一级圆柱齿轮减速器说明书

1、亠、设计课题:设计带式输送机运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单 向运转载荷轻度震动，使用期限 8年，每年350天，每天8小时，输送带运动 速度误差不超过7%原始数据:运输带功率P(KW)6运输带速度V(m/s)1.1卷筒直径D(mm180设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张(1号图纸)2. 轴、齿轮零件图纸各一张(2号或3号图纸)3. 设计说明书一份计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动1、工作条件：使用年限8年，工作为一班工作制，载 荷平稳，环境清洁。2、原始数据：输送带功率 P=6KW；带速 V=1.1m/s; 滚筒直径D=180mm

2、方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比 要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大 起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机 2. 4.连轴器3.圆柱齿轮减速器5.滚筒6.运输带二、电动机选择1、 电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电 动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电 动机，其结构简单，价格低廉，维护方便，适用于无 特殊要求的各种机械设备。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式：(1) Pd=PW/ na (kw)由式：PW=F V/1000 (KW)因此Pd=FV/1000耳 a(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：

3、n 总=n2x n3Xns x n式中：耳、e、m、厲、分别为轴承、齿轮传动、联轴 器和卷筒的传动效率。取 卬=0.98,叩=0.97,3=0 .97,耳=0.96则:n总=0.972 X0.983 X0.97 0.96=0.82所以：电机所需的工作功率：Pd = FV/1000 n总=(5500 X.1)/(1000 0X2)=7.3 (kw)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n 卷筒=60X1000 V/ ( n-)D=(60 X000 X.1)/ (180 - n=116.7 r/min根据手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I=37。故电动机转速的可选范

4、为Nd=lX卷筒=（3 7） XI16.7=350.1 816.9r/mi n则符合这 范围的冋步转速有：750 r/mi n根据容量和转速，由指导书表16-2查出Y系列750r/min 电动机的具体型号为 Y160L-8，额定功率为7.5KW，满 载转速为720r/min。电动机主要外形和安装尺寸:AC/EAD11 71一 E -F12AB中心高H外形尺寸l X(AC/2+AD) X HD底角安装尺寸AX B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DX E装键部位尺寸 F X GD160645 X 418 X 385254X 2541542 X 11012X 41三、确定传动装置的传动比：由选定的电动机满载

5、转速 nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/n 卷筒=720/116.7=6.17四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，H轴，. 以及i0,i1 ,为相邻两轴间的传动比n 01,n 12, 为相邻两轴的传动效率PI, PH,为各轴的输入功率(KWTI, TH,为各轴的输入转矩(NmnI ,n H ,为各轴的输入转矩(r/min )可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动 和动力参数1、运动参数及动力参数的计算(1) 计算各轴的转数：I 轴:n I =n 电动机=720(r/min)H轴：nH = n I / i1=7

6、20/6.17=116.7 r/mi n卷筒轴：nM = n II(2) 计算各轴的功率：I轴：PI =PdXn 01 =PdXn1=7.03 E.97=7.08(kw)I轴： PI = P I Xn 12= P Xn 2x“3=7.08 X.98 X.97 =6.73(kw)卷筒轴：Pm = PI n 23=0P-n 2耳4i1为减速器传动比 滚动轴承的效率n 为 0.980.995 在本设计中取0.98=6.73 X.98 X.97 =6.40 (KW)计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为：Td=9550 Pd/nm=9550X 7.08/720=92.85 N mI 轴：T I =

7、Td nl=92.85 0.99=91.92 N mI 轴： T I = T I - i -n 12=Ti1 -n 2 -n4=91.92 6.16 0.98 0.99=549.35 N m-卷筒轴输入轴转矩：T m = T I -n 2-n4=532.98 N -m计算各轴的输出功率：由于II轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：PT =PIxn由承=7.08 0.98=6.94 KWPl = Pn n由承=6.73 .98=6.59 KW 计算各轴的输出转矩：由于In轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴 承效率：则:t i = t i由承=91.92 .98=90.08 N mT n =

8、 t n 由承=549.35 .98=538.36 N-m综合以上数据，得表如下:轴名效率P (KW )转矩T (N-m)转速nr/min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴7.392.857201.000.97I轴7.086.9491.9290.087206.160.95n轴6.736.59549.35538.36116.81.000.97卷筒轴6.406.33532.98522.32116.8五、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料 为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号 钢正火，齿面硬度为

9、200HBS。齿轮精度初选8级(2) 、初选主要参数Z仁20, u=6.2 Z2=Z1 - u=20X6.2=124查表得齿宽系数书d=).8(3) 按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径I772d1 3 |2口 u+1 ZeZh 乙斗屮d u i 叶】确定各参数值 载荷系数 查课本P169表11-3取K=1.5 小齿轮名义转矩T1=9.55 X06P/ni=9.55 XO6 6.79/720=9.09 X04 N mm 材料弹性影响系数由课本 P171 表 11-4 ZE=188、MPa 区域系数Zh=2.5重合度系数 t=1.8-3.2 (1/Z1+1/Z2)Ze4-1.69二 3=1

10、.88-3.21/20+1/124) =1.69-0.77查表6-8 按一般可靠要求取 SH=1则叶 J = Elim1 =730MPaShch J2 = Ch lim 2 = 620MPaSh取两式计算中的较小值，即c J =620Mpa2kT1 u +1ZeZh Ze| W d u1 OhJ 于是d1 3=32x1.5x9.09x104 6.2 +1 “88x2.5 Y6.2620=66.97 mm(4)确定模数m=d1/Z166.97/20=3.34取标准模数值m=3(5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算Cf =|KYfsYYf J 校核bd1m式中 小轮分度圆直径 d仁mZ=3X20=60m

11、m齿轮啮合宽度 b=d - d1 =1.0 x 60=60mm0 复合齿轮系数 Y fs1=4.38 Yfs2=3.95約重合度系数Ye =0.25+0.75/ t=0.25+0.75/1.69=0.6938许用应力oFlim 仁 410 MPaclim2=280Mpa查表，取Sf=1.25贝 V Of J =处=328MPaSf1.25厂 -n(Tf lim 2 280 cc .也-224MPaSF1.25计算大小齿轮的 纟并进行比较Tf_Yfs = 4.38 =0.01335丫FS2 = 3.95 = 0.01763tf：1 328tf：2 224YFS1 YFS2tF 1 TF 2取较大

12、值代入公式进行计算则有2KT12汇1 5汇909況104tF2 1 YFS2Y 29.09汉 3.95汉 0.6938bd1m60x603=69.19 : of 2故满足齿根弯曲疲劳强度要求(6) 几何尺寸计算d1=m-Z1=3X20=60 mmd2=m -Z2=3 X124=372 mma=m ( Z1+Z2) /2=3 x(20+124) /2=216mmb=60 mmb2=60取小齿轮宽度b1=65 mm(7) 验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=nrdn1/ (60 X1000)=3.14 80X720/ (60X1000)=2.24 m/s对照表6-5可知选择8级精度合适。六轴

13、的设计1, 齿轮轴的设计(1) 确定轴上零件的定位和固定方式(如图)1 己 2561，5滚动轴承 2 轴 3 齿轮轴的轮齿段 4 套筒6 密封盖7 键8 轴承端盖9 轴端挡圈10 半联轴器(2) 按扭转强度估算轴的直径PI的值为前面 第10页中给出选用45#调质，硬度217255HBS 轴的输入功率为P I =6.93 KW转速为 n I =720 r/min根据课本P205 (13-2 )式，并查表13-2，取c=118dX=11珂需=2446mmD1=O 30mmL1=58mm(3) 确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通 过键联接，则轴应该增加 5%，取D1=Q3

14、 0mm,又联轴器 长度L=60mm则第一段长度L仁58mm 右起第二段直径取D2=0 38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求 和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距 离为30mm，则取第二段的长度 L2=70mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，贝V轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为dBXB=40X80X18,那么该段的直径为 D3= 40mm,长度为 L3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径 应小于滚动轴承的内圈外径，取 D4=O 48mm ,长度 取 L4= 10mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿 顶圆直

15、径为 66mm,分度圆直径为J60mm，齿轮的 宽度为65mm,则此段的直径为 D5=O66mm ,长度为L5=65mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直 径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=O 48mm长度取L6= 10mm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处， 取 轴径为 D7=O 40mm，长度 L7=18mm(4) 求齿轮上作用力的大小、方向小齿轮分度圆直径：d仁60mmD2=O 38mmL2=70mmD3S 40mmL3=20mmD4=O 48mmL4=10mmD5= 66mmL5=65mmD6= 48mmL6= 10mmD7=O 40mmL7=18mm作用在齿轮上的转矩为：T1

16、=9.09 X05 N-mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRA=RB =1515Nm RA =RB =551.4 NMC=93.93NmMC1 = MC2 =34.19 NmMC1=MC2=64.0NmT=90.9Nma =0.6MeC2=112.77Nm求圆周力：Ft5Ft=2T2/d2=2X9.09 *05/60=3030N求径向力FrFr=Ft ta=330 Xan20=1102.8NFt, Fr的方向如下图所示轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上 的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1515 N垂直面的支反力：由于选用深沟球

17、轴承则Fa=0那么 RA =RB =Fr X 62/12551.4 N(6)画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩： MC=PX 62=93.93 Nm垂直面的弯矩： MC1 = MC2 =RA 62=34.19Nm合成弯矩：MC1 =MC2 =：；MC2 MC12 = 60.972 19.472 = 99.96Nm(7) 画转矩图：T= Ft X1/2=90.9Nm(8) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩：M eC2 = i M C2 2(a T)2 =112.77Nm(9)判断危险截面并验算强度右起第四段剖面 C处当量弯矩最

18、大，而其直径 与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。已知MeC2=112.77Nm ,由课本表13-1有:討=60Mpa 则:(T e= MeC2/W= MeC2/(0.1-3)D4=112.77 1000/(0.1 443)=13.24Nm :厅1 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故 该面也为危险截面：f2MD = ( a T) = 54Nm(T e= MD/W= MD/(0.1 - D1)=54X1000/(0.1 303)=2013.11 NmC185 而=45.4mm(3) 确定轴各段直径和长度D1=O48mmL1=82mm从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键 联接，

19、则轴应该增加 5%,取48mm,根据计算转矩TC=KAX T I =1.5 為72.29=858.44Nm，查指导书 P165 表13-3,选用HL4J1型弹性柱销联轴器，半联轴器长 度为 L=84mm,车由段长 L1=82mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的 直径取52mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添 加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面 的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为dXDXB=55X 100X21 ,那么该段的直径为55mm,长度为L3=36

20、右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键 联接，直径要增加5%,大齿轮的分度圆直径为 372mm, 则第四段的直径取 60mm,齿轮宽为b=60mm，为了 保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩的直径为 D5=O 66mm ,长度取L5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6二 55mm,长度 L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向大齿轮分度圆直径：d1=372mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.34 X05N mm求圆周力：FtFt=2T2/d2=2X5.34 X05/372=2871N求径向力FrFr=Ft

21、 tan287= Xan20=1044.8NFt, Fr的方向如下图所示轴长支反力D2= 52mmL2=74mmD3= 55mmL3=36mmD4= 60mmL4=58mmD5= 66mmL5=10mmD6= 55mmL6=21mmFt=2871NmFr=1044.8Nm根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上 的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 = 1435.5N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA =RB =Fr X 62/124=7.75 N(6)画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩： MC=RX 62= 89 Nm垂直面的弯矩

22、： MC1 = MC2 =RA X 6214.5 Nm合成弯矩：MC1 =MC2 =Jmc2 +MC12 =丿60.972 十19.472 =123.68Nm画转矩图：T= Ft X2/2=534 Nm(8) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩：MeC2 = JmC22 +(a T)2 =320.4Nm(9) 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面 C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知 MeC2=320.4Nm ,:0-1 =60Mpa贝y：(T e= MeC2/W= MeC2/(0.13p4=320.4

23、 X000/(0.1 60)=14.83 Nm : o-1 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故 该面也为危险截面：Ra=Rb=1435.5NmRa = Rb =717.75 NMC=89NmMC1 = MC2=44.5NmMC1=MC2=123.68NmT=534 Nma =0.6MeC2=320.4Nmo1 =60MpaMd = J( a T)2 =0.6x508.0 =320.4Nm(T e= MD/W= MD/(0.1 D3)=320.4 X000/(0.1 453)=27.56 Nm :討 所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：MD=27.56Nm占Tc1:11I1111

24、1:Lfc_RaI1 .93. 93Nr pilll;l?Trib :J L-I1 :!Fr11111iIi11111111i .Ra- !：34. 19NrUitTb Rfi-：i!:JL1 1；99. 96NrL4fllh11r:JL11 1ill2. 77Nr /Ilk11H1:54 Nn；L I 1l亠L,丄X 一一 513X需2绘制轴的工艺图（见图纸）七.箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件 啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间 隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔 上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速

25、器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3) 油标油标用来检查油面咼度，以保证有正常的油量。 油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4) 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度 升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气 自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处 的密封性能。(5) 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密圭寸 胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖 凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动 此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉， 便于拆卸端盖。对于需作轴向调整

26、的套环，如装上二个 启盖螺钉，将便于调整。(6) 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布 置。(7) 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的 作用。(8) 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出 吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(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。密封件多为标 准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸(mm机座壁厚8机盖壁厚

27、S 18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距l160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df，d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h根据低速级轴承座外径确定, 作为准以便于扳手操外机壁至轴承座端面距离1160, 44大齿轮顶圆与内机壁距离 112齿轮端面与内机壁距离 210机盖、机座肋厚m1 ,m27, 7轴承端盖外径D2102, 117轴承端

28、盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般 s=D2八.键联接设计1、输入轴与联轴器联接采用平键联接此段轴径 di=30mm,Li=58mm查手册得，选用C型平键，得：A 键 8X7 GB1096-79 L=L i-b=58-8=50mmT=92.85N m h=7mmop=4 T/(d h L)=4X92.85 1000/ (30X7X50)=35.37Mpa 詁(110Mpa)2、输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径 d2=48mm L2=82mm T I =91.92N m选A型平键 GB1096-79B 键 12X3 GB1096-79l=L 2-b=82-12=70mmh=8mmop=4 T I / (d h l)=4X91.92 1000/ (48X8X70)=13.67Mpa p|(110Mpa)3、输出轴与齿轮联接用平键联接轴径 d3=60mmL3=53mmTII =534Nm选用A型平键键 18X11GB1096-79l=L 3-b=53-18=35mmh=11mmop=4 TI / (d h l)=4X534 X1000/ (60X11 X35)键 12x 8=95.13Mpa 549.35=823.95Nm, 其中KA为工况系数，KA=1.5(3) 型号选