减速箱单级圆柱齿轮减速器和链传动设计说明书

1 减速箱 单级圆柱齿轮减速器和链传动设计说明书 第 一 章 传动方案 定传动方案 设计单级圆柱齿轮减速器和链传动，总体布置简图如下： 图 1传动方案设计简图 原始数据： 带送带最大有效拉力 F=2600N； 传送带带速 V=s； 滚筒直径 D=400 第二章 电动机的选择计算 合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济、可靠地运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。 择电动机类型和结构形式 电动机的型号很多， 如无特殊要求 通常选用 Y 系列 异步电动机 。 与单相异步 2 电动机相比，三相异步电动机运行性能好，并可节省各种材料。按转子结构的不同，三相异步电动机可分为笼式和绕线式两种。笼式转子的异步电动机结构简单、运行可靠、重量轻、价格便宜，得到了广泛的应用 。 Y 系列电动机是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，是全国统一设计的基本系列，它同时是符合 9616 准的有关规定，具有国际互换的特点。 Y 系列电动机具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高、使用维护方便等特点。 Y 系列电动机广泛应用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场合和特殊要求的机械设备上，如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌机食品机械等。 使用条件： 环境温度： 40 额定电压： 380V，可选 220间任何电压值 连接方式： 3以下 Y 接法、 4以上为 接法 动机容量的选择 电动机功率的选择 电动机功率的选择对电动机的工作和经济性都有影响。 电动机的功率不能选择过小，否则难于启动或者勉强启动，使运转电流超过电动机的额定 电流，导致电动机过热以致烧损。电动机的功率也不能选择太大，否则不但浪费投资，而且电动机在低负荷下运行，其功率和功率因数都不高，造成功率浪费。 （ 1） 传动装置的总功率： 由机械设计课程设计书表 10取 送机滚筒效率 b：一对滚动轴承的效率 b= g：闭式圆柱齿轮传动效率 g= c：联轴器效率 c= 4w：传动卷筒效率 4w= h： 为滚子链传动效率（闭式） h=： 01= c= 23= g b= 12= b= 34= h= 4w= 2） 电机所需的工作功率： 应使电动机额定功率 d；即 工作机所需功率： V/(1000)= 0002600 =3 电动机的输 出功率： 总d 估算总效率为 = 01 12 23 34 4w = w/ =设计指导书表 12足 (3)确定电动机转速： 一般机械中，用得最多的是同步转速为 1500r/ 1000r/ 计算滚筒工作转速： 0 1000V/ D=60 1000 400=步选定同步转速为 1500r/000r/电动机。 从设计指导书表 12表 12选出两种方案做出对比。 表 2 1 两种方案比较 方案 电动机型号 额定功率 步转速 r/ 载转速 r/ 500 1440 2 000 960 电动机型号 总传动比 外伸轴径 D/外伸长度 E/1328 80 8 80 图 2电动机的有关参数 4 比较后可以看出：方案 2选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为 选方案 2较为合理。 e=载转速 60r/表 12=132伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为 D=38E=80 级传动比的分配 由传动系统方案知： 查表 3链传动的传动比 传动比 i=闭式圆柱齿轮传动的传动比 i/合推荐值 3 5 所以传动系统的各级传动比分别为： 5 第三章 运动参数 及动力参数计算 0轴 (电动机轴 )： n0=60/0=0=9550P0/550 60=m 1轴 (减速器高速轴 )： n1=n0/60r/1= 01=1=9550P1/550 60=m 3轴 (减速器低速轴 )： 3n=n1/60/00r/3= 12 23=3=9550P3/550 00=m 4轴 (输送机滚筒轴 ): 4n =n3/00/4= 34=4=9550 m 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 表 带式传动装置的运动和动力参数 轴 名 功率P/矩T/速 n/（ r/ 效率 0 轴 60 1 1 轴 60 轴 00 轴 6 第四章 链传动 的设计计算 1 选择链轮齿数 根据传动比为 步选定小链轮的齿数 1，则大连轮的齿数Z4=1 整数为 74. 2 确定计算功率 由机械设计表 9知链传动属于平 稳冲击，故取工况系数 机械设计书图 9得主动链轮齿数系数为 里设计的为单排链。 则计算功率为： A 选择链条型号和节距 根据 00r/机械设计书图 9知选 16A 合适，查表 9选链条节距为 P= 4 计算链节数和中心距 初选中心距 30 50)P=7621270 000应的链长节数为： 0+(4)/2+( )2 P/2 1000/21+74)/2+(74 )2 000 链长节数 28节（取圆整成整数，并宜取偶数） 查机械设计书表 9到中心距计算系数 链传动的最大中心距为： a=3+ = 128-(21+74) =1000 计算链速 v，确定润滑方式 v=(60 1000 =300 21 60 1000) =s 由 v=0A，查机械设计书图 9知采用压力供油润滑。 7 6 计算压轴力 效圆周力为： 000P3/v=1000 758N 链轮水平布置时的压轴力系数 压轴力为： 758=872N 7 确定链轮轮毂孔的最大许用直径 查机械设计手册 13： 5 确定链轮主要结构尺寸 链轮齿形 齿形按 3R 定制造 三圆弧一直线齿形（或凹齿形）机械设计手册 表 13链轮的基本参数和主要尺寸（机械设计书 表 9 链条节距 P=齿数 1 4 套筒的最大外径 链轮： 分度圆直径 (180。 /顶圆直径 (3)根圆直径 高 3=大轴凸缘直径 80。 /链轮： 分度圆直径 (180。 /顶圆直径 (4)根圆直径 高 4=大凸缘直径 80。 / 滚子链轮轴向齿廓尺寸 8 由机械设计书 9 齿宽（单排） 侧倒角 称 =侧半径 称 =P=全宽 t+ 链轮的结构（机械设计书 小链轮制成整体式（图 9大连轮将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上（图9 10 链轮的材料（机械设计书 9 选用材料为： 354035处理为：淬火、回火，热处理后硬度为 40 50链轮。 9 第五章 圆柱斜齿轮 传动 的设计 齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达 150m s(最高 300m s)，直径能做到 10级传动比可达 8或更大，因此在机器中应用很广。 轮参数计算（参照机械设计书 1、选精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ 由表 10择小齿轮 40C r（调质热处理）硬度 241 286大齿轮 45#钢（调质热处理）硬度 217 255 选择初选螺旋角 =14 度，取 4， 2 4 7。 2、按齿面接触强度设计 按式（ 10算，即 ) (12 23Ht （ 1）确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 2) 查阅图 10得，选取区域系数 3) 查阅图 10得，1=2=： =1+1=) 查阅图 10得，接触疲劳寿命系数 ) 查阅图 10得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限11600齿轮的接触疲劳强度极限21550) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数 s=1机械零件设计手册 1H = 00 540 2H = 50 H=(540+2=) 查阅 10得，选取持宽系数d=1 8) 查阅 10得，材料的弹性影响系数 1齿轮材料为锻钢 9) 查阅 10得，计算应力循环次数 N=60j 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数； n 为齿轮转速； 0 寿命。 911 103 1 08319 6 06060 = ）（93 100 3 08313 0 060 =N 小齿轮传递的转矩 0504 N 2） 计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 计算公式 23 2 )(12 H 得 3 1 0 ）（ + =) 计算圆周速度 v=100060 2nd t =100060 =s 3) 计算齿宽 b 及模数 b= z=24 =h=1/) 计算纵向重合度 =24 14) 计算载荷系数 k 查阅资料可得使用系数 ，根据 v=s， 7 级精度， 查阅图 10得动载荷系数 查阅表 10得， 查阅图 10得， 0得， =6) 计算动载荷系数 = 7) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由试（ 10， d2=65 ) 计算模数 11 2z 15co 3、 按齿根弯曲强度设计 由式（ 10 32121co （ 1） 确定计算参数 1) 由图 10的小齿轮的弯曲疲劳强度 2565齿轮的弯曲疲劳极限335) 由图 10弯曲疲劳寿命系数， ) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s 式 10： F2=2= F3=3=) 计算载荷系数 k。 = 5) 根据纵向重合度 查阅图 10得，螺旋角影响系数 6) 计算当量齿数。 22 =1433 =14) 查取齿形系数。 由表 10得： ) 查取应力校正系数。 由表 10得： ) 计算大、小齿轮的 加以比较 F2 = F3 01 121 77 = 12 比较后得小齿轮的数值大。 （ 2） 设计计算 322 o =比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取 3满足弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 计算应有的齿数。于是由 Z2= 3 1421。 02 1，则 z3=1=67。 中心矩 a=( 32 =14)6721( +=整中心矩 a=135 按圆整中心矩修正螺旋角 =( 32 += )6721( += 因 值改变不多，故参数、k、 计算大、小齿轮的分度圆直径 21=67= 计算齿轮宽度 b=2整后取 0513 第六章 轴的设计 轴的设计计算 高速轴的设计 参照机械设计书 题进行设计计算 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 由前面的计算可得下面已知数据（表 6 功率 转速 转矩 斜齿轮参数 节圆直径 60r/1=5312N轮螺旋角 014= 3=00r/2=16171N相压力角 0n 20 = 、 作用在齿轮上的力 齿轮所受的转矩为 2232 1095 50 =53122 圆周力： 7262 22t =径向力： s t an =横向力： =、初步确定轴的最小直径 先按式（ 15步估算轴的最小直径。根据工作条件选轴的材料 45 号钢，调质处理，由表 150=110，由公式 可得 d 3220m 2 轴最小值径为安装联轴器处 d - 。 同时选取联轴器： 转矩： 由表 14A=53122 = L - =8 -段：定位轴肩处 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，从机械零件设计手册查得 7006C 型轴承的定位轴肩高度为 h=6 d - =42L - =14 -段：右端轴承安装处 由前面查得的 7006d - =30L - =14 2）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按安装齿轮处轴段的直径 d - =45表 6得平键截面 bh=14长为 50联轴器与轴连接，选平键为 68 确定轴上圆角和倒角尺寸，查表 15轴端处倒角为 245 度，各轴肩处的圆角见零件图上。 5、确定轴上的载荷 对于 7007得 a= 简支梁的轴的支撑跨距 3=105 2+7= 图 截面为危险截面，接下来分析 由水平方向力矩平衡可列出： 3)2=0 3)3=0 T1/53122/726N 由式解得： 773N 953N 所以 2=122012N垂直方向力矩平衡可列出： 33)=0 3)2=0 tn/ 由式解得： 16 所以 2=32231N1/23=2 619 72121 =+= 12 307 1+= =53122 N按弯扭合成应力校核轴的强度 取 =W= 2=53 )( 221 =+ 表 155 号钢 60为 += 3) 截面 C 右侧 抗弯截面系数 333 1 = 抗扭截面系数 333 1 8 2 2 = 弯矩及弯曲应力为 65967=面 C 上的扭矩 T 18 3122= 面上的弯曲应力 M =扭矩及扭转切应力 M =过盈配合处的k,由附表 3插值法求出，并取 = 附图 3得表面质量系数为： = 故可得综合系数： 2 1 +=+= =+=+= 7 5 1=+=+=+=+= 绘制轴的受力分析图，如图 6示 19 图 6 轴的受力分析图 速轴的校核 1、齿轮上的作用力 大齿轮分度圆直径： 作用在齿轮上的转矩为： 550 103P3/6173N 求圆周力： = 求径向力 t 求横向力 t 20 2、 确定轴各段直径和长度 图 6的结构与装配 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段自己与长度 1 -段： 由于链轮与轴通过键连，则轴应该增加 5%，故取 d - =28该段装置的是小链轮，则此段长度由小链轮轮毂宽度所决定。则取 L - =25 2 -段： 取 d - =32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 40取第二段的长度 L - =52 3 -段： 初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力也不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择 33007 型圆锥滚子轴承 ,查机械零件设计手册 ， 33007 的基本尺寸： d=35D=62b=21求在这此处的定位套筒的长度为 10此取 d - =35 - =21 4 -段： 为套筒的定位轴肩，取 d - =38于齿轮距箱体的内壁有一段距离，长度取 L - = 12 5 - 段： 为齿轮轴段， 该段的直径取 d - =65环的宽度取 L - =60 6 -段： 轴环处齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度 h取 h=5轴环 21 的直径取 d - =75环的宽度取 L - =26取 d - =38L - =26 7 -段： 为滚动轴承安装处，取 d - =35， L - =16 2）零件的周向定位 带与轴的周向定位采用平键联接。齿轮按安装大齿轮处轴的直径为 65机 械设计书表 6b h=1611槽用键槽铣刀加工，长为 50时为了保证带与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为 H7/ 3） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 452 ，各轴肩处的圆角半径见轴的零件图。 3、 计算各点支反力及弯矩 对 33007 型轴承查得 a=为简支梁的支撑跨距： 3=962=2+30=3=受力图可分析出 C 截面为危险截面 对于 C 截面的水平方向列出平衡方程： 2+ 2+ T/d=2 161713/261N 由上面式解得： 24N 437N 则： 7716N 于 C 截面的垂直方向列出平衡方程： (3)=0 2+ 23N 由上面式解得： 23N 00N 由此可算出： 625N 0 9832121 =+= 22 18 5872222 =+= 力图与弯矩图如图 6示： 图 6轴的载荷分析图 4、 按弯矩合成应力校核轴的强度： 由轴做单向旋转， 扭矩切应力为脉动循环变应力，取 。 W=653的计算应力： M P (1221 =+= 由轴的材料为 45 号钢，调质处理，由表 15得 1- = 。因此 1 ，故安全。 23 第七章 轴承的设计与校核 动轴轴承的设计与校核 查机械零件设计手册 知角接触球轴承 7002 基本额定动载荷 950= ，基本额定静载荷 250=。 根据设计条件，轴承的预期寿命为： 0 0 8 083 6 5241h = 1、求两轴承受到的径向载荷 2F 和 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图 7 图 7主动轴轴承的受力分析图 a eF += F =2 F r += 2 = += += 2、求两轴承的计算轴向力 24 对于 7007C 型轴承，查设计指导书 表 15知轴承的派生轴向力rd e ，初取 e=此可估算 5 7 = 9 9 = 6 7 9 7 8+=+= = 3行插值计算，得 ， 。 3、 求轴承的当量动载荷 2 111 7 72 67 0 = 222 9 9 1 以按轴承 1 的受力大小验算， =3 21 0 6)(6010 6 =而轴承的预期寿命为： 00801h = ， 1L 。故所选轴承每隔 1 年左右就要换轴承。 25 动轴轴承的设计与校核 查机械零件设计手册可得， 33007 型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷6800= 、基本额定静载荷 NC o 63200= ， e=轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面 和水平面两个力系，受力如图 7 图 7从动轴轴承的受力分析 依照前面校核主动轴轴承的验算步骤，可算出 1、径向载荷 :57N， 562N。 2、求两轴承的计算轴向力： 3、 e 为判断系数，其值由 aF/ 由表 13行插值计算，得 ， 。 4、计算当量动载荷 1P 和 2P 111 = 222 = 由表 13别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向系数为 轴 1： 21=Y 26 轴 2： ， 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13 6.1= 4 6)1 5 6 228 5 11111 =+=+= 9 91 5 6 22222 =+= 4、验算轴承寿命 对于角接触球轴承，取 =3，因 21 ，所以按轴承 1 的受力大小验算 3 3 3)(6010 6 =而轴承的预期寿命为： 00801h = ， 1L 0 箱盖壁厚 1 ( 8 10 底座上部凸缘厚度 16 箱盖凸缘厚度 ( 1 16 底座下部凸缘厚度 3 (2)5 15 27 轴承座连接螺栓凸缘厚度 3 4)轴承座连接螺栓孔径 51 吊环螺钉座凸缘高度 10 15)+吊环螺钉孔深 20 底座加强肋厚度 e (1) 9 箱底加强肋厚度 1 8 地角螺栓数目 n 4 地角螺栓直径 d (2) 17 轴承座连接螺栓直径 3 底座与箱盖连接螺栓直径 0.6)d 承盖固定螺钉直径 0.5)d 孔盖固定螺钉直径 0.4)d 环螺钉直径 承盖螺钉分布圆直径 +承座凸缘断面直径 1+栓孔凸缘的配置尺寸 2 8 14 25 地角螺栓孔凸缘的配置尺寸 30 25 30 名 称 符号 计算公式 结果 箱体内壁与齿顶圆的距离 14 箱体内壁与齿轮断面的距离 1 12 底座深度 H 30 50) 155 底座高度 1 a 47 箱盖高度 95 连接螺栓 l 150 200 外箱壁至轴承座端面距离 1+5 10) 40 轴承盖固定螺钉孔深度 一般螺纹连接技术规范 轴承座连接螺栓间的距离 L L 体内壁横向宽度 结构确定 31 第十一 章 减速器润滑密封 一 （ 1）齿轮但考虑成本及需要，在这里选用浸油润滑。 （ 2）轴承采用脂润滑 二 （ 1）齿轮润滑选用 150 号机械油（ 43低 最高油面距（大齿轮）10要油量 右。 （ 2）轴承润滑选用 2润滑脂（ 324油量为轴承间隙的1/3 1/2 为宜。 三 （ 1）箱座与箱盖凸缘接合面的密封，选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。 （ 2）观察孔和油孔等处接合面的密封，在与机体间加石棉橡胶纸、垫 片进行密封。 （ 3）轴承