减速箱单级圆柱齿轮减速器和链传动设计说明书.doc

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1.1拟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 1-1 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=1.80m/s；滚筒直径D=400mm；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。2.1选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JB/T9616-1999和IEC34-1标准的有关规定，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：-1540 额定电压：380V，可选220-760V之间任何电压值 连接方式：3KW及以下Y接法、4KW及以上为接法2.2电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10-2选取cy：输送机滚筒效率 cy=0.96b：一对滚动轴承的效率 b=0.99g：闭式圆柱齿轮传动效率 g=0.97c：联轴器效率 c=0.994w：传动卷筒效率 4w=0.96h：为滚子链传动效率（闭式） h=0.96则：01=c=0.99 23=gb=0.970.99=0.9603 12=b=0.99 34=h=0.96 4w=0.96（2）电机所需的工作功率： 应使电动机额定功率Pe稍大于所需功率Pd；即PePd 工作机所需功率： Pw=FV/(1000)=4.68KW电动机的输出功率： 估算总效率为 =011223344w =0.990.990.96030.960.96 =0.8674 则Pd=Pw/=4.68/0.8674=5.395KW 由设计指导书表12-1可知，满足PePd条件的系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取5.5KW。(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/min或1000r/min的电动机。计算滚筒工作转速：nw=601000V/D=6010001.8/400=85.99r/min 初步选定同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。 从设计指导书表12-2和表12-1可选出两种方案做出对比。表 21 两种方案比较方案电动机型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min1Y132s-45.5150014402Y132M2-65.51000960 电动机型号总传动比外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mmY132s-416.753880Y132M2-611.163880图2-2 电动机的有关参数比较后可以看出：方案2选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为11.16，故选方案2较为合理。Y132M2-6型三相异步电动机的额定功率Pe=5.5KW，满载转速nm=960r/min。由表12-2查出电动机中心高H=132mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为D=38mm，E=80mm。2.3各级传动比的分配由传动系统方案知：i01=1 i45=1查表3-4得链传动的传动比i34=3.5总传动比i=i01i23i34i45=11.16则闭式圆柱齿轮传动的传动比i23=i/i34=11.16/3.5=3.2 符合推荐值35所以传动系统的各级传动比分别为： i01=1 i23=3.2 i34=3.5 i45=1第三章 运动参数及动力参数计算 0轴(电动机轴)：n0=nm=960/minP0=Pd=5.395KWT0=9550P0/n0=95505.395/960=53.67 Nm1轴(减速器高速轴)：n1=n0/i01=960r/minP1=P001=5.3950.99=5.34KWT1=9550P1/n1=95505.34/960=53.12 Nm3轴(减速器低速轴)：=n1/i23=960/3.2=300r/minP3=P11223=5.340.990.9603=5.08KWT3=9550P3/n3=95505.08/300=161.71 Nm4轴(输送机滚筒轴): =n3/i34=300/3.5=85.71r/minP4=P334=5.080.96=4.88KWT4=95504.88/85.71=543.74 Nm将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：表3.1 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率P/KW转矩T/N.m转速n/（r/min）效率0轴5.39553.6796011轴5.3453.129600.95073轴5.08161.713000.964轴4.88543.7485.71第四章 链传动的设计计算1 选择链轮齿数 根据传动比为i34=3.5初步选定小链轮的齿数Z3=21，则大连轮的齿数Z4=i34Z3=213.5=73.5，取整数为74.2 确定计算功率由机械设计表9-6可知链传动属于平稳冲击，故取工况系数KA=1.0。由机械设计书图9-13查得主动链轮齿数系数为K2=1.23，这里设计的为单排链。则计算功率为： Pca=KAKZP3=1.01.325.08=6.71KW3 选择链条型号和节距 根据Pca=6.71KW及n3=300r/min，查机械设计书图9-11可知选16A合适，查表9-1可选链条节距为P=25.4mm。4 计算链节数和中心距 初选中心距a0=(3050)P=762mm1270mm，选a0=1000mm 相应的链长节数为：LP0=2a0/P0+(Z3+Z4)/2+(Z4-Z3/2)2P/A0=21000/25.4+(21+74)/2+(74-21/2)225.4/1000127.1取链长节数LP=128节（取圆整成整数，并宜取偶数）查机械设计书表9-8得到中心距计算系数f1=0.24467则链传动的最大中心距为：a=f1P2LP-(Z3+Z4) =0.2446725.42128-(21+74)=1000mm5 计算链速v，确定润滑方式v=(n3Z3P)/601000=3002125.4/(601000) =6.7m/s由v=6.7m/s和链号20A，查机械设计书图9-14可知采用压力供油润滑。6 计算压轴力FP有效圆周力为：Fe=1000P3/v=10005.08/6.7758N链轮水平布置时的压轴力系数KFP=1.15则压轴力为： FP=KFPFe=1.15758=872N7 确定链轮轮毂孔的最大许用直径查机械设计手册P500表13-6得：dKmax=95mm8 确定链轮主要结构尺寸链轮齿形齿形按3R GB1243-1997规定制造三圆弧一直线齿形（或凹齿形）机械设计手册 表13-14，P585链轮的基本参数和主要尺寸（机械设计书 表9-3）链条节距P=25.4mm 齿数Z3=21 Z4=74套筒的最大外径d1=15.88mm小链轮： 分度圆直径d3=P/sin(180。/Z3)=170.47mm 齿顶圆直径da3min=d3+P(1-1.6/Z3)-d1=178.05mm da3max=d3+1.25P-d1=186.34mm 齿根圆直径 df3=d3-d1=154.59mm 齿高 ha3min=0.5(P-d1)=4.76mm ha3max=0.625P-0.5d1+0.8P/Z3=8.90mm 最大轴凸缘直径dg3=Pcot(180。/Z3)-1.04h2-0.76=142.69mm h2为内链板高度，h2=24.13mm大链轮： 分度圆直径 d4=P/sin(180。/Z4)=306.74mm 齿顶圆直径 da4min=d4+P(1-1.6/Z4)-d1=314.86mm da4max=d4+1.25P-d1=320.65mm 齿根圆直径 df4=d4-d1=290.86mm 齿高 ha4min=0.5(P-d1)=4.76mm ha4max=0.625P-0.5d1+0.89/Z4=7.95mm 最大凸缘直径dg4=Pcot(180。/Z4)-1.04h2-0.76=572.08mm 滚子链轮轴向齿廓尺寸由机械设计书P170表9-4所给的公式计算得： 齿宽（单排）bf1=0.95b1=0.9515.75=14.96mm 齿侧倒角 ba公称=0.13P=0.1325.4=3.302 齿侧半径 rx公称=P=25.4mm 齿全宽 bfm=(n-1)Pt+bf1=bf1=14.96mm9链轮的结构（机械设计书P171） 小链轮制成整体式（图9-6a），大连轮将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上（图9-6c）10链轮的材料（机械设计书P171表9-5） 选用材料为：35SiMn、40Cr、35CrMo,热处理为：淬火、回火，热处理后硬度为4050HRC的链轮。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150ms(最高300ms)，直径能做到10m以上，单级传动比可达8或更大，因此在机器中应用很广。 5.1 齿轮参数计算（参照机械设计书 P218） 1、选精度等级、材料及齿数 1 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。2 由表10-1选择小齿轮40C r（调质热处理）硬度241286HBs ，大齿轮45#钢（调质热处理）硬度217255HBs；3 选择初选螺旋角=14度，取Z2=24，Z3=Z2i23=243.2=77。2、按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即d2t（1）确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数kt=1.6。2) 查阅图10-30查得，选取区域系数zH=2.433。3) 查阅图10-26查得，=0.78, =0.87,则：=+=1.654) 查阅图10-19可得，接触疲劳寿命系数kHN1=0.9，kHN2=0.955) 查阅图10-21d可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa6) 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=0.9600540 Mpa=0.95550522.5 MpaH=(540+522.5)/2=531.25Mpa7) 查阅P205表10-7可得，选取持宽系数=18) 查阅P201表10-6可得，材料的弹性影响系数zE=189.8 齿轮材料为锻钢9) 查阅P206式10-13可得，计算应力循环次数N=60njLhj 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；n为齿轮转速；Lh为齿轮的工作寿命。 小齿轮传递的转矩 T1=(95.5105P2)/n2=5.31104 Nmm（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式d2t得d2t=61.46mm2) 计算圆周速度v=3.09m/s3) 计算齿宽b及模数mnt.b=dd2t=161.46=61.46mm mnt=2.5mmh=2.25mnt=2.252.5=5.625mm=21/5.625=3.734) 计算纵向重合度=0.318124=1.9035) 计算载荷系数k查阅资料可得使用系数kA=1，根据v=1.06m/s，7级精度，查阅图10-8可得动载荷系数kv=1.12，查阅表10-4可得， =1.417，查阅图10-13可得，查阅表10-3可得，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（10-10a）得，d2=d2t=61.46=65 mm8) 计算模数mnmn=3、 按齿根弯曲强度设计由式（10-17） mn（1） 确定计算参数1) 由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度=565Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限=535Mpa2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，KFN2=0.83，KFN3=0.853) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s1.3，由式10-12得：F2=360.73 MpaF3=349.81Mpa4) 计算载荷系数k。5) 根据纵向重合度1.903，查阅图10-28可得，螺旋角影响系数Y=0.88。6) 计算当量齿数。 =26.27=84.297) 查取齿形系数。由表10-5可得：YFa2=2.592，YFa3=2.2118) 查取应力校正系数。由表10-5可得：Ysa2=1.596，Ysa3=1.749) 计算大、小齿轮的并加以比较Yfa2Ysa2/F2 Yfa2Ysa2/F3比较后得小齿轮的数值大。（2）设计计算 mn=1.263mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取mn3mm，已满足弯曲疲劳强度。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d2=22.24 mm来计算应有的齿数。于是由Z2=21。02mm取z2=21，则z3=uz2=3.221=67。5.几何尺寸计算 中心矩a=134.87mm圆整中心矩 a=135mm 按圆整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=11.84因值改变不多，故参数、zH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径d2=64.37mmd3=205.37mm 计算齿轮宽度b=164.37=64.37mm圆整后取 B2=70mm，B3=65mm第六章 轴的设计 6.3 轴的设计计算6.4 高速轴的设计 参照机械设计书P378例题进行设计计算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6-1）：功率转速转矩斜齿轮参数节圆直径P2=5.34KWn1=960r/minT1=5312Nmm齿轮螺旋角D2=64.37mmP3=5.08KWn2=300r/minT2=16171Nmm法相压力角D3=205.37mm2、作用在齿轮上的力齿轮所受的转矩为 =53122圆周力： 径向力： 横向力： =1178.32N3、初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初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15-3查得A0=110，由公式可得 2轴最小值径为安装联轴器处d-。同时选取联轴器： 转矩：Tca=KAT2 由表14-1取KA=1.3Tca=1.353122 =69058.6NmmTca1.4h 取L-=8mm。 -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=6mm，则d-=42mm。L-=14mm。 -段：右端轴承安装处由前面查得的7006C型轴承的尺寸可取d-=30mm，L-=14mm。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-=45mm，由表6-1查得平键截面bh=14mm9mm，键长为50mm，半联轴器与轴连接，选平键为6mm6mm28mm。确定轴上圆角和倒角尺寸，查表15-2，取轴端处倒角为245度，各轴肩处的圆角见零件图上。5、确定轴上的载荷对于7007C型轴承，查得a=13.5mm，简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=105mm则L2=31-13.5+32+7=56.5mm， L3=105-56.5=48.5mm由图6.4可看出C截面为危险截面，接下来分析C截面的受力。由水平方向力矩平衡可列出：MB=0 FNH2(L2+L3)-FtL2=0 MD=0 FNH1(L2+L3)-FtL3=0 Ft=2T1/d1=253122/22.48=4726N 由式解得：FNH1=2773N FNH2=1953N 所以MH=FNH1L2=122012Nmm 由垂直方向力矩平衡可列出：MD=0 FrL3-FNH1(L2+L3)=0 MB=0 FNV2(L2+L3)-FrL2=0 Fr=Fttann/cos=1772.25N 由式解得： FNV1=723.53N FNV2=1039.72N所以MV1=FNV1L2=32231Nmm MV2=-1/2FNV2L3=-16115.66Nmm Nmm Nmm T=53122 Nmm6按弯扭合成应力校核轴的强度 取=0.6 W=d2/32=0.1453mm3 ca=Mpa 由表15-1查得45号钢-1=60Mpa 因为ca0.07d，故取h=5mm，则轴环的直径取d-=75mm，轴环的宽度取L-=26mm。取d-=38mm，L-=26mm。-段：为滚动轴承安装处，取d-=35，L-=16mm。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65mm，由机械设计书表6-1查得平键bh=16mm11mm，健槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同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/n6；3） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2.取轴端倒角为，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=13.5mm 作为简支梁的支撑跨距：L2+L3=96mmL2=21-13.5+12+30=49.5mmL3=96-49.5=46.5mm由受力图可分析出C截面为危险截面对于C截面的水平方向列出平衡方程：MB=0 FNH2(L2+L3)-FtL2=0 MD=0 FNH1(L2+L3)-FtL3=0 Ft=2T/d=2161713/71.52=2261N 由上面式解得：FNH1=824NFNH2=1437N则： MH=FNH1L2=17716Nmm对于C截面的垂直方向列出平衡方程：MD=0 FrL3-FNV1(L2+L3)=0 MB=0 FNV2(L2+L3)-FrL2=0 Fv=823N 由上面式解得：FNV1=523NFNV2=300N由此可算出： MV1=FNV1L2=11244.5Nmm MV2=1/2FNV2L3=5625Nmm NmmNmm受力图与弯矩图如图6-5所示：图6-5 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=0.1d3=0.1653mm3轴的计算应力：由轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。第七章 轴承的设计与校核7.1主动轴轴承的设计与校核 查机械零件设计手册P339可知角接触球轴承7002AC的基本额定动载荷，基本额定静载荷。根据设计条件，轴承的预期寿命为：1、求两轴承受到的径向载荷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7-1。图7-1 主动轴轴承的受力分析图-Fr1v=999.04N2、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7007C型轴承，查设计指导书 表15-5可知轴承的派生轴向力，初取e=0.68，因此可估算=0.82由表13-5进行插值计算，得，。3、 求轴承的当量动载荷P1和P2由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向系数为轴承1：X1=0.41,轴承2：因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，=1.2 1.8，取。则4、验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算，=3而轴承的预期寿命为：，。故所选轴承每隔1年左右就要换轴承。7.2从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、基本额定静载荷，e=0.31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7-2。图7-2 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:Fr1=857N，Fr2=1562N。2、求两轴承的计算轴向力：Fa1=1048.2N，Fa2=484.2N。3、e为判断系数，其值由 /的大小来确定。由表13-5进行插值计算，得，。4、计算当量动载荷和由表13-5分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：X1=0.4,轴2：X2=1，Y2=0因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，=1.2 1.8，取。则4、验算轴承寿命对于角接触球轴承，取=3，因，所以按轴承1的受力大小验算而轴承的预期寿命为：，。故所选轴承每隔4年左右要换一次。第八章 键连接的选择和校核1、 输入轴连接带轮处键输入轴外伸端直径d=22mm，考虑到键在轴中部安装，根据书表6-1中，选圆头普通A型平键bh=6mm6mm。键长L=28mm。选择45钢，则其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为由表6-2查得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。2、 输出轴外伸端键 直径d=28mm,考虑到键在轴中部安装，根据书表6-1，选圆头普通A型平键，键bhL=8mm7mm18mm。选择45钢， ，则其工作表面的挤压应力为由参表6-2查得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。3、 安装低速齿轮处的键 选用圆头普通A型平键，根据安装齿轮处轴的直径为d=65mm，参考表6-1，查得键的截面尺寸为键，键长取L=50mm。 键、轴和轮毂的材料都是刚，由表6-2查得其许用应力，键工作长度l=L-b=32mm，键与轮毂键槽的接触高度。由6-1 公式可得 由于键采用静联接，冲击轻微，所以连接能满足挤压强度要求。第九章 联轴器的选用联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。联轴器的选择原则：转矩T： T，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；转速n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器；对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。从前面设计轴时选出的联轴器可列出LT3型弹性套柱销联轴器的主要参数见表9-1：表 9-1 LT3型弹性套柱销联轴器型 号公称转矩T（Nm）许用转数n（r/min）轴孔直径d（mm）轴孔长度L（mm）外径D（mm）材料轴孔类型 键槽类型LT331.56300225295HT200Y型A型第十章 箱体设计减速器箱体的各部分尺寸见表10-1表10-1箱体尺寸名称符号计算公式结果底座壁厚0.025a+17.510箱盖壁厚1(0.80.85)810底座上部凸缘厚度h0(1.51.75)16箱盖凸缘厚度 (1.51.75)116底座下部凸缘厚度h2H3h4(2.252.75)1.5(1.752)h3251527轴承座连接螺栓凸缘厚度h5(34)轴承座连接螺栓孔径51吊环螺钉座凸缘高度h6(1015)+吊环螺钉孔深20底座加强肋厚度e(0.81)9箱底加强肋厚度e1(0.80.85)18地角螺栓数目n4地角螺栓直径d(1.52)17轴承座连接螺栓直径d20.75d13底座与箱盖连接螺栓直径d3(0.50.6)d8.5轴承盖固定螺钉直径d4(0.40.5)d8.5视孔盖固定螺钉直径d5(0.30.4)d6.8吊环螺钉直径d60.8d14.6轴承盖螺钉分布圆直径D1D+2.5d456.25轴承座凸缘断面直径D2D1+2.5d477.5螺栓孔凸缘的配置尺寸C1C2D0181425地角螺栓孔凸缘的配置尺寸C1C2D03025名称符号计算公式结果箱体内壁与齿顶圆的距离1.214箱体内壁与齿轮断面的距离112底座深度H0.5da+(3050)155底座高度H1H1a47箱盖高度H295连接螺栓d3的间距l150200外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(510)40轴承盖固定螺钉孔深度l2、l3按一般螺纹连接技术规范轴承座连接螺栓间的距离LLD277.