一级圆柱齿轮减速器说明书.doc

分析确定方案通常原动机的转速与工作机的输出转速相差较大，在他们之间常采用多级传动来减速。齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动。在该装置中无特殊要求可以采用直齿圆柱齿轮。带传动具有传动平稳吸振等特点，且能起过载保护的作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。已知数据：滚筒圆周力F=1500N，滚筒带速V=1.5m/s，滚筒直径D=280mm，滚筒长度L=400mm。一、电动机的选择计算1选择电动机的转速(1)计算卷筒轴的转速: n=60v/D=6010001.5/3.14280(2) 选择电动机的转速工作机的有效功率Pw=FV=15001.5传动装置总效率a=卷联3轴承齿带查机械设计手册弹性联轴器效率:联=0.99轴承=0.98齿轮=0.97链=0.92卷=0.96a=0.960.990.970.920.983所需电动机的输出功率:Pd=Pw/a=2.25/0.80选取电动机的额定功率:Pm=1.2Pd =3.375由设计指导书中表1取链传动的传动比i0=23.5,一级圆柱齿轮减速器传动的合理范围为i=36,电动机转速的可选范围为nd=ian=（621）102.362选择电动机型号额定功率(kw)满 载 时起动电流满载电流起动转矩满载转矩最大转矩满载转矩转 速(r/min)电 流(380v)(A)效率(%)功率因数49607.283.00.766.52.02.2根据工作条件并考虑电动机和传动装置的尺寸,重量和减速器的传动比,选用型号为Y132M1-6的Y2系列封闭式三相异步电动机。其主要性能如下表二、传动装置的运动与动力参数的选择计算1. 分配传动比1) 总传动比ia=nm/ n=960/102.36nm电动机满载转速2) 各级传动比:根据总传动比（ia=9.38）及设计指导书,选定各级传动比如下:2. 链传动比i2=2.65,则减速机传动比为i= ia/ i1=9.38/2.65n=102.36r/minPw=2.25KWa=0.80Pd=2.8KWnd=614.162149.56r/minia=9.38i0=2.65i=3.542各轴的转速:设传动装置各轴由高速到低速依次为轴（输入轴）轴（输出轴）轴（滚筒轴）,以及:i0.i为相邻两轴间的传动比,011223为相邻两轴间的传动效率P P P为各轴的输入功率(KW) T T T为各轴的输入转矩(NM) n n n为各轴的转速(r/min)n=nm/ i0=960/1n= n/ i=960/3.54n=n/i23=271.2/2.653各轴的功率：P=Pm轴承齿=2.80.99P= P轴承齿=2.7720.980.97P= P链滚=2.640.920.994各轴的转矩：Td=9550(Pm/nm)=95502.8/960T=Tdi0带=27.8510.99T= Ti12=27.563.540.980.97T= T23=92.82.650.920.99现将运动和动力参数计算结果汇总列表如下:轴名功率P(kw)转矩T(Nm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴2.827.85960轴2.7727.5696010.99轴2.6492.8271.23.540.96轴2.4224102.332.650.91三 传动零件的设计计算滚子一链传动设计计算根据i=Z3/Z2=2.65,取Z2=25，则Z3=i23 z2=25*2.65=66.25,取Z3=66确定链节距 P= P =2.77Kw，查得工矿系数KA=1.0，小链轮齿数KZ=0.74，多排链系数KP=1.75，代入上式得 =1.17Kwn=960r/minn=271.2r/minn=102.33r/minP=2.772KWP=2.64KWP=2.40KWTd=27.85NmT=27.56NmT=92.8NmT=224.00NmZ2=25Z3=66链节号08A（双排）P=12.7mm 根据1.17Kw，及n=271.2r/min，选定链轮型号为08A，节距为12.7mm，验算链速 =1.43m/s 15m/s链速适宜计算链节数与实际中心距初定为40p链节数=126取链节为126节实际中心距=504.35计算对轴的作用力取Kq=1.25，=2421.2N计算链轮的主要几何尺寸分度圆直径 （二）齿轮的选择1、选择齿轮材料与热处理方式(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=26 ，u=3.54 Z2=Z1u=263.54=92.04 取a=0.3，则d=0.5（i+1）=0.65(3)、按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1 确定各参数值 载荷系数 查表6-6 取K=1.2 小齿轮名义转矩T1=9.55106P/n1=9.551062.77/271.2 =0.097105 Nmm 材料弹性影响系数 由表6-7 ZE=189.8 区域系数 ZH=2.5 重合度系数t=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/90）=1.69 Z= 许用应力 查图6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 则 取两式计算中的较小值，即H=560Mpa于是 d1 = =41.27 mm(4)确定模数 m=d1/Z141.27/20=2.02 取标准模数值 m=2(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 校核式中 小轮分度圆直径d1=mZ=226=52mm齿轮啮合宽度b=dd1 =1.052=52mm复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95重合度系数Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0.6938许用应力 查图6-22（a） Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 则 计算大小齿轮的并进行比较 取较大值代入公式进行计算 则有=63.26N0，N03*106）YN21（N2N0，N03*106）弯曲疲劳的最小安全系数，按一般可靠性要求计算得弯曲疲劳许用应力为490/1*1460/1*13） 校核计算 2*1.2*57696.7*4.35/55*2.5*50 87.62 Mpa 2*1.2*57696.7*3.92/50*2.5*50 86.85 Mpa故弯曲疲劳强度足够四、轴的结构设计:1.减速器高速轴(输入轴)的设计:（1）选择轴的材料轴的材料为45号钢，调质处理（2）按扭矩初步估算轴端直径按公式 其中=110160，取=160= 电动机轴伸直径38mm，高速轴轴轴伸直径2030mm，高速轴轴伸直径初步确定为d=30mm，该轴设计为直齿齿轮轴，考虑到强度要求，选用深沟球轴承。根据轴端尺寸，初选深沟球轴承6308a.轴的径向（轴径）尺寸的确定根据定位方式和轴承的大概安装位置等初选d1=32mm,d2=35mm,d3=d4=40mm,齿轮轴的分度圆直径d=60mm 。b.轴的轴向尺寸的确定各轴段如图6-1所示 ，根据各轴段上安装的零件宽度等结构确定各段长分别为：d1段60mm,d2段48mm,d3、d4段均28mm,轴环均8mm 23mmD1=32mmD2=35mmD3=40mmD4=40mm 减速器低速轴(输出轴)的设计1、初算最小直径: dminc=110160=23.4834.1mm2、初定轴结构，初选链轮和键和深沟球滚动轴承1）第一段:轴径d1: d1=d30mm轴长L1=50mm2) 第二段:轴径d2:取d2=35mm轴长L2:取L2=35mm3）第三段: 轴径d3:根据滚动轴承的安装尺寸取d3=40mm轴长L3:取L3=30mm选用6308轴承4）第四段:轴径d4:取d4=48mm轴长L4:取L4=50mm键: 选圆头普通平键14936(GB109679) 5）第五段:轴径d5:取d5=55mm轴长L5:取L5=10mm6）第六段:轴径d6:取d6=50mm轴长L6:取L6=40mm7）第七段:轴径d7:取d7= d3=40mm轴长L7:取L7=30mm选用6308轴承轴总长L: L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7=50+36+30+50+10+40+30=246mmd30mmd1=30mmL1=50mmd2=35mmL2=35mmd3=40mmL3=30mm6308轴承d4=48mmL4=50mmd5=55mmL5=10mmd6=50mmL6=40mmd7=40mmL7=30mm滚动轴承:选6308轴承L=246mm3、校核低速轴的强度(轴)许用弯曲应力法1）计算齿轮受力转矩T:T=222.7Nm=2.227105 Nmm圆周力Ft: Ft=2T/d=（22.227105）/48=9279.17N径向力Fr: Fr=Fttg=9279.17tg20=3377.34N轴受力图:2)计算轴支反力:水平面支反力:Raxy= Rbxy =（1/2）Ft=（1/2）9279.17=4639.59N水平面受力图:垂直面支反力Raxz=FrBC/AB=3377.3466/132=1688.67NRbxz= FtRaxz=3377.341688.67=1688.67NT=2.227.105NmmFt=9279.17NFr=3377.34NRaxy=4639.59NRbxy=4639.59NRaxz=1688.67NRbxz=1688.67 N垂直面受力图:3)计算弯矩:水平面弯矩MCH= RaxyAC=4639.59*66=306212.94 Nmm水平面弯矩图;垂直面弯矩MCV= RaxzAC=1688.67*66=111452.22 NmmMCH=306212.94 NmmMCV=111452.22 Nmm垂直面弯矩图;合成弯矩MC=325864.94 Nmm合成弯矩图4)轴的扭矩T=222.7Nm=2.227105 Nmm轴的扭矩图:MC=325864.94 NmmT=222700Nmm 5)确定许用应力:因初选轴的材料为45#调质 查表13-1得B=650Mpa s=360M查表13-6得:+1bb=215Mpa,0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa=-1bb/0bb=0.596）当量弯矩MC=351357.48 Nmm当量弯矩图7)校核轴径:校核C截面直径dC=38.83mm考虑该截面上键槽的影响，直径增加3dC=1.0338.83=40mm结构设计确定的直径为48mm，强度足够五、滚动轴承的选择与寿命验算根据条件，轴承预计寿命Lh53658=14600小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=628.20N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查表11-5，选择6308轴承 Cr=29.5KN由式11-3有预期寿命足够。此轴承合格。=0.59MC=351357.48 Nmm深沟球轴承6308 2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1369.61N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查表11-5，选择6308轴承 Cr=43.2KN由式11-3有预期寿命足够此轴承合格 六、键联接的选择和验算1、链轮与低速轴轴伸的键联接采用半圆头普通平键(GB109679)bh=108因链轮宽为60mm 故取键长L=60mm。已知:d=25mm h=7mm L=Lb=257=18mm，T=57.7Nm。则:p=4T/dhL=(457.7103)/(25725)=52.75Mpap=125 Mpa2、大齿轮与低速轴的键联接采用圆头普通平键(GB109679)bh=149,因齿轮与低速轴配合处轴长50mm，故取键长L=36mm。已知:d=48mm h=9mm L=Lb=369=27mm，T=222.7Nm。则:p=4T/dhL=(4222.7103)/(48927)=76.37Mpap=125 Mpa3、联轴器与高速轴轴伸的键联接采用圆头普通平键(GB109679)bh=108, 因联轴器长82mm，故取键长L=70mm。已知:d=35mm h=8mm L=Lb/2=708=62mm T=216Nm。则: p=4T/dhL=(4216103)/(35862)=49.78Mpap=125 Mpa键C825(GB109679)该键联接强度足够键A1436(GB109679)该键联接强度足够键C14100(GB109679)该键联接强度足够 七、联轴器的选择高速轴与电机轴之间的联接根据工作情况的要求选用柱销联轴器考虑转矩T=216Nm转速n=117.5r/min，低速轴轴伸直径d=35,查机械设计手册选定ZL3型其最大许用转矩Tpmax=630Nm，许用最高转速nmax=4000r/min,轴孔直径范围d(Y)=3038mm,孔长LI=82mm,LII=60mm满足联接要求，标记为联轴器ZL3 GB/T501585ZL3 GB/T501585 八、润滑与密封1由于减速器传动件的圆周速度v12m/s,故采用油池润滑(浸油润滑),因此机体内需有足够的润滑油;同时为了避免油搅动时沉渣泛起,齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm,浸油深度决定后即可定出所需油量,并按传递功率进行验算以保证散热所需油量V=27.9(0.350.7)=5.5311.06dm350润滑油的牌号为50号工业齿轮油.2 根据该减速机的载荷及转速值，决定轴承采用脂润滑，油脂牌号为1#锂基脂。3为了保证机盖与机座联接处密封,联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精细,其表面粗糙度应不大于6.3,为了提高密封性可在机座凸缘上面铣出回油沟,使渗入凸缘联接缝隙面上的油重新流回机体内部.此外凸缘联接螺栓的间距不宜太大，一般取150170mm之间并尽量均匀布置以保证剖面处的密封性,轴头的密封采用凸缘式端盖毡封油圈密封.