单级齿轮减速器说明书.doc

《单级齿轮减速器说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《单级齿轮减速器说明书.doc（40页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、精密机械设计课程设计课题名称：带式运输机传动系统中的单圆柱齿轮减速器数据组别：A1（4）班级：08测控2班姓名姚剑锋学号：0811212033指导老师：杨建红机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.二、电动机的选择.3三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.7四、传动装置的运动和动力设计.8五、普通V带的设计.12六、齿轮传动的设计.15七、传动轴的设计.20八、箱体的设计.30九、键连接的设计32十、滚动轴承的设计33十一、润滑和密封的设计35十二、联轴器的设计36十三、设计小结.36十四、参考文献.38设计题目：单级圆柱齿轮减速器机械系：测控技术与仪器（2）班设计者：姚剑锋学 号：

2、0811212033指导教师：杨建红 一、设计课题： 设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限10年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为96%，运输带允许速度误差为5%。 原始数据 题号4运输带拉力F（KN）2.5运输带速度V（m/s）1.5卷筒直径D（mm） 450设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张（号图纸）2. 轴、齿轮零件图纸各一张（号图纸）3. 设计说明书一分计算过程及计算说明一、传动方案拟定第四组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动、工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动，使用年限

3、10年，二班工作制，输送带速度容许误差为+/5%。、原始数据：滚筒圆周力F=2500N；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=450mm；方案拟定：采用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.V带传动 3.圆柱齿轮减速器4.连轴器 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系列高效率三相异步电动机，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，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。其型号为YX132M

4、2-6。n=960r/min 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=5式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取=0.94，0.98，0.97，.则：总=0.940.980.970.990.96 =0.82所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总 =(25001.5)/(10000.82) =4.5(kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒601000V/（D） =(6010001.5)/（450）

5、=67.94 r/min根据手册表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=3。取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a。故电动机转速的可选范为 Nd=Ian卷筒 =(624)67.94 =407.641630.56r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量N参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.5100096

6、0800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD1325203453152161781228801041三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速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=960

7、/67.94=14.13总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i （式中i0、i分别为带传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P7表1，取i0=2.8（普通V带 i=24）因为：iai0i所以：iiai014.13/3.534四、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轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,.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

8、参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0=271.96 （r/min）轴：n= n/ i1 =68.00 r/min 卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd1=5.50.94=5.17（KW）轴： P= P12= P23 =5.170.980.97 =4.91（KW）卷筒轴： P= P23= P24 =4.910.980.99=4.76（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95505.5/960=54.71Nm轴： T= Tdi001= Tdi01=54.713.530.94=181.54 Nm 轴： T=

9、 Ti112= Ti124 =181.5440.980.99=704.52 Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T24 =683.35 Nm计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=4.230.98=4.15 KWP= P轴承=4.150.98=4.07 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T轴承=181.540.98=177.91 NmT = T轴承 =704.520.98=690.43 Nm综合以上数据，得表如下：轴名效率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴5.554.7

10、19603.530.94轴5.55.1754.71181.54271.9640.98轴5.174.91181.54704.5268.001.000.96卷筒轴4.914.76704.52683.3568.00五. V带的设计 1、选择普通V带型号由表75得出 KA =1.2因此：Pd=KAP=1.25.5=6.6（ KW）且n1=960r/min 根据课本P134表7-17得知其交点在A型带 2、确定D1、D2（带轮直径） 由图717，D1=112140，取D1=140 D2=（n1/n2）D1（1-） =482.32 取D2=500 3、验算带速 V=n1d1/（100060）=7.04m/

11、s在525m/s内4、确定带基准长度 初定中心距a0=8500.7（d1+d2） a0 2（d1+d2）448a01280，计算近似长度LL0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2743取L=28005、确定实际中心距aa=a0+(Ld-L0)/2=878.56、验算小带轮包角1=180-(d2-d1)57.3/a =1561207、计算V带根数Z P0=1.67，K=0.93Z=PC/（(P0+P0)KLK） 方案1：取A型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=100mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =2.8100(1-0.02)=2

12、74.4mm 由表9-2取d2=274mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1d1/（100060）=3.2 取Z=48、计算FQ 由书9-18的初拉力公式有F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2=170.9得作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(/2) =1338.69、带轮结构设计 见下页d0dHL带轮示意图如下：S11:25SS2drdkdhddaLBS2六、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。小齿轮的材料为45号钢调质，表面淬火，齿面硬度为300HBS；大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为300HBS。齿轮

13、精度初选8级(2)、初选主要参数 Z1=20 ，u=4 Z2=Z1u=204=80 取a=0.3，则d=0.5（i+1）=0.675（3）确定许用应力 1)许用接触应力 且查表可得： 按接触极限应力较低计算，只求2由于载荷稳定，求齿应力循环次数NN=n*t , n960/4=240r/min , t = 16*300*1O=48000hN=690000000因此 ： 2=669/1.1=6082) 许用弯曲应力 (4)计算齿轮工作转矩T1=183.47N*M=183470N*MM(5)计算小齿轮分度圆直径 d1 =72.8 选Z1=20，Z2=Uz1=4*20=80 m=d1/z1=72.8/

14、20=3.6mm，取m=4 a=2（z1+z2）=200mm齿宽取b=80mm（6）验算接触应力 H=1.768 * 271 * 1 * =532.88H接触强度足够 （7）验算弯曲应力 大齿轮的F=3.75*2*183470*1.05*1 / 72.8*72.8*3.5 = 77.89N/MMF2=270N/MM弯曲强度足够其他参数齿顶高ha=1*4=4齿根高hf=（1+0.25）*4=5全齿高h=（2*1+0.25）*4=9齿顶圆直径da=4*（80+4*2）=352齿根圆直径df=4*（80-4*2）=280 （3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1 确定各参数值 载荷系

15、数 查课本表6-6 取K=1.2 小齿轮名义转矩T1=9.55106P/n1=9.551064.23/342.86 =1.18105 Nmm 材料弹性影响系数 由课本表6-7 ZE=189.8 区域系数 ZH=2.5 重合度系数t=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/90）=1.69 Z= 许用应力 查课本图6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 则 取两式计算中的较小值，即H=560Mpa于是 d1 = =52.82 mm (4)确定模数 m=d1/Z152.82/20=2.641 取标准模数值 m=3待添加的隐藏文字内容3(5) 按齿根弯

16、曲疲劳强度校核计算 校核式中 小轮分度圆直径d1=mZ=320=60mm齿轮啮合宽度b=dd1 =1.060=60mm复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95重合度系数Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0.6938许用应力 查图6-22（a） Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 则 计算大小齿轮的并进行比较 取较大值代入公式进行计算 则有=71.86F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6） 几何尺寸计算 d1=mZ=320=60 mm七 轴的设计1， 齿轮轴的设计（1）轴的材料 此减速器传递的功率属于小功率，对材

17、料无特殊要求，选用45号刚调质处理 (2) 定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键 (3)扭转强度估算轴的直径由以下公式计算d，得d11=30.40， d22=47.63考虑键槽，将直径放大5%则：d1=d11*（1+5%）=32 同理d2=50(3)确定轴各段直径和长度 由以上计算取D1=32m 第一段长度L1=60mm右起第二段直径取D2=36m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

18、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6208型轴承，其尺寸为dDB=408018，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=51mm右起第四段，为齿轮轴端，考虑齿轮的齿顶圆直径，分度圆直径，取D4=48mm，长度取L4= 70 右起第五段，该段为滚筒轴颈的定位轴间处，取D5=54，长度为L5=5mm右起第六段，为滚动轴承的安装处，取D6=48mm L6= 10mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=80mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =181.47Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=4590N 求径向力FrFr=Fttan=4590

19、*tan200=1670NFt，Fr的方向如下图所示 （5）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 =2290N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=830N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=PA62=171.75Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=62.25Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd1/2=183.6Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险

20、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=186.93Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=30.64Nm-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： e= MD/W= MD/(0.1D13)=25.69 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： 输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 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 选用45#

21、调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=4.47KW 转速为n=67.99r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(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=50mm，d1=82mm根据计算转矩TC=KAT=916.16Nm，查标准GB/T 50142003，选用YL11型凸缘联轴器，轴孔直径d=50mm，全长L=173mm，轴孔长度为82mm。右起第二段，d2=54mm，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

22、为dDB=6011021，那么该段的直径为d3=60mm，L3=35mm。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320mm，则第四段的直径取d4=70mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=60mm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=76mm ,长度取L5=5mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=60mm，长度L6=50mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=320mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =704.74Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=440

23、0N 求径向力FrFr=Fttan=1600NFt，Fr的方向如下图所示 （5）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 =2200N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124= 800N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA62= 162.8Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=60Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd2/2=704Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯

24、矩： （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=307.56Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=14.24 Nm-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： e= MD/W= MD/(0.1D13)=33.45 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下：绘制轴的工艺图（见图纸）八箱体结构设计（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

25、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高度，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封胶，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

26、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

27、下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚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 l 160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，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27

28、， 7轴承端盖外径D290， 105轴承端盖凸缘厚度t 10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=D2九键联接设计1输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=48mm L3=30mm T=179.267Nm查手册P51 选B型平键键108 GB1096-79 h=9mmp=4T/dhl=4179267/(48309) =55.3Mpap(110Mpa)2输出轴与齿轮2联接用平键联接：轴径d2=51mm L2=50mm T=681.647Nm查手册P51 选用B型平键键1610 GB1096-79l=L2=40mm h=11mm据课本P243式（10-5）得p=4T/d

29、hl=4681647/（651140）=96Mpa48000h预期寿命足够6-2计算输出轴承 (1)计算当量动载荷P1、P2P1=（FtAFtA+ PrAPrA)1/2=2418(2)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=2418 =3根据手册P71 7207AC型轴承Cr=110000N根据课本P264 表（11-10）得：ft=1根据课本P264 （11-10c）式得Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/68(1110000/2418)3 =13353812h48000h此轴承合格十一、密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密

30、封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形

31、成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十二联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用凸缘联轴器。 （2）载荷计算计算转矩TC=KAT=1.3*704.74=916.16N*m其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用YL11型凸缘联轴器。其额定转矩T=1250Nm, 许用转速n=3750r/m ,故符合要求。十三、设计小结 机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。通过本次课程设计，

32、对自己所学的各门课程进一步的了解，对于机械设计过程中各方面知识之间的联系有了实际的体会，以及对整机设计的整体过程有了一定的理解。同时也深深感到自己初步掌握的知识的不足，在今后还需要继续学习和实践。(1) 在这次课程设计中，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2)通过这次课程设计，学习到械设计的一般方法，掌握常用机械零件、机械传动装置的设计原理和设计过程，以及机械设计手册的使用方法和装置零件的选择方法。(3) 进行机械设计基本技能的训练，在整个设计过程中，用到了计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。（4）作为一次练习，本次设计确实给我们带来了很多收获， 总之，在以后的学习过程中更要认真学习，慢慢积累经验，做一个有心人。相信自己做的会越来越好。十四、参考文献机械设计师手册（上）机械工业出版社吴宗泽主编机械设计师手册（下）机械工业出版社吴宗泽主编精密机械设计机械工业出版社庞振基、黄其圣主编机械设计课程设计指导书高等教育出版社机械设计课程设计上海交大出版社张培金主编机械设计技术清华大学出版社张庆玲、王敬艳主编