一级减速器(开式齿轮传动)

1一级圆柱齿轮减速器设计说明书一、传动方案拟定…………….………………………………3二、电动机的选择…………………………………………….4三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…….6四、传动装置的运动和动力设计……………………………..7五、齿轮传动的设计…………………………………………..15六、传动轴的设计………………………….…………………..18七、箱体的设计………..…………………….………………….27八、键连接的设计………………………………………………29九、滚动轴承的设计……………………………………………31十、润滑和密封的设计………………………………………32十一、联轴器的设计……………………………………………33十二、设计小结……………………………………………….....332计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器１、工作条件：输送带常温下连续工作，空载起动，工作载荷平稳，使用期限5年，两班制工作，输送带速度容许误差为±5%，环境清洁。２、原始数据：输送带有效拉力F=6500N；带速V=0.8m/s；滚筒直径D=335mm；方案拟定：采用开始齿轮传动与减速齿轮的组合，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。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，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。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=η１×η２×η２×η３×η４×η5式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为开式齿轮传动、轴承、圆柱齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。取η１=0.98（开式齿轮传动），η２＝0.98，η３＝0.98,η４＝0.99（弹性联轴器），η5=0.96(卷筒)。则：η总=0.98×0.98×0.98×0.98×0.99×0.97=0.886所以：电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总4=(6500×0.8)/(1000×0.886)=5.87(KW)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒＝60×1000·V/（π·D）=(60×1000×0.8)/（335·π）=45.63（r/min）根据《机械设计基础课程设计指导书》上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’=3～６，取开式齿轮传动比I1’=２～４。则总传动比理论范围为：Ia’＝６～２４。故电动机转速的可选范围为:Nd’=Ｉa’×n卷筒=(6～24)×45.63=274～1095(r/min)则符合这一范围的转速有：720、1000r/min)，根据容量和转速，由指导书附表9-1查出两种适用的电动机型号（制表如下）:方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量kg传动装置传动比同步转速满载转速总传动比开式齿轮传动减速器1Y160L-8-7.575072014015.7743.92Y160M-67.5100097011621.245.3综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格5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×GD160605×382.5×315254×2101542×11012×45三、确定传动装置的总传动比和分配各级传动比：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：Ia=nm/n=nm/n卷筒=720/45.63=15.77以及带传动、减速器传动比，我们选择第一种方案。此选定电动机型号为Y160L-8，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸：62、分配各级传动装置传动比：总传动比等于各级传动比的乘积，Ia=i0×i1（式中i0、i1分别为带传动和减速器的传动比）为使带传动的尺寸不至过大，满足齿轮传动的传动比大于带传动的传动比要求，取i0=4（普通开式齿轮i0=2～4），因为:Ia=i0×i1所以:i1＝Ia／i0＝15.77/4＝3.94四、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，其中：i0,i1为相邻两轴间的传动比；η01，η12为相邻两轴的传递效率；PⅠ，PⅡ为各轴的输入功率（KW）；P’Ⅰ，P’Ⅱ为各轴的输出功率（KW）；TⅠ，TⅡ为各轴的输入转矩（N·m）；T’Ⅰ，T’Ⅱ为各轴的输出转矩（N·m）；nⅠ,nⅡ为各轴的转速（r/min）。7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=nm=720（r/min）Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i1=720/3.94=182.7(r/min)卷筒轴：nⅢ=nⅡ/i2=182.7/4=45.63(r/min)（2）计算各轴的功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=5.87×0.98=5.75（KW）Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=5.75×0.98×0.98=5.52（KW）卷筒轴:PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η3·η4=5.52×0.98×0.99×0.98=5.25（KW）计算各轴的输入转矩：因为电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm=9550×5.87/720由《机械零件》表1得到：η1=0.98η2=0.98η3=0.98η4=0.998=77.8（N·m）Ⅰ轴：TⅠ=Td·η01=Td·η1=77.8×0.98×0.98=74.7（N·m）Ⅱ轴：TⅡ=TⅠ·i1·η12=TⅠ·i1·η2·η3=74.7×3.94×0.98×0.98×0.98=277（N·m）卷筒轴：TⅢ=TⅡ·η23=TⅡ·η3·η4=277×4×0.98×0.98×0.98×0.98=1022（N·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：所以：P’Ⅰ=PⅠ×η=5.75×0.98=5.63（KW）P’Ⅱ=PⅡ×η=5.52×0.98=5.4（KW）P’Ⅲ=PⅢ×η=5.25×0.98×0.99=5.09(KW)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：所以：T’Ⅰ=TⅠ×η=74.7×0.98=73.2（N·m）T’Ⅱ=TⅡ×η=277×0.98=271.4(N·m)i0为带传动传动比i1为减速器传动比滚动轴承的效率η在本设计中取0.98。9T’Ⅲ=TⅢ×η=1022×0.98×0.99=991.5(N·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5.8777.87203.940.98Ⅰ轴5.755.6374.773.27201.000.96Ⅱ轴5.525.4277271.4182.74.000.97卷筒轴5.255.091022991.545.6310五、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=3.94Z2=Z1·u=20×3.94=78.85取ψa=0.3，则ψd=0.3·（i+1）·=1.48（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《机械零件》表6-6取K=1.0○2小齿轮名义转矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.75/720=0.747×105N·mm○3材料弹性影响系数由《机械零件》表6-7ZE=189.8MPa11○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+1/79）=1.68Zε=441.680.8833εt○6许用应力查《机械零件》图6-21（a）MPaH4601lim］［σMPaH3202lim］［σ查表6-8按一般可靠要求取SH=1.25则MPaSHHH3681lim1σ］［σMPaSHHH2562lim2σ］［σ取两式计算中的较小值，即［σH］=256Mpa于是d1≥21123］［σΨεHHEZZZuudkT=2521.10.747103.941189.82.50.8831.483.94256=72.2mm(4)确定模数m=d1/Z1≥72.2/20=3.6取标准模数值m=3.5(5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算］［σσεFFSFYYmbdKT112校核12式中○1小轮分度圆直径d1=m·Z=3.5×20=70mm○2齿轮啮合宽度b=Ψd·d1=1.48×70=103.6mm○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+0.75/1.72=0.686○5许用应力《机械零件》查图6-22（a）σFlim1=460MPaσFlim2=320Mpa查表6-8，取SF=1.25则aFFFMPS36825.14601lim1σ］［σaFFFMPS25625.13202lim2σ］［σ○6计算大小齿轮的FFSYσ并进行比较012.036838.411］［σFFSY0154.025695.322］［σFFSY11］［σFFSY22］［σFFSY取较大值代入公式进行计算则有εσ51221221.10.746103.950.686103703.5FFSKTYYbdm=54.6［σF］2故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6）几何尺寸计算13(1)分度圆直径d1d1=mn*z1/cos(β)=3.5*20/0.984401=71.11mm(2)分度圆直径d2d2=mn*z2/cos(β)=3.5*79/0.984401=280.88mm(3)齿顶高ha1ha1=han'*mn=1*3.5=3.5mm(4)齿顶高ha2ha2=han'*mn=1*3.5=3.5mm(5)齿根高hf1hf1=(han'+cn')*mn=(1+0.2)*3.5=4.2mm(6)齿根高hf2hf2=(han'+cn')*mn=(1+0.2)*3.5=4.2mm(7)齿高h1h1=ha1+hf1=3.5+4.2=7.7mm(8)齿高h2h2=ha2+hf2=3.5+4.2=7.7mm(9)齿顶圆直径da1da1=d1+2*ha1=71.1092+2*3.5=78.11mm(10)齿顶圆直径da2da2=d2+2*ha2=280.881+2*3.5=287.88mm(11)齿根圆直径df1df1=d1-2*hf1=71.1092-2*4.2=62.71mm14(12)齿根圆直径df2df2=d2-2*hf2=280.881-2*4.2=272.48mm端面齿形角αt=atan(tan(αn)/cos(β))=atan(0.369738/0.984401)=20.29°(13)中心距a=mn*(z1+z2)/2/cos(β)=3.5*(99)/2/0.984401=176mm(14)基圆直径db1db1=d1*cos(αt)=71.1092*0.937942=66.7mm(15)基圆直径db2db2=d2*cos(αt)=280.881*0.937942=263.45mm(16)齿顶圆压力角αat1=arcos(db1/da1)=arcos(66.6963/78.1092)=31.36°(17)齿顶圆压力角αat2=arcos(db2/da2)=arcos(263.45/287.881)=23