一级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

机械设计课程设计之一级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书机械设计课程设计说明书设计题目： 展开式一级圆柱齿轮减速器分 院： 机电与能源工程分院专业班级： 包装111班设 计 者： 周霈能学 号： 3110614036指导教师： 钱孝华二0一四年六月目 录一.设计任务书.3二.前言. 3 三.电动机的选择及运动参数的计算.4 四.带轮传动尺寸设计. 5 五.齿轮传动尺寸设计. 7 六.轴承的设计.9 七.轴的设计.11 八.联轴器的选择设计.16 九.减速器箱体的设计.16 十.减速器的润滑和密封.17 十一.减速器的附件以及说明.18 一).轴承端盖的设计.18 二).油标的设计.18 三).排油孔螺栓的设计.19 四).窥视孔盖板的设计.19 五).通气器的设计.20 六).起吊装置的设计.20 七).定位销设计.21 八).起盖螺钉设计.21 十二.设计小结.22一设计任务书设计一用于胶带输送机卷筒（如图）的传动装置。原始条件和数据：胶带输送机双班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动,室内常温下连续工作，环境有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力源为三相交流电，在中等规模机械厂批生产。输送带速度允许误差为5%。输送带有效拉力：Fw=2600N输送带速度: Vw=1.2m/s卷筒直径： D=350mm二.前言1.题目分析根据题目，此胶带输送机每日工作16小时，载荷平稳，空载启动，无需考虑起动力矩。在室内工作，因此，结构不能太大。有粉尘，采用闭式结构，密封要求较高。使用期限十年，大修期限三年，在大修期时更换滚动轴承等零部件。使用期限较长。在中等规模机械厂小批生产。2.传动方案的拟定根据以上的条件，决定采用普通齿轮传动。因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优点。因为传动比较小，采用一级展开式齿轮传动。考虑到实际工况，要求箱体的长度较小，因此采用一级展开式圆柱齿轮传动。3.传动装置运动简图如下图:设计内容设计结果三电动机的选择及运动参数的计算（一）、电动机的功率：1.胶带运输机所需的功率：Pw=FwVw/1000w=26001.2/(10000.94)=3.32 kw2.确定传动装置的效率：V带传动效率：b=0.96滚动轴承效率: r=0.995滑块联轴器效率：c=0.988 级精度齿轮传动(稀油润滑)效率:g=0.97故传动装置总效率为:=brgc=0.960.990.980.97=0.93. 选择电动机：a. 电动机的输出功率为：P0=Pw/=2.11/0.89=3.69 kw所以选择额定功率为4kw 的电动机b.电动机的转速：因为卷筒的转速为：nw=61041.2/(3.14350)=65.48 r/min单级圆柱齿轮的传动比范围为:ig=35V带传动比范围为：ib=24则总传动比为范围为：i=23 45= 6 20可见电动机转速的可选范围为：n= inw = (6 20)65.48=392.88 1309.6 r/min所以电动机转速可选的范围只有750r/min和1000r/min两种。综合考虑后选择同步转速为1000r/min 的电动机。选用Y132M1-6 三相异步电动机，其主要参数如下：电动机额定功率P4kw电动机满载转速nm960 r/min二).总传动比的计算及传动比的分配：1.总传动比的计算：i = nm / nw =960/65.48=14.66Pw =3.32 kw=0.9P0=3.69 kw选择额定功率为4kw的电动机nw=65.48r/min选择同步转速为1000r/min 的电动机。nm=960r/min2.传动比的分配：由式i=ibig,为使V带传动的外廓尺寸不致过大，取V带传动比ib=3则齿轮传动比ig=i/ib=14.66/4=4.89三）.传动装置运动和动力参数的设计：1.各轴转速的计算:轴：n1= nm / ib =960/3=320 r/min轴：n2 = n1/ig = 320/4.89=65.44 r/min工作轴：nw= n2 =65.44 r/min各轴输入功率的计算：轴： P1=P0b=3.690.96=3.54 kw轴： P2=P1rg =3.540.9950.97=3.42 kw工作轴：Pw = P2rc =3.420.9950.98=3.33 kw3. 各轴输入转矩的计算：轴:T1 =9550 P1/n1=95503.54/240=105.65Nm轴：T2 =9550 P2/n2 =95503.42/60=499.10Nm工作轴：Tw =9550 Pw/nw=95503.33/60=485.96Nm电动机轴输出转矩：T0 =9550 P0/nm=95503.69/960=36.71 Nm各轴的转速、功率、转矩列入下表：项目电动机轴轴轴工作轴转速（r/min）96032065.4465.44功率(kw)3.693.543.423.33转矩（Nm）36.71105.65499.10485.96传动比i34.891.00效率0.960.9670.975=4四带轮传动尺寸设计带轮轴功率P=P0=3.69kw小带轮转速（电动机轴转速）nm=960r/min1. 选择V带型号:按照工况由机械设计基础表3-6，P66查得工作情况系数KA=1.1由式Pc=KAP计算功率：Pc=KAP=1.13.69=4.06kw根据Pc 和nm 由机械设计基础图3-31 选用A 型普通V 带。2. 确定带轮基准直径dd1、dd2 查表得，小带轮基准直径dd1=100mm，再由表3-7 基准直径系列选dd2=idd1=300mm,根据机械设计基础表3-7基准直径系列选dd2=315mm取=0.015 时，则实际传动比i= dd2/ dd1（1-）=315/100(1-0.015)=3.19传动比偏差小于5%。3.验算带速vv=3.14dd1n1/601000=3.14100960/(601000)=5.03m/s 在5-25m/s 范围内4. 确定中心距a和基准带长Ld0 初选中心距a0根据 0.7（dd1+ dd2）a0 2（dd1+ dd2）得：291a0 830 ，故中心距a0=315mm=dd2,符合取值范围。 计算初定的带长Ld0Ld0=2a0+3.14/2（dd1+ dd2）+（ dd1-dd2）/4a=1318.6mm 初定带长Ld0=1250mm查机械设计基础表3-2得基准带长Ld=1400mm 实际中心距aa= a0+（Ld-Ld0）/2=315+(1400-1152.06)/2=355.7mm留出适当中心距调整量5.计算小带轮包角1a1=180-180o( dd1- dd2)/3.14a=180-180(315-100)/355.73.14=145.4120i=14.66ib=3ig=4.89n1 =320 r/minn2=65.44r/minnw=65.44r/minP1 =3.54kwP2 =3.42kwPw =3.33kwT1=105.65NmT2=499.10NmTw=485.96NmT0=36.71Nm选用A 型普通V 带dd1=100mmdd2=315mmv=5.03m/s（合格）a0=315mmLd0=1318.6mmLd=1400mma=355.7mm1=145.46. 确定带的根数z由nm 和dd1查机械设计基础表3-3得P0=1.386kw; 由表3-5查得p 0=0.11kw;由表3-4查得 k =0.91;表3-2查得 kL= 0.96ZPc/（P0+ p 0）k kL= 4.06/(0.95+0.11)0.890.93=4.38选用A 型普通V带z=5根。7. 确定带的预拉力F0由机械设计基础表3-1查得A型普通V带每米质量q=0.10kg/m 得，F0=500Pc（2.5/k-1） /zv+qv2=5004.06(2.5/0.91-1)/(55.03)+0.105.03=143.6N8.计算作用在轴上的力FQFQ=2zF0sin(1/2)=25143.6sin(145.4/2)=1371N9. 带轮结构设计（略）五齿轮传动尺寸设计一）.高速级齿轮的设计：1.齿轮的选用1).选用直齿圆柱齿轮传动。2).选用8 级精度。3).材料选择：大齿轮材料为40MnB钢，调质后硬度为241 286HBS小齿轮材料为45钢, 正火后硬度为169 217HBS4).初定小齿轮的齿数为Z 1=30，则大齿轮齿数Z 2=i gZ 1=426=1442. 按齿面的接触强度设计：1).确定公式内各计算数值：(1).小齿轮的转矩：TH=9.55106p1/n1=9.551063.54/320=105646Nmm(2).载荷平稳，对称布置，轴的刚度较大，由表5-6取载荷综合系数K=1.3(3).齿宽系数取d =1.0z=5F0=143.6NFQ=1371NZ 1=30Z 2=144TH=105646Nmm载荷综合系数K=1.3d =1.0(4).确定许用接触应力：按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 720MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2 460MPa安全系数SH min=1小齿轮：H1=H lim1/SH min=720/1=720MPa大齿轮：H 2=H lim2/SH min=460/1=460Mp所以H= H 2=460Mp2).数据代入公式计算:(1).得小齿轮分度圆直径：d170.68 mm(2) .计算模数：m=d1/Z1=70.68/30=2.36mm由表5-1取 m=2.5(mm)(3).计算齿轮主要尺寸及圆周速度：分度圆直径： d1 = Z1m =302.5=75(mm);d2 = Z2m =1442.5=360(mm)中心距：a =m/2(Z 1+Z 2)=2.5/2(30+144)=217.5mm齿轮齿宽:b=dd1 =175=75(mm)取b1 =80(mm)、b2 =75(mm)圆周速度：V=3.14d1n1/(601000)=3.1475320/(601000)=1.26m/s(4).校核齿根弯曲强度:校核公式用式1(5-34) F=2kT1Y FS/bmz1Fa.复合齿形系数根据Z1 、Z2 由图5-30查得YFS1=4.14; YFS2=3.91b. 确定许用弯曲应力 F 由图5-31查得Flim1=530 MPa ，F lim2 =360 MPa由表5-8查得S F min=1，由式（5-36）知F1 = Flim1/SFmin=530/1=530 MPa得F2 =Flim2/SFmin=360/1=360 MPa所以H=H 2=360MPac. 式中已知 K=1.3 ;TH =105646（Nmm）；m=2.5mm；b=75mmd.校核计算：F1 =2kT1YFS1/bZ1m=21.31056464.14/(75302.5)=74.65MPaF 2=F1 YFS2/ YFS1=74.654.14/3.91 = 70.50MPa F 2校核结果：安全(5) .齿轮传动的几何尺寸：名称计算公式结果分度圆直径d1=Z1md2=Z2m75mm360mm模数m2.5中心距a=m(Z1+Z2)/2217.5mm齿形角20齿顶高ha1=mha2=m2.5mm2.5mm齿跟高hf1=1.5mhf2=1.5m3.75mm3.75mm齿全高h=ha+hf5.625mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1da2=d2+2ha280mm365mm齿根圆直径df1=d1-2hf1df2=d2-2hf270.5mm352.5mm齿宽b1b280mm75mm六轴承的设计由于所有轴承所受的轴向载荷较小，考虑到安装以及互换性的简便，选用最常用的深沟球轴承。一).高速轴上的轴承设计：1.计算作用在轴承上的载荷：由前面的计算得，高速级小齿轮所受的载荷为：周向力：Ft= 2 TH /d1=2105646/75=2817.22N径向力：Fr= Ft tan=2817.220.364=1025.47N在水平面内轴承所受的载荷：F1 H=Fr/2=1025.4/2=512.74NF2 H=Fr-F1 H=1025.4-512.74=512.74NH= 460Mpd1=70.68mmm=2.5(mm)小齿轮直径：d1 =75(mm)大齿轮直径：d2 =360(mm)a =217.5mmb1 =80(mm)b2 =75(mm)V=1.26m /sF1 =530MPaF2=360 MPaF1F1 F 2 F 2校核结果：安全Ft=2817.22(N)Fr=1025.47（N）F1 H =512.74NF2 H =512.74N在垂直面内轴承所受的载荷：F1 v=Ft/2=2817.22/2=1408.61NF2 v=F1 v=1408.61N所以轴承所受的总载荷为：F1=1408.61NF2=1408.61N2.当量动载荷以及基本而定动载荷的计算由于基本只受径向载荷，所以当量动载荷为：P1 = KPF1=1.31408.61=1831N；P2 = KPF2=1.31408.61=1831N已知预期寿命为：Ln = 350316 =16800h所以基本额定动载荷为：C1=183110.7=19594NC2=183110.7=19594N3. 初步确定轴的最小直径d1=23mm由于电动机轴径为20mm,因此在高速轴上装联轴器的一段轴径取24mm,所以选用d=30mm.查表选用6206 型深沟球轴承1.计算作用在轴承上的载荷：由前面的计算得：周向力：Ft= 2 T /d2=2346983.3/312=2224.25(N)径向力：Fr=F t tan =2224.25tan20=809.6(N)在水平面内轴承所受的载荷：F1 H= Fr/2=809.6/2=404.8(N)F2 H = Fr-F1 H=809.6-404.8=404.8(N)在垂直面内轴承所受的载荷：F1v=F2v=Ft/2=2224.25/2=1112.12(N)所以轴承所受的总载荷为：F1=1183.5(N)F2=1183.5(N)F1v=1408.61NF2 v=1408.61NF1=1408.61NF2=1408.61NP1 =1831N；P2 =1831NC1=19594NC2=19594N高速轴选用6206型深沟球轴承Ft=2224.25 (N)Fr=809.6（N）F1 H=404.8(N)F2 H=404.8(N)F1v=1112.12(N)F2v=1112.12(N)F1=1183.5(N)F2=1183.5(N)2.当量动载荷以及基本而定动载荷的计算由于基本只受径向载荷，所以当量动载荷为：P1 =1.21183.5=1420.2(N)P2 =1.21183.5=1420.2(N)已知预期寿命为：L h = 350316 =16800h所以基本额定动载荷为：C1=C2=1420.23.22=4573.044(N)3. 初步确定轴的最小直径d1=900.33=29.7mm查表选用6010 型深沟球轴承，d=50mm七轴的设计1.高速轴的设计：1).轴的材料选择：选用45钢正火处理，抗拉强度极限:B =590MPa 2.) 轴的结构设计(略)3).按弯矩合成进行轴的强度校核：(1).计算轴的受力：Ft = 2 T3 / d4 =2105646/78=2817（N）F r= F t tan =2817tan20=1025（N）(2).计算轴承反力：在水平面内轴承所受的载荷：F1 H=Fr/2=1025/2=512.5NF2 H=Fr-F1 H=1025-512.5=512.5N在垂直面内轴承所受的载荷：F1 v=Ft/2=2817/2=1408.5NF2v=F1 v=1408.5N所以轴承所受的总载荷为：F1=1408.5NF2=1408.5N (3).计算弯矩。在水平面内：截面b: Mb H1=64F1 H1=64423.35=27094.4Nmm Mb H2= Mb H1=27094.4 Nmm在垂直面内：截面b: Mb v=64 F1 v =641163.15=74441.6 Nmm合成弯矩：Mb 1= Mb2=79219.05Nmm(4).计算扭矩。已知，T1=90725Nmm(5).计算当量弯矩。由B =590MPa，查表12-3得0b=95MPa ， -1b=55MPa ，得=0.58,T1=0.5890725=52620.5Nmm对于截面a和I，Mae=T1=52620.5 Nmm(6).校核轴的强度：分别计算轴截面a处的直径da=21.33mm db=25.86mm截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径已达到24mm,所以,强度足够。2.低速轴的设计：1).轴的材料选择：选用40Cr正火处理，抗拉强度极限:B =590MPa 2).按弯矩合成进行轴的强度校核：(1). 计算轴的受力：Ft = 2 T3 / d4 =2346983.3/312=2224.25(N)F r= F t tan =2224.25tan20=809.6(N) .计算轴承反力：在水平面内轴承所受的载荷：F1 H= Fr/2=809.6/2=404.8(N)F2 H = Fr-F1 H=809.6-404.8=404.8(N)在垂直面内轴承所受的载荷：F1v=F2v=Ft/2=2224.25/2=1112.12(N)所以轴承所受的总载荷为：F1=1183.5(N)F2=1183.5(N)(3).计算弯矩。在水平面内：截面b: MbH=64F1H =64404.8=25907.2( Nmm)在垂直面内截面b: Mbv=64F1v =641112.12=71175.7( Nmm)合成弯矩：Mb1= Mb2=75744.1 Nmm(4).计算扭矩。已知，T2= 346983.3Nmm(5).计算当量弯矩。 由 B = 590MPa，查表得 0b=95MPa ， -1b=55MPa ，得=0.58,T2=0.58346983.3=201250.3 NmmMbe =215032.2 Nmm， Mbe= Mb2=75744.1N.mm对于截面a和IMae=aT2=201250.3 N.mm(6).校核轴的强度：分别计算轴截面a、b处的直径:da=33.20mmdb=35.78mm截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径已达到45mm和55mm,所以，强度足够。八键的设计以及强度校核1.低速轴齿轮用键联接的设计校核：低速轴与齿轮联接，选用普通圆头平键（A 型）查表得：键宽: b=12mm 键高：h=10mm 键长：L=53mm计算得：键的工作长度l=L-b=55-16=39mm键的工作高度k=h/2=10/2=5mm选用键的材料为45 钢，被联接的齿轮材料为钢，查表得：许用挤压应力P = 60 90 MPa齿轮与键联接的许用挤压应力为：P=4346983.3/(601039)=59.3MPaP 2.高速轴联轴器用键联接的设计校核：高速轴与联轴器联接，选用普通圆头平键（A 型）查表得：键宽: b=12mm 键高：h=8mm 键长：L=40mm计算得：键的工作长度l=L-b=40-12=28mm键的工作高度k=h/2=8/2=4mm选用键的材料为45 钢，被联接的齿轮材料为钢，查表得：许用挤压应力P = 70 80 MPa齿轮与键联接的许用挤压应力为：P=490725/(86030)=25.2MPaP3. 低速轴联轴器用键联接的设计校核：低速轴与联轴器联接，选用普通圆头平键（A 型）查表得：键宽: b=14mm 键高：h=9mm 键长：L=100mm计算得：键的工作长度l=L-b=100-14=86mm键的工作高度k=h/2=9/2=4.5mm选用键的材料为45 钢，被联接的齿轮材料为钢，查表得：许用挤压应力P = 70 80 MPa齿轮与键联接的许用挤压应力为：P= 4346983.3/(100945)=34.3MPa0.851=0.858=6.8m0.85=0.8510=8.5大齿轮顶圆与箱内壁间距离1=1011.2=1.210=12齿轮端面与箱内壁距离2=102=8十减速器的润滑和密封一）.减速器的润滑（a）.齿轮的润滑低速级大齿轮的圆周速度为V12m/s 所以采用浸油润滑，应没过大齿轮齿顶13mm 满足使中间大齿轮浸没超过一个齿高h=6.2的要求。（b）轴承的润滑因为，在减速器中只要有一个浸油齿轮的圆周速度v1.52m/s,即可采用飞溅润滑。因此采用飞溅润滑，飞溅的油形成油雾直接溅入轴承室。（二）减速器的密封（a）轴伸出端的密封：高速轴：密封处轴径的圆周速度v = 3.14 d n /(601000) = 3.14 32360/(601000) = 0.4m/s低速轴：密封处轴径的圆周速度v = 3.14 d n /(601000) = 3.14 4860/(601000) = 0.15m/s由于圆周速度较小所以都采用毡圈式密封。（b）箱盖与箱座结合面的密封在箱盖箱座结合面开回油沟，让渗入结合面的油通过回油流回油池。十一.减速器的附件以及说明一).轴承端盖的设计高速轴端盖: D=44mm(轴承外径)低速轴端盖: D=70mm(轴承外径)二).油标的设计由油标上面的油痕来判断油面的高度是否适合。油标的尺寸：使用M16的螺纹(单位:mm)d1=4d2= 16d3= 6h= 35a= 12b=8c= 5D= 26D1= 22三).排油孔螺栓的设计如下图(单位:mm)d=M161.5 D0=26 L=23 l=12 a=3D=19.6 S=27 D10.95S=25.65 d1=17 H=2四).窥视孔盖板的设计因为减速器的轴向尺寸较大,为了加大窥视孔,以方便检修,把窥视孔做成正方形。如下图：根据减速箱体的尺寸：A=100,A1=139,A2=(A+A1)/2=119,d4=M6-M8B1=76mm,B2=56mm,B=28mm,R=5-10mm, 五).通气器的设计为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大、从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。设计如下图：(尺寸已标在图上)六).起吊装置的设计吊环螺钉装在箱盖上,用来拆卸和吊运箱盖,也可用来吊运轻型减速器.吊环为螺钉为标准件,按起重重量选取. D=14七).定位销设计为确定箱座与箱盖的相互位置。保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销,常用定位销为圆锥销，圆锥销为标准件：材料为35号钢d=2r=6.0a=0.8 八).起盖螺钉设计箱盖、箱座装配时在剖面上所涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装于其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖： d=12mm起盖螺钉材料为35号钢并通过热处理使硬度达到HRC28-38.起盖螺钉的数目为1只。12. 设计小结一).本设计的优缺点及改进意见本减速器采用一级展开式圆柱齿轮优点：箱体的长度可以较小，占用的空间较少。缺点：设计的轴比较细长，刚度较差；高速轴和电动机轴以及低速轴与外部传动轴用联轴器联接时难以配套；中间轴承润滑困难。改进意见：轴在现有基础上加粗，或用高一级材质的钢材来加工，以达到刚度和强度要求，以及和联轴器的配套；在中间轴承的轴承座上开油孔，并用油槽把箱壁上的油引入油孔。二).设计感想 在这次课程设计作业的过程中由于在设计方面我们没有经验，理论基础知识把握得不牢固，在设计中难免会出现这样那样的题目，如：在选择计算标准件的时候可能会出现误差，假如是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够正确；其次，在轴的