#一级圆柱齿轮减速器说明书

1一、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（mm）180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2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；方案拟定：采用Ｖ带传动和齿轮传动的组合，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3二、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／ηa(kw)由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000(KW)因此Pd=FV/1000ηa(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：η总=η12×η２3×η３×η5式中：η1、η2、η3、η5、分别为轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取η１=0.98，η２＝0.97，η３＝０.９７，η5＝0.96则：η总=0.972×0.983×0.97×0.96=0.82所以：电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=(5500×1.1)/(1000×0.82)=7.3(kw)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒＝60×1000·V/（π·D）=(60×1000×1.1)/（180·π）4=116.7r/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’=3～7。故电动机转速的可选范为Nd=I’×n卷筒=(3～7)×116.7=350.1～816.9r/min则符合这一范围的同步转速有：750r/min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：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD160645×418×385254×2541542×11012×41三、确定传动装置的传动比：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：5ia=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，Ⅱ轴，......以及i0,i1，......为相邻两轴间的传动比η01，η12，......为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）nⅠ,nⅡ,......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：nⅠ=n电动机=720（r/min）Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i1i1为减速器传动比滚动轴承的效率η为0.98~0.995在本设计中取0.986=720/6.17=116.7r/min卷筒轴：nⅢ=nⅡ（2）计算各轴的功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=7.03×0.97=7.08(kw)Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=7.08×0.98×0.97=6.73(kw)卷筒轴：PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=6.73×0.98×0.97=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=9550×7.08/720=92.85N·mⅠ轴：TⅠ=Td·η1=92.85×0.99=91.92N·mⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i·η12=TⅠ·i1·η2·η4=91.92×6.16×0.98×0.99=549.35N·m卷筒轴输入轴转矩：TⅢ=TⅡ·η2·η4=532.98N·m计算各轴的输出功率：由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=7.08×0.98=6.94KW7P’Ⅱ=PⅡ×η轴承=6.73×0.98=6.59KW计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：则：T’Ⅰ=TⅠ×η轴承=91.92×0.98=90.08N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=549.35×0.98=538.36N·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η输入输出输入输出电动机轴7.392.857201.000.97Ⅰ轴7.086.9491.9290.087206.160.95Ⅱ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8钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数Z1=20，u=6.2Z2=Z1·u=20×6.2=124查表得齿宽系数ψd=0.8(3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1≥21123］［σΨεHHEZZZuudkT确定各参数值○1载荷系数查课本P169表11-3取K=1.5○2小齿轮名义转矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×6.79/720=9.09×104N·mm○3材料弹性影响系数由课本P171表11-4ZE=188MPa○4区域系数ZH=2.5○5重合度系数εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）=1.88-3.2×（1/20+1/124）=1.69Zε=77.0369.1434tε○6许用应力MPaH7301lim］［σMPaH6202lim］［σ查表6-8按一般可靠要求取SH=19则MPaSHHH7301lim1σ］［σMPaSHHH6202lim2σ］［σ取两式计算中的较小值，即［σH］=620Mpa于是d1≥21123］［σΨεHHEZZZuudkT=246205.21882.612.611009.95.123=66.97mm(4)确定模数m=d1/Z1≥66.97/20=3.34取标准模数值m=3(5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算］［σσεFFSFYYmbdKT112校核式中○1小轮分度圆直径d1=m·Z=3×20=60mm○2齿轮啮合宽度b=Ψd·d1=1.0×60=60mm○3复合齿轮系数YFS1=4.38YFS2=3.95○4重合度系数Yε=0.25+0.75/εt=0.25+0.75/1.69=0.6938○5许用应力σFlim1=410MPaσFlim2=280Mpa查表，取SF=1.25则aFFFMPS32825.14101lim1σ］［σ10aFFFMPS22425.12802lim2σ］［σ○6计算大小齿轮的FFSYσ并进行比较01335.032838.411］［σFFSY01763.022495.322］［σFFSY11］［σFFSY22］［σFFSY取较大值代入公式进行计算则有6938.095.3360601009.95.12242112εσYYmbdKTFSF=69.19［σF］2故满足齿根弯曲疲劳强度要求(6)几何尺寸计算d1=m·Z1=3×20=60mmd2=m·Z2=3×124=372mma=m·（Z1+Z2）/2=3×（20+124）/2=216mmb=60mmb2=60取小齿轮宽度b1=65mm(7)验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度v=π·d1·n1/（60×1000）=3.14×60×720/（60×1000）=2.24m/s对照表6-5可知选择8级精度合适。11六轴的设计1，齿轮轴的设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式（如图）1，5—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选用45#调质，硬度217~255HBS轴的输入功率为PⅠ=6.93KW转速为nⅠ=720r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=118d≥mmnPC46.2472093.6118·33Ⅰ(3)确定轴各段直径和长度○1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，又联轴PⅠ的值为前面第10页中给出D1=Φ30mmL1=58mmD2=Φ38mmL2=70mmD3=Φ40mmL3=20mmD4=Φ48mmL4=10mmD5=Φ66mmL5=65mmD6=Φ48mmL6=10mmD7=Φ40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRA=RB=1515NmRA’=RB’=551.4NMC=93.93NmMC1’=MC2’=34.19NmMC1=MC2=64.0Nm12器长度L=60mm则第一段长度L1=58mm○2右起第二段直径取D2=Φ38mm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，取端盖的外端面和带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm○3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6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm○4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=Φ48mm，长度取L4=10mm○5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则此段的直径为D5=Φ66mm，长度为L5=65mm○6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=Φ48mm长度取L6=10mm○7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向○1小齿轮分度圆直径：d1=60mm○2作用在齿轮上的转矩为：T1=9.09×105N·mmT=90.9Nmα=0.6MeC2=112.77Nm［σ-1］=60MpaMD=54Nm13○3求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×9.09×105/60=3030N○4求径向力FrFr=Ft·tanα=3030×tan200=1102.8NFt，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=1515N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA’=RB’=Fr×62/124=551.4N(6)画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MC=PA×62=93.93Nm垂直面的弯矩：MC1’=MC2’=RA’×62=34.19Nm合成弯矩：NmMMMMCCCC96.9947.1997.602221221(7)画转矩图：T=Ft×d1/2=90.9Nm(8)画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：NmTMMCeC77.112)(2222α(9)判断危险截面并验算强度○1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径和相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。14已知