单级齿轮减速器说明书

1、减速器设计说明书系别：专业班级：姓名：学号：指导教师：职称：目 录第一章设计任务书 . 11.1 设计题目 . 11.2 设计步骤 . 1第二章传动装置总体设计方案 . 12.1 传动方案 . 12.2 该方案的优缺点 . 1第三章选择电动机 . 23.1 电动机类型的选择 . 23.2 确定传动装置的效率 . 23.3 选择电动机容量 . 23.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比. 3第四章计算传动装置运动学和动力学参数. 44.1 电动机输出参数 . 44.2 高速轴的参数 . 44.3 低速轴的参数 . 44.4 工作机的参数 . 5第五章普通 V 带设计计算 . 5第六章减速器齿轮

2、传动设计计算 . 96.1 选精度等级、材料及齿数 . 96.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 . 96.3 确定传动尺寸 . 11 6.4 校核齿面接触疲劳强度 . 12 6.5 计算齿轮传动其它几何尺寸. 13 6.6 齿轮参数和几何尺寸总结 . 14 第七章轴的设计 . 15 7.1 高速轴设计计算 . 15 7.2 低速轴设计计算 . 21 第八章滚动轴承寿命校核 . 27 8.1 高速轴上的轴承校核 . 27 8.2 低速轴上的轴承校核 . 28 第九章键联接设计计算 . 29 9.1 高速轴与大带轮键连接校核. 29 9.2 低速轴与大齿轮键连接校核. 29 9.3 低速轴与联轴器键连接

3、校核. 29 第十章联轴器的选择 . 30 10.1 低速轴上联轴器 . 30 第十一章减速器的密封与润滑 . 30 11.1 减速器的密封 . 30 11.2 齿轮的润滑 . 30 11.3 轴承的润滑 . 31 第十二章减速器附件 . 31 12.1 油面指示器 . 31 12.2 通气器 . 31 12.3 放油塞 . 32 12.4 窥视孔盖 . 32 12.5 定位销 . 33 12.6 起盖螺钉 . 33 第十三章减速器箱体主要结构尺寸 . 33 第十四章设计小结 . 34 参考文献 . 34 1 第一章设计任务书1.1 设计题目一级直齿圆柱减速器，拉力F=2300N，速度 v=1

4、.1m/s，直径 D=350mm，每天工作小时数： 16 小时，工作年限（寿命）：10 年，每年工作天数：300 天，配备有三相交流电源，电压 380/220V。1.2 设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.普通 V带设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴的设计8.滚动轴承校核9.键联接设计10.联轴器设计11.润滑密封设计12.箱体结构设计第二章传动装置总体设计方案2.1 传动方案传动方案已给定，前置外传动为普通V 带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2 该方案的优缺点由于 V 带有缓冲吸振能力，采

5、用V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，2 大幅降低了成本。一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机第三章选择电动机3.1 电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2 确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 V 带的效率： v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.96 3.

6、3 选择电动机容量工作机所需功率为电动机所需额定功率: 工作转速：经查表按推荐的合理传动比范围，V 带传动比范围为：24，一级圆柱齿轮传动比范围3 为： 35，因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(620)60.05=360-1201r/min 。 进行综合考虑价格、 重量、传动比等因素， 选定电机型号为： Y132S-6的三相异步电动机， 额定功率 Pen=3kW， 满载转速为nm=960r/min ， 同步转速为nt=1000r/min 。方案电机型号额定功率 (kW) 同步转速(r/min) 满载转速(r/min) 1 Y132M-8 3 750 710

7、 2 Y132S-6 3 1000 960 3 Y100L2-4 3 1500 1430 4 Y100L-2 3 3000 2880 电机主要外形尺寸图 3-1 电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸H L HD A B K D E F G 132 475 315 216 140 12 38 80 10 33 3.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm 和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：4 （2）分配传动装置传动比取普通 V 带的传动比：iv=3.5 减速器传动比为第四章计算传动装置运动学和动力学参数4

8、.1 电动机输出参数4.2 高速轴的参数4.3 低速轴的参数5 4.4 工作机的参数各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速 n/(r/min) 功率 P/kW 转矩 T/(N?mm) 电机轴960 2.91 28948.44 高速轴274.29 2.79 97139.89 低速轴60.02 2.71 431197.93 工作机60.02 2.52 400966.34 第五章普通 V 带设计计算(1)确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA=1.1，故(2)选择 V 带的带型根据 Pca、n1 由图选用 A 型。(3)确定带轮的基准直径dd 并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。取小

9、带轮的基准直径dd1=75mm 。2）验算带速v。按式验算带的速度6 (4)计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径根据表，取标准值为dd2=250mm 。(5)确定 V 带的中心距a 和基准长Ld 度根据式，初定中心距a0=490mm。由式计算带所需的基准长度由表选带的基准长度Ld=1550mm。按式计算实际中心距a。按式 ,中心距的变化范围为489-558mm 。(6)验算小带轮的包角a (7)计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。由 dd1=75mm 和 n1=960r/min, 查表得 P0=0.51kW。根据 n1=960r/min ， i=3.5 和 A 型带，查表得P

10、0=0.112kW。查表得 K=0.951，表得 KL=0.98，于是取 6 根。(8)计算单根V带的初拉力F0 由表得 A 型带的单位长度质量q=0.105kg/m ，所以7 (9)计算压轴力Fp 带型A V 带中心距512mm 小带轮基准直径dd1 75mm 包角 1 160.42大带轮基准直径dd2 250mm 带基准长度Ld 1550mm 带的根数6 根单根 V带初拉力116.74N 带速3.77m/s 压轴力1380.48N (10)带轮结构设计（1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=75 因此小带轮结构选择为实心式。因此小带轮尺寸如下：L=2.0dB（

11、带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）小带轮结构图图 5-1 小带轮结构图8 （2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=28mm 因为大带轮dd2=250mm 因此大带轮结构选择为孔板式。因此大带轮尺寸如下：大带轮结构图图 5-2 大带轮结构图9 第六章减速器齿轮传动设计计算6.1 选精度等级、材料及齿数(1)由选择小齿轮40Cr（渗碳淬火） ，齿面硬度4855HRC ，大齿轮40Cr（渗碳淬火） ，齿面硬度 4855HRC (2)选小齿轮齿数Z1=27，则大齿轮齿数Z2=Z1i=274.57=124。实际传动比i=4.593 (3)压力角 =20。6.2 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)

12、由式（ 10-7）试算模数，即1)确定公式中的各参数值。a.试选 KFt=1.3 b.由式（ 10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y10 c.计算 YFa YSa/F 由图 10-17 查得齿形系数由图 10-18 查得应力修正系数由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（ 10-14）得两者取较大值，所以2)试算齿轮模数11 (2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备a.圆周速度b.齿宽 b c.齿高 h 及齿宽比b/h 2)计算实际载荷系数KF 根据 v=0.775m/s ，7 级精度

13、，由图10-8 查得动载系数Kv=1.065 查表 10-3 得齿间载荷分配系数KF =1.1 由表 10-4 用插值法查得KH=1.315，结合 b/h=12 查图 10-13，得 KF =1.061。则载荷系数为3)由式（ 10-13） ，按实际载荷系数算得的齿轮模数取 m=2mm 4)计算分度圆直径6.3 确定传动尺寸(1)计算中心距12 (2)计算小、大齿轮的分度圆直径(3)计算齿宽取 B1=60mm B2=55mm 6.4 校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为端面重合度为：轴向重合度为：查得重合度系数Z =0.868 a.计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳

14、极限分别为：计算应力循环次数13 由图查取接触疲劳系数：取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力故接触强度足够。6.5 计算齿轮传动其它几何尺寸1)计算齿顶高、齿根高和全齿高2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径3)计算小、大齿轮的齿根圆直径14 6.6 齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn 2 2 法面压力角n 20 20 法面齿顶高系数ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数c* 0.25 0.25 螺旋角左 000 右 000 齿数z 27 124 齿顶高ha 2 2 齿根高hf 2.5 2.5 分度圆直径d 54 248 齿顶圆直径da 58 252 齿根圆

15、直径df 49 243 齿宽B 60 55 中心距a 151 151 图 6-1 大齿轮结构图15 第七章轴的设计7.1 高速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速 n=274.29r/min ；功率 P=2.79kW；轴所传递的转矩T=97139.89N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr（渗碳淬火），齿面硬度4855HRC ，许用弯曲应力为=55MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。由于最小轴段截面上要开1 个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为28mm 故取 dmin=28 (4

16、)确定各轴段的直径和长度。图 7-1 高速轴示意图16 1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=28mm，l12 长度略小于大带轮轮毂长度 L， 取 l12=54mm 。 选用普通平键， A 型键，b h = 87mm(GB/T 1096-2003) ， 键长 L=40mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 33 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为dDB = 357217mm，故 d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为12，则 l34 = l78 = 17+12= 29 mm。轴承

17、采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207 型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 mm。3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 60 mm，d56 = 58 mm 4)轴承端盖厚度e=9.6，垫片厚度 t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取= 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则至

18、此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1 2 3 4 5 6 7 直径28 33 35 40 58 40 35 长度54 59.6 29 8 60 8 29 (5)轴的受力分析小齿轮所受的圆周力（d1 为小齿轮的分度圆直径）小齿轮所受的径向力根据 6207 深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mm 17 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关带传动压轴力（属于径向力）Q=1380.48N a.在水平面内高速轴

19、上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1380.48N 轴承 A 处水平支承力：轴承 B 处水平支承力：b.在垂直面内轴承 A 处垂直支承力：轴承 B 处垂直支承力：轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：c.绘制水平面弯矩图截面 A 在水平面上弯矩：18 截面 B 在水平面上弯矩：截面 C 在水平面上的弯矩：截面 D 在水平面上的弯矩：d.在垂直平面上：截面 A 在垂直面上弯矩：截面 B 在垂直面上弯矩：截面 C 在垂直面上的弯矩：截面 D 在垂直面上弯矩：e.合成弯矩，有：截面 A 处合成弯矩：截面 B 处合成弯矩：截面 C 处合成弯矩：19 截面 D 处合成弯矩：转矩和扭矩图截面

20、 A 处当量弯矩：截面 B 处当量弯矩：截面 C 处当量弯矩：截面 D 处当量弯矩：f.画弯矩图弯矩图如图所示：图 7-2 高速轴受力及弯矩图20 (6)校核轴的强度因 B弯矩大，且作用有转矩，故B 为危险剖面其抗弯截面系数为21 抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 =0.6，则当量应力为查表得40Cr(渗碳淬火 )处理，抗拉强度极限B=600MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=55MPa， ca-1b，所以强度满足要求。7.2 低速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速 n=60.02r/min ；功

21、率 P=2.71kW；轴所传递的转矩T=431197.93N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 45（调质），齿面硬度197286HBS，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1 个键槽，故将轴径增大7% 查表可知标准轴孔直径为45mm 故取 dmin=45 (4)确定各轴段的长度和直径。图 7-3 低速轴示意图22 1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1 与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tc

22、a = KAT，查表，考虑平稳，故取 KA = 1.3，则 : 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB T4323-2002或设计手册，选用 LX3 型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A 型， bh = 149mm(GB T 1096-2003)，键长 L=100mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 50 mm ，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为dDB = 5510021mm，故 d34 = d67 = 55 mm。3)取安装齿

23、轮处的轴段的直径d45 = 58 mm； 齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 55 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度， 故取 l45 = 53 mm 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径 d45 = 58 mm 故取 h = 5 mm，则轴环处的直径d56 = 68 mm。轴环宽度b1.4h，取 l56 = 7 mm。4)轴承端盖厚度e=9.6，垫片厚度 t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则23 5)取大齿轮

24、距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取= 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 21 mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1 2 3 4 5 6 直径45 50 55 58 68 55 长度112 55.6 45.5 53 7 36.5 (5)轴的受力分析大齿轮所受的圆周力（d2 为大齿轮的分度圆直径）大齿轮所受的径向力根据 6211 深沟球轴承查手册得压力中心a=10.5mm 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=61.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=61.5mm ，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=122

25、.1mm 轴承 A 和轴承 B在水平面上的支反力RAH和 RBH 24 轴承 A 和轴承 B在垂直面上的支反力RAV和 RBV 轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：a.计算弯矩在水平面上，轴截面A 处所受弯矩：在水平面上，轴截面B处所受弯矩：在水平面上，齿轮2 所在轴截面C处所受弯矩：在水平面上，轴截面D 处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A 处所受弯矩：在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：25 在垂直面上，齿轮2 所在轴截面C处所受弯矩：在垂直面上，轴截面D 处所受弯矩：截面 A 处合成弯矩弯矩：截面 B 处合成弯矩：合成弯矩，齿轮2 所在截面C处合成弯矩为截面 D 处合成弯矩：转矩

26、为：截面 A 处当量弯矩：截面 B 处当量弯矩：截面 C 处当量弯矩：截面 D 处当量弯矩：26 图 7-4 低速轴受力及弯矩图(6)校核轴的强度因 C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面27 其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 =0.6，则当量应力为查表得 45(调质 )处理， 抗拉强度极限B=650MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca -1b，所以强度满足要求。第八章滚动轴承寿命校核8.1 高速轴上的轴承校核轴承型号内径 (mm) 外径 (mm) 宽度 (mm) 基 本 额 定

27、 动 载荷(kN) 6207 35 72 17 25.5 根据前面的计算，选用 6207 深沟球轴承， 内径 d=35mm，外径 D=72mm，宽度 B=17mm 由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：28 查表得 X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知 ft=1， fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2 低速轴上的轴承校核轴承型号内径 (mm) 外径 (mm) 宽度 (mm

28、) 基 本 额 定 动 载荷(kN) 6211 55 100 21 43.2 根据前面的计算， 选用 6211 深沟球轴承， 内径 d=55mm， 外径 D=100mm， 宽度 B=21mm 由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=29.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得 X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知 ft=1， fp=1 29 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章键联接设计计算9.1 高速轴与大带轮键连接校

29、核选用 A 型键，查表得bh=8mm 7mm（GB/T 1096-2003）,键长 40mm。键的工作长度l=L-b=32mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。键连接工作面的挤压应力9.2 低速轴与大齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,键长 40mm。键的工作长度l=L-b=24mm 大齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.3 低速轴与联轴器键连接校核选用 A 型键，查表得bh=14mm9mm（ GB/T 1096-2003）,键长 100mm。键的工作长度l=L-b=86mm 30 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力第十章联轴器的选择10.1 低速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩 Tc=K T=560.56N?m 选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX3 弹性柱销联轴器（GB/