单极圆柱齿轮减速器说明书.docx

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1、1、确定传动方案机械传动装置一般由原动机、传动装置、工作机和机架四局部组成。单级圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，依据各传动的特点，带传动安排在高速级，齿轮传动放在低速级。传动装置的布置如以下图 1 所示图 12、选择电动机2.1 选择电动机2.1.1 选择电动机类型和构造形式依据工作要求和条件，选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机，构造形式为卧式封闭构造。2.1.2 确定电动机功率工作机所需的功率按下式计算PF Vw= 100w0hwkWw10式中， FW= 2600N ,VW= 1.4m / s ，带式输送机的效率hW= 0.95 ，代入上式得P= 2600 1.4 = 3.83kW

2、w1000 0.95电动机所需功率按下式计算PP = w oh式中，h 为电动机到滚筒工作轴的传动装置总效率，依据传动特点，由表 2-4差得：V 带传动h带= 0.96 ，一对齿轮传动h齿轮= 0.97 ，一对滚动轴承h轴承= 0.99 ，弹性联轴器h= 0.99 ，因此总效率h=h hh2h，即联轴器带 齿轮轴承 联轴器h=h hh2h= 0.96 0.97 0.992 0.99=0.904带PP = w oh齿轮轴承= 3.830.904联轴器= 4.24kW确定电动机额定功率 Pm,使 Pm=4.24-5.51kW，查表取 Pm=5.5kW2.1.3 确定电动机转速工作机卷筒轴的转速n

3、为w60 1000vn=w= 60 1000 1.4 r / minwp Dp 360取 V 带传动的传动比i带=2-4，一级齿轮减速器i齿轮=3-5，传动装置的总传动比i=6-20，故电动机的转速可取范围为总n= i nm 总 w= (620) 74.27r/ min = 445.62 1485.4r / min符合此转速要求的同步转速有750r / min ，1000r / min 两种，考虑综合因素， 选择同步转速为1000r / min 的 Y 系列电动机 Y132M2-6,其满载转速为nm = 960r / min电动机的参数见表 1型号额定功率/KW满载转速额定转矩最大转矩/rmi

4、n1Y132M2-65.59602.0表 12.2 计算传动装置的总传动比并安排各级传动比2.2.1 传动装置的总传动比为i= n/ n总mw= 960 / 74.27 = 12.932.2.2 安排各级传动比为了符合各种传动形式的工作特点和构造紧凑，必需使各级传动比都在各自的合理范围内，且使各自传动件尺寸协调合理均匀，传动装置总体尺寸紧凑，重量最小，齿轮浸油深度合理本传动装置由带传动和齿轮传动组成，因i= ii，为使减速器局部设计便利，总取齿轮传动比i=4.3 ，则带传动的传动比为齿轮带 齿轮i= i/ i带总齿轮= 12.93/ 4.3=3.012.3 计算传动装置的运动参数和动力参数2.

5、3.1 各轴转速n = nI Mn= n/ i=960 / 3.01 = 318.94r / min带/ i=318.94 / 4.3=74.17r / minII In=n滚筒II齿轮= 74.17r / min2.3.2 各轴功率P = Ph= Ph=4.24 0.96 = 4.07kWI 00 I0 带P= Ph= Phh=4.07 0.97 0.99 = 3.91kWII II III齿轮 轴承P= P h滚筒IIII 滚=P hhII轴承 联轴器=3.91 0.99 0.99=3.83kW2.3.3 各轴转矩4.24T= 9.55 106电动机960= 42180N mmT = T

6、ih= T i h=42180 3.01 0.96=121883N mm10 带I0 I0 带 带T= T ih= T ihh=121883 4.3 0.97 0.99=503290N mmIII I III IIT=T ih滚筒II II 滚筒I 齿轮 齿轮 轴承=T hhII 滚筒II轴承 联轴器=503290 0.99 0.99=493290N mm依据以上计算列出本传动装置的各项参数如下表 2参数电动机轴轴轴号轴滚筒轴转速960318.9474.1774.17m/ ( r𝑚𝑖𝑛1)功率 P/KW4.244.073.913.83转矩T/Nm

7、m42180121883503290493275传动比 i3.014.31效率0.960.960.98表 23 传动零件的设计计算此题高速级承受一般 V 带传动，应依据的减速器参数确定带的型号、根数和长度，确定带传动的中心距，初拉力及张紧装置，确定大小带轮的直径、材料、构造尺寸等内容3.1 一般 V 带传动带传动的计算参数见下表 3工程参数𝑃0/kW 4.24𝑛𝑚 /r𝑚𝑖𝑛1960𝑖0𝐼3.01表 33.1.1 计算功率依据工作条件，取 K=1.2AP = K Pc

8、A 0= 1.2 4.24 = 5.1kW3.1.2 选择 V 带类型由n= 960r / min 、P = 5.1kW ，因处于 A、B 的中间区域，可同时选择 A、mB 两种带型计算，最终依据计算结果来分析选择3.1.3 确定 V 带基准直径A 型带轮取d=100mm ，取滑动率e = 0.02d1d= id(1-e ) = 3.01100(1- 0.02) = 294.98mmd 2d1取d= 280mmd 2B 型带取d=140mm ，取滑动率e = 0.02d1d= id(1-e ) = 3.01140(1- 0.02) = 412.97mmd 2d1取d= 400mmd 23.1.

9、4 验算带速A 型带p dnv =d 1 1= 3.14 100 960 = 5.024m / s60 100060 1000带速在 5-25m/s 范围内，适宜B 型带p dnv =d 1 1= 3.14 140 960 = 7.034m / s60 100060 10003.1.5 确定带的基准长度和实际中心距A 型带取a0B 型带取a0= 500mm= 700mmA 型带计算 V 带基准长度p(d- d)23.14(100+ 280)(280 -100)2L 2a00+ d 2d1+ d) + d 2d1 d 24a0= 2 500 += 1612.8mm 24 500查表取标准值 L=

10、1600mm计算实际中心距L - L1600 -1612.8a a + d0 = 500 += 493.6mm022考虑安装、调整和补偿张紧力的需要，中心距应有肯定的调整范围，调整范围为amin= a - 0.015Ld= 493.6 - 0.0151600 = 469.6mmamax= a + 0.03Ld= 493.6 + 0.031600 = 541.6mmB 型带p(d- d)23.14(140+ 400)(400 -140)2L 2a00+ d 2d1+ d) + d 2d1 d 24a0= 2 700 += 2271.9mm 24 700查表取 L=2240mm计算实际中心距:L

11、- L2240 - 2271.9a a +d0 = 700 += 684.05mm0022安装、调整和补偿张紧力的需要，中心距应有肯定的调整范围，调整范围为aminamax= a - 0.015Ld= a + 0.03Ld= 684.05 - 0.015 2240 = 650.45mm= 684.05 + 0.03 2240 = 751.7mm3.1.6 验算小带轮包角A 型带d280 -100a= 180o - 57.3o 1d 2-dd 1a= 180o - 57.3o 493.6= 159o 120o适宜B 型带d- d400 -140a= 180o - 57.3o d 2d 1 = 1

12、80o - 57.3o = 158o 120o1a684.05适宜3.1.7 确定 V 带根数A 型带PP5.1Z c=C= 5.1P (Pc0+ DP ) KKa0L(0.9576 + 0.1116) 0.947 0.99因大于 5，应取 6 根𝐷𝑑1 /mm𝐷𝑑2 /mm𝐿𝑑 /mma/mm𝛼1z/根B 型带取 Z=3 根计算结果见下表 4v/𝑚 𝑠1A1002805.02416004941596B1404007.03422406841583表 4

13、比较两种计算结果选 B 型带合理3.1.8 计算初拉力PF = 500 c(-1) + Qv2 = 500 (-1) + 0.17 7.0342 = 207.6N2.55.12.50zvKa3 7.0340.9443.1.9 计算对轴的压力1F= 2zF sin a= 2 3 207.6sin 158 N = 1222.7NR223.2 圆柱齿轮设计齿轮传动的参数，见下表 5齿轮相对于轴承为对称布置，单向运转、输送机的工作状况为中等冲击工程𝑃1/KW𝑛 /𝑟 𝑚𝑖𝑛11𝑖参数4.07

14、318.94.3表 5由于该减速器无特别要求，为制造便利，选用价格廉价、货源充分的优质碳素钢，承受软齿面3.2.1 选择齿轮材料及确定许用应力小齿轮 42SiMn 调质，250-280HBW 大齿轮 45 钢正火，170-200HBW接触疲乏极限应力小齿轮s= 720MPaH 1im1大齿轮s= 460MPaH 1im 2弯曲疲乏极限应力小齿轮s H 1im1 = 530MPa大齿轮s= 360MPaH 1im 2安全系数S= 1， S= 1H minF min许用接触应力小齿轮s = 720MPaH1大齿轮s = 460MPaH 2许用弯曲应力小齿轮s = 530MPaF1大齿轮s = 36

15、0MPaF23.2.2 按齿面接触强度设计计算iI II = 4.3 ， T = 121883Nmm 代入公式I3(671KT i 1s)2y11Hd6711.21218834.3+13 ()2 46014.3d= 72.66mm13.2.3 确定齿轮的参数及计算主要尺寸确定齿数对于软齿面闭式传动， 取z = 25z，12= iz1= 4.3 25 = 107.5 ， 取 z2=108 ，i” = z/ z21= 4.32， Di = (i- i” ) / i = (4.3 - 4.32) / 4.3 = -0.5%，适宜确定模数m = d / z11= 72.66 / 25 = 2.91mm

16、，取 m=3mm确定中心距a0初算中心距= (z + z12)m/ 2 = (25 +108) 3/ 2 = 199.5mm ，取 a=199.mm 计算主要几何尺寸分度圆尺寸d = mz11d= mz22= 3 25 = 75mm= 3108 = 324mmi齿顶圆尺寸d= m(za11+ 2)mm = 81mmd= m(z + 2)mm = 330mma 22齿宽b =ydd1= 1 75mm = 75mm取大齿轮齿宽b2= 75mm ，小齿轮齿宽b1= 80mm3.2.4 验算齿根的弯曲疲乏强度查教材图 6-25 得：复合齿系数Y= 4.17 YFS1,FS 2= 3.95,代入上式：s

17、=2KTY 1FS1= 2 1.2 121883 4.17 MPa = 72.28MPa sF1bm2 z175 32 25F1s= sF 2Y FS 2F1 YFS1= 72.28 3.95 MPa = 68.47MPa s4.17F 2s、sF1值分别小于各自许用接触应力，故安全F 23.2.5 验算齿轮的圆周速度np d n=1 1= 3.14 75 318.94m / s = 1.25m / s60 100060 10004、低速轴的构造设计低速轴的参数见表 6工程𝑃1/KW𝑛 /𝑟 𝑚𝑖𝑛

18、11𝑖参数4.07318.94.3表 64.1 轴的构造设计4.1.1 轴上零件的布置对于单级减速器，低速轴上安装一个一个齿轮、一个联轴器，齿轮安装在箱体的中间位置；两个轴承安装在箱体的轴承座孔内，相对于齿轮对称布置；联轴器安装在箱体的外面一侧。为保证齿轮的轴向位置，还应在齿轮和轴承之间加一个套筒。4.1.2 零件的装拆挨次轴上的主要零件是齿轮，齿轮的安装可以从左侧装拆，也可以从右侧装拆。为便利加工选用右侧装拆，齿轮、套筒、轴承、轴承盖、联轴器依次从轴的右端装入，左端的轴承从左端装入。4.1.3 轴的构造设计为便于轴上零件的安装，把轴设计为阶梯轴，后端轴的直径大于前段轴的直径，

19、低速轴的具体设计如下轴段安装联轴器，用键周向固定轴段高于轴段形成轴肩，用来定位联轴器轴段高于轴段，便利安装轴承轴段高于轴段，便利安装齿轮；齿轮在轴段上用键周向固定轴段高于轴段，形成轴承，用来定位齿轮轴段高于轴段形成轴肩轴段直径应和轴段直径一样，以使左右两端轴承型号全都。轴段与轴段的凹凸没有直接影响，只是一般的轴身连接低速轴的构造如以下图 2 所示图 24.2 确定各轴的尺寸4.2.1 各轴段的直径因本减速器为一般常规用减速器，轴的材料五特别要求，应选用 45 钢查教材表 12-2:45 钢的 A=118107代入设计公式3Pnd = A= (118 107) 33.9174.17mm = 44

20、.25 40.12mm考虑该轴段上有一个键槽，故应将轴径增大 5%,即 d=(40.1244.25)x(1+0.05)mm=42.13 44.46mm1轴段的直径确定为d=45mm轴段的直径d2应在d1的根底上加上两倍的定位轴肩高度。这里取定位轴肩高度h12= (0.07 0.1)d1= 4.5mm，即d= d21+ 2h12= 45mm + 2 4.5=54mmd =55mm2考虑该轴段安装密封圈，故直径应符合密封圈的标准，取轴段的直径d 应在d 的根底上增加两倍的非定位轴肩高度，但因该轴段32要安装滚动轴承，在一般状况下应取同一型号，故安装滚动轴承处的直径一样，即d =d = 60mm73

21、轴段上安装齿轮，为安装齿轮便利，取d= 63mm4轴段的直径 d5d= 75mm5= d + 2 h ， h44545是定位轴环的高度，取 h45= 6mm ，即轴段的直径 d 应依据所用的轴承类型及型号查轴承标准取得，查表得6d= 69mm64.3 确定联轴器的型号依据安装联轴器轴段的直径，查表选联轴器型号为 TL7，联轴器安装长度L=84mm因本例题转速较低，最终确定轴承润滑方式为脂润滑，故此处按脂润滑方式确定轴的长度。取轴承距箱体内壁的距离为 10mm依据轴的构造需要，各轴段的长度确定如下：L = 82mm1L = 45mm2L = 49mm3L = 73mm4L= 8mm4L =17m

22、m6L = 24mm7L=L + L总长12+ L + L34+ L + L + L567= 82 + 45 + 49 + 73 + 8 +17 + 24 = 298mm轴段、之间的砂轮越程槽包含在轴段的长度之内低速轴轴承的之间距离l = b2+ (D2+ D ) 2 + B / 2 2 = 75 + 25 2 +11 2 = 147mm34.4 按扭转和弯曲组合进展强度校核4.4.1 绘制轴的计算简图如下图 3图 44.4.2 计算轴上的作用力从动轮的转矩T = 503290N mm2齿轮分度圆直径d =324mm2TF =2 503290= 3107N mm齿轮的圆周力 td324Fr齿轮

23、的径向力= F tana = 3107tan 20 = 1130N mmt4.4.3 计算支反力及弯矩计算垂直平面内的支反力及弯矩求支反力：对称布置，只受一个力，故 FAV= F= FBVr/ 2 = 1130 / 2 = 565N求垂直平面的弯矩IVI-I 截面： M= 565 73.5 = 41527.5N mmIIVII-II 截面： M= 565 38 = 21470N mm计算水平平面内的支反力及弯矩AHa. 求支反力：对称布置，只受一个力，故 F= F= FBHt/ 2 = 3107 / 2 = 1554Nb. 求水平平面的弯矩I HI-I 截面： M= 1554 73.5 = 1

24、14219N mmII HII-II 截面： M= 1554 38 = 59092N mm求各截面的合成弯矩M 2IV+ M 2I H41527.52 + 1142192II-I 截面： M= 121534N mmM 2IIV+ M 2II H214702 + 590522IIII-II 截面： M= 62834N mm计算转矩T = 503290N mm 确定危急截面及校核其强度按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取=0.6。按两个危急截面校核：I-I 截面的应力：s=I e0.1d 31= 13.02MPaM 2 + (aT )211215342 + (0.6 503290)20.1

25、 633sII-II 截面的应力：=II e0.1d 3II= 14.28MPaM 2II+ (aT )2628342 + (0.6 503290)20.1 603s =55MPa。s、s均小于s ，故轴的强度满足要求查表得 -1IeIIe-15、高速轴的构造设计高速轴的设计主要是设计各轴段的直径，为设计俯视图作预备。有些轴段的长度可以依据轴上的零件来确定；有些轴段的长度在确定低速轴处的箱体后，取箱体内壁为始终线就可确定经设计，高速轴可以做成单独的轴而不是齿轮轴。为使零件定位和固定，高速轴也和低速轴一样设计为七段，各轴段直径尺寸为d = 30mm1d= 35mm2d = 40mm3d= 42m

26、m4d = 50mm5d= 47mm6d= 40mm7图 56、键的选择及强度校核6.1 选择键的尺寸低速轴上的段轴和段轴两处各安装一个键，按一般使用状况选择承受A 型一般平键联接，查表选取键的参数，见下表 7段轴d = 45mm1b x h = 14mm x 9mml = 80mm1段轴d= 63mm4b x h = 18mm x 11mml= 70mm2表 7标记为：键 1：GB/T 1096 键14X9X80键 2：GB/T 1096 键18X11X706.2 校核键的强度轴段上安装联轴器，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为稍微冲击，查表s -1 = 50 60MPa1轴段上安装齿轮，齿轮的

27、材料为钢，载荷性质为稍微冲s - = 100 120MPa校核挤压强度：s= 4T= 4 503290 = 62.13MPa轴段 ： p1dhl45 9 80s，计算应力p1 略大于许用应力，因相差不大，可以用已确定的尺寸，不必修改s= 4T= 4 503290= 41.50MPa s 段轴： p2dhl6311 70p所选键连接强度满足要求7、选择轴承及计算轴承寿命7.1 轴承型号的选择高速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为 6208低速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为 62127.2 轴承寿命计算高速轴:高速轴的外端安装有带轮，中间安装有齿轮，要计算轴承的寿命，就要先求出轴承支座的支反力，进

28、一步求出轴承的当量动载荷，然后计算轴承的寿命，画出高速轴的受力图并确定支点之间的距离见图 A-5，带轮安装在轴上的轮毂宽1L = (1.5- 2)d 0 ，d 0 为安装带轮处的轴径，即高速轴的第一段轴径，d0 =d=30mmL=( 1.5-2) 30=4560mm，取第一段轴的长度为 50mm。其次段轴的长度取和低速轴的其次段轴长一样的对应关系，但考虑该轴段上的轴承宽度6208 的 B=18mm，故取该轴段的长为 49mm，带轮中心到轴承 A 支点的距离L3 = 50 / 2 + 49 +18/ 2 = 83mm 。高速轴两轴承之间的支点距离为原低速轴的两只点的距离减去两轴承宽度之差，应为

29、147mm-4mm=143mm，因对称布置，故L =L12=143/2=71.5mm高速轴上齿轮的受力和低速轴的力大小相等，方向相反，即： F= 1130N ,r1F= 3107Nt1R注：高速轴上安装有带轮，带对轴的压力F= 1222.7N 作用在高速轴上，对轴的支反力计算有影响，安装不同，该力对轴的支反力影响不同。在这里有三种状况：本实例具体状况不明，故方向不确定，承受在求出齿轮受力引起的支反力后直接和该压力引起的支反力相加来确定轴承最终的受力因齿轮相对于轴承对称布置，A、B 支座的支反力数值一样，故只计算一边即可。求轴承 A 处支反力：水平平面： F 垂直平面： F= F= FAHBHt

30、1= F= FAVBHr1/ 2 = 3107 / 2 = 1554N/ 2 = 1130 / 2 = 565NF 2+ F 2AHAV15542 + 5652A求合力： F= 1654N考虑带的压力对轴承支反力的影响，因方向不定，以最不利因素考虑：M= 0BF (L + L + L ) - F(L + L ) = 0R321AR21F (L + L + L )1222.7 22623F=R1= 1932.4NARL + L14321轴承受到的最大力为 FA正常使用状况，查表得：C=29.5KN，代入公式：= 1654 +1932.4 = 3586.4NmaxfT = 1, fp = 1.2

31、， e = 3 ，轴承 6208 的根本额定动载荷L= 106 f C 3T=1061 29.53 h = 16830hh160n fP60 318.94 1.2 3.5864 p图 6假设带对轴的压力作用如图 A-5 所示，和𝐹𝑟作用在同一平面，求轴承A 处支反力：水平平面： F= FAHBH= F / 2 = 3107N / 2 = 1554Ntl垂直平面： M= 0BF (L + L + L ) + F L - F(L + L) = 0R321r1AV21F (L + L + L ) + F L21F= R3 AVr1L + L21= 1222.7 226

32、 + 1130 71.5 N = 2497.4N143F 2+ F 2AHAVF=15542 + 2497.42 N = 2941.4NA求轴承 B 处支反力：水平平面： F= FBHAH= 3107N / 2 = 1554N垂直平面： FBV= F + F - FrRAV= 1130N +1222.7N - 2497.4N = -144.7NFBV 还要一种计算方法： MA = 0FF=r BVL - F LR23L + L21= 1130 71.5 -1222.7 83 N = -144.7N143F=-144.7N，说明原假设方向反了，应当方向向上BVF 2+ F 2BHBVF=1554

33、2 +144.72 N = 1560.7NB比较轴承 A 处和轴承 B 处的受力状况，可以看出轴承 A 处的受力较大，轴承寿命以 A 处计算即可，轴承的当量动载荷 P= FA=2941.4N正常使用状况， f= 1， f= 1.2 ，e = 3，查附录B 轴承 6208 的根本额定功率动TP载荷 C=29.5kN 代入公式：T3L= 106( f C ) 1061 29.5=()3 h = 30507hh260nfPP60 318.941.2 2.9414假设带对轴的压力和 1作用在同一平面，求轴承 A 处支反力： 水平平面： M= 0BF (L + L + L ) + F L - F(L +

34、 L) = 0R321r1AH21F (L + L + L ) + F L+F=R321r1AHLL21= 1222.7 226 + 3107 71.5 N = 3485.9N143垂直平面： FAV= 1130N / 2 = 565NF 2+ F 2AHAVF=A106f C=3485.92 + 5652 N = 3531.4N1061 29.5L=( T)3 =()3 h = 17628hh360nf P60 318.941.2 3.5314P低速轴：正常使用状况，查教材表 13-9 和 13-10 得： f= 1， f= 1.2 ， e = 3 ，查附TP录 B：轴承 6212 的根本额

35、定功率动载荷 C=47.8KN，因齿轮相对于轴承为对称布置，轴承的受力一样，可知算一处，计算 A 处，当量载荷F 2+ F 2AHAVP =a 代入公式:=1.552 + 0.5652 kN = 1.65kNT3L= 106( f C ) 1061 47.8=()3 h = 3.16106 hh60nfPP60 74.171.2 1.65从计算结果看，高速轴轴承使用时间短，按最短时间算，假设每天两班制工作，每年按250 天计算，约使用四年，这只是理论计算，实际状况比较简单，应依据使用状况，主要检查，觉察损坏准时更换。低速轴轴承因转速太低，使用时间长，实际应用中会有多种因素，要留意观看，觉察损坏准时更换8、选择轴承润滑与密封方式轴承的润滑方式取决于浸油齿轮的圆周速度，即大齿轮的圆周速度，大齿轮的圆周速度、n = p dan (60 100) = 3.14 330 74.17 / (601000)m/ s = 1.28m/ s 2m/ s应选脂润滑因轴的转速不高，高速轴轴颈的圆周速度为n = p d2n (60 100) = 3.14 35 318.94 / (60 1000)m/ s = 0.58m/ s 5m/ s故高速轴处选用接触式毡圈密封。低速轴轴颈的圆周速度为n = p d2n (60 100)