结螺栓d2 直径 轴承端盖螺钉直d3 径 视孔盖螺钉直径 d4 定位销直径 df M10 10 8 8 34 22 18 28 16 50 15 10 d2=（0.5 0.6）df d3=（0.40.5）df d4=（0.30.4）df d C1 C2 d=（0.70.8）d2 查手册表11—2 ，d1，d2至外箱壁的距离 dfd2至凸缘边，查手册表11—2 缘距离 外箱壁至轴承端l1=C1+C2+（510） l1 面距离 大齿轮顶圆与内1>1.2 1 箱壁距离 齿轮端面与内箱2> 2 壁距离 箱盖，箱座肋厚 m1,m m10.851,m0.85 m1m8 9

轴承端盖外径 D2 轴承旁联结螺栓距离 S 轴承孔直径+（5—5.5）120（I 轴） d3 125（II 轴） 150（III轴） 120（I 轴） SD2 125（II 轴） 150（III轴） 九．轴的设计：

1．高速轴的设计：

①材料：选用45号钢调质处理，查表10-2取②各轴段直径的确定：

[]=35N/mm，C=100

2

dC3pn，p=3.65,则

3.6522.0mm，因为装小带轮的电动机轴径d38，又因为高速轴

342.86d1(0.81.2)d由

d11003第一段轴径装配大带轮，且

d1，查手册

P886表7-7，取

=36,

L1=60mm,

d2因为大带轮靠轴肩定位，所以取

d3d4d5=40,

L2=58，

L3段装配轴承，取d3=45，选用6309轴承，d4=28， 段是定位轴承，取=50，L4根据箱体内壁线确定后再确定。

段装配齿轮直径：判断是否做成齿轮轴 edd4t11.25m2

t查手册得1=3.3，得e=2.2<2.51.253.125,因此做成齿轮轴. 此时齿宽为30。 d6装配轴承所以

d6d3LL==45，6=3=28

L12.校核该轴和轴承：=75，

L2=215，

L3=100

作用在齿轮上的圆周力为：

Ft2T12101.6110002709.6N d1302.52709.6tg20986.2N 径向力为FrFtgt作用在轴1带轮上的外力：

FQ1130.4N

①求垂直面的支承反力：

F1Vl2Fr215986.2731N l1l275215F2VFrF1V986.2731255.1N

②求水平面的支承反力： 由

F1H(l1l2)Ftl2得

F1Hl2215Ft2709.62008.8N l1l275215F2HFtF1H700.8NN

③求F在支点产生的反力：

F1Fl3F100X1130.43.8N l1l275215F2FF1FF3.81130.41520.2N

④绘制垂直面弯矩图

MavF2vl2255.1215103.8N.m

'MavF1vl1731.175103.8N.m

⑤绘制水平面弯矩图

MaHF1Hl12008.875103150.7N.m

'MaHF2Hl2700.8215103150.7N.m

⑥绘制F力产生的弯矩图

M2FFl31130.4100103113.04N MaFF1Fl13.87510329.2Nm

⑦求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把

MaF与22MavMaH直接相加

22MaMaFMaVMaH29.2.82150.721.6N.m ''2'2MaMaFMaVMaH29.2.82150.721.6N.m

⑧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0.6）

MeMa2(T)21.62(0.6101.6)2199.2N.m

⑨计算危险截面处轴的直径

因为材料选择45调质，查课本226页表14-1得14-3得许用弯曲应力#B650MPa，查课本231页表

1b60MPa，则：

3Me199.210d3332.1mm

0.11b0.160因为

d5d4da50mmd，所以该轴是安全的。

3弯矩及轴的受力分析图如下：

轴1

4键的设计与校核: 根据

d136,T1101.6，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于

d136d在3038范围内，故1轴段上采用键bh：108,

采用A型普通键:

键校核.为L1=60mm综合考虑取l=50mm。查课本155页表10-10，

4T1dlh4101.6103368(5010)35.3Mpapp5060，

所选键为：bhl:10850强度合

格。

中间轴的设计：

①材料：选用45号钢调质处理，查表14-2取②各轴段直径的确定：

[]=35N/mm，C=100

2

dC3pn, p=3.47,则 3.4741.3mm, 49.331由

d1003d1段要装配轴承，查课本11-15取d=40，选用6309轴承，L1=40， d2装配低速级小齿轮，且d2d1取d2=45，L2=128， d3段主要是定位高速级大齿轮，取d3=60，L3=10， d4装配高速级大齿轮，取d4=45，L4=82 d5段要装配轴承，取d5=40，L5=43 ③ .校核该轴和轴承：

L1=75，

L2=115，

L3=95

2T22671.3103Ft22569.6Nd2092.52作用在2、3齿轮上的圆周力：

2T22671.3103Ft311987.5d3284 N 径向力：

Fr2Ft2tg2569.6tg20935.3N

Fr3Ft3tg11987.5tg204363.1N求垂直面的支反力

F1VFr3l3Fr2•(l2l3)4363.195935.3(11595)765.2Nl1l2l37511595

F2VFr3F1VFr24363.5765.2935.34193.4N

计算垂直弯矩：

MaVmF1Vl1765.27510357.4N.m

3MaVnF1V(l1l2)Fr2l2765.2(75115)935.31151039.6N.m

求水平面的支承力：

F1HFt3l3Ft2•(l2l3)11987.51002569.62106099.5Nl1l2l37511595

F2HFt2Ft3F1H2526.611987.56099.58017.6N

计算、绘制水平面弯矩图：

MaHmF1Hl16099.575103457.5N.m

3MaHnF2H(l1l2)Ft3l28417.6(75115)11987.511510220.8N.m

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0.6）

2MeMan(T2)2220.82(0.6671.3)2459.3N.m

Me'2Mam(T2)2457.52(0.6671.3)2609.5N.m计算危险截面处轴的直径：

3Me459.310d3342.5mm0.11b0.1603Me'609.510d3344.7mm0.11b0.160 n-n截面:

m-m截面:

由于d2d450mmd，所以该轴是安全的。

④弯矩及轴的受力分析图如下

⑤键的设计与校核 已知

d2d450,T2470.3N.m参考教材表10-11，由于

d2(44~50)所以取

bh:149

查课本155页表10-10得100120b

取键长为120.取键长为80，

4T24671.5103b100.4Mpabdhl459(8014)根据挤压强度条件，键的校核为： 4T24671.3103b62.6Mpabdhl459(12014)

所以所选键为:bhl:14980 bhl:149100 从动轴的设计：

①材料：选用45号钢调质处理，查表10-2取

[]=34N/mm，C=112

2

②确定各轴段直径

d1C•3P33.3100366.1mmn311.45，

L1考虑到该轴段上开有键槽，因此取

d175mm=150。

d2d2装配轴承，选用6212轴承,取

d3L3=80,查手册第85表7-2，此尺寸符合轴承盖和

密封圈标准。

d3靠轴定位,取

d4d5=85,=45

取取

d6d7=90,

L4=90 =13

d6=110,

L5装配轴承, 选用60114轴承,取向心滚子轴承,去

d7=90,

L6=125

=85,

L8=46

lll③校核该轴和轴承:1=98,2=210,3=115

作用在齿轮上的圆周力：

2T322750.37103Ft11365.2Nd41214 径向力：

FrFtg11365.2tg204136.6Nt

F5093.3N

求垂直面的支反力：

F1Vl2Fr2104136.62820.4Nl1l298210

F2VFrF1V4136.62820.41316.2N

计算垂直弯矩：

MavF2vl21316.2210103276.4N.m'MavF1vl12820.498103276.4N

.m

求水平面的支承力。

F1Hl2Ft21011365.27749Nl1l298210

F2HFtF1H11365.277493616.2N

计算、绘制水平面弯矩图。

MaHF1Hl1774998103759.4N.m

'MaHF2Hl23616.2210103759.4N.m求F在支点产生的反力

F1FFl35093.31151901.7Nl1l298210

F2FF1FF1901.75093.36995N

求F力产生的弯矩图。

M2FFl35093.3115103585.7NMmFF1Fl11901.798103186.4N

F在a处产生的弯矩：

MmFF1Fl11901.498103186.4Nm

求合成弯矩图。 考虑最不利的情况，把

MmF与22MavMaH直接相加。

22MamMmFMavMaH186.4276.42759.42994.5N.m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0.6）

2MeMam(T3)2994.52(0.62750.37)21926.7N.m

计算危险截面处轴的直径。

因为材料选择45调质，查课本226页表14-1得14-3得许用弯曲应力#B650MPa，查课本231页表

1b60MPa，则：

Me1926.71033d368.5mm0.11b0.160d1

=75>d,所以该轴是安全的。

④弯矩及轴的受力分析图如下：

⑥键的设计与校核：

因为d1=75,查课本153页表10-9选键为bh:2012查课本155页表10-10得

100b120

4T42750.37103111.1Mpabdlh75(13020)12初选键长为130,校核所以所选键

为:bhl:2012130

装联轴器的轴直径为70, 查课本153页表10-9选键为bh:2012查课本155页表10-10得100120b

4T42750.37103111.1MpabL7103dlh75(13020)12初选键长为100,校核所

以所选键为:bhl:2012130

十.输出轴联轴器的选择：

计算联轴器所需的转矩： TC TC‘KAT3KAT查课本269表17-1取KA1.5

1.524983747Nm,查手册1011页,选用安全销弹性块联轴器

KLA4.

十一. 减速器的各部位附属零件的设计.

(1)窥视孔盖与窥视孔：

在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。

以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内. (2)放油螺塞

放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放 油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。 (3)油标

油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。 (4)通气器

减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成. (5)启盖螺钉

为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。

在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整. 6）定位销

为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置. (7)环首螺钉、吊环和吊钩

为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。 (8)调整垫片

用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用. (9)密封装置

在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.

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

(1.5~2)105mm.r/min，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。