一级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书.docx
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一级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书
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=Fw×Vw/1000ηw=2600×1.2/（1000×0.94）=3.32kw
2.确定传动装置的效率：
V带传动效率：
ηb=0.96
滚动轴承效率:
ηr=0.995
滑块联轴器效率：
ηc=0.98
8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率:
ηg=0.97
故传动装置总效率为:
η=ηb×ηr²×ηg×ηc=0.96×0.99²×0.98×0.97=0.9
3.选择电动机：
a.电动机的输出功率为：
P0=Pw/ƞ=2.11/0.89=3.69kw
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=6×104×1.2/（3.14×350）=65.48r/min
单级圆柱齿轮的传动比范围为:
iʹg=3~5
V带传动比范围为：
iʹb=2~4
则总传动比为范围为：
iʹ=2×3~4×5=6~20
可见电动机转速的可选范围为：
n′=i′×nw=（6~20）×65.48=392.88~1309.6r/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P
4kw
电动机满载转速nm
960r/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=14.66
Pw=3.32kw
η=0.9
P0=3.69kw
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/min
2.传动比的分配：
由式i=ib·ig,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:
Ⅰ轴：
n1=nm/ib=960/3=320r/min
Ⅱ轴：
n2=n1/ig=320/4.89=65.44r/min
工作轴：
nw=n2=65.44r/min
各轴输入功率的计算：
Ⅰ轴：
P1=P0×ηb=3.69×0.96=3.54kw
Ⅱ轴：
P2=P1×ηr×ηg=3.54×0.995×0.97=3.42kw
工作轴：
Pw=P2×ηr×ηc=3.42×0.995×0.98=3.33kw
3.各轴输入转矩的计算：
Ⅰ轴:
T1=9550P1/n1=9550×3.54/240=105.65N·m
Ⅱ轴：
T2=9550P2/n2=9550×3.42/60=499.10N·m
工作轴：
Tw=9550Pw/nw=9550×3.33/60=485.96N·m
电动机轴输出转矩：
T0=9550P0/nm=9550×3.69/960=36.71N·m
各轴的转速、功率、转矩列入下表：
项目
电动机
轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
工作轴
转速（r/min）
960
320
65.44
65.44
功率（kw）
3.69
3.54
3.42
3.33
转矩（N·m）
36.71
105.65
499.10
485.96
传动比i
3
4.89
1.00
效率η
0.96
0.967
0.975=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/min
1.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=KA·P计算功率：
Pc=KA·P=1.1×3.69=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=i×dd1=300mm,根据《机械设计基础》表3-7基准直径系列选dd2=315mm
取ε=0.015时，则实际传动比i=dd2/dd1（1-ε）=315/[100×（1-0.015）]=3.19
传动比偏差小于5%。
3.验算带速v
v=3.14dd1n1/60×1000=3.14×100×960/（60×1000）=5.03m/s
在5-25m/s范围内
4.确定中心距a和基准带长Ld0
①初选中心距a0
根据0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）得：
291≤a0≤830，故中心距a0=315mm=dd2,符合取值范围。
②计算初定的带长Ld0
Ld0=2a0+3.14/2（dd1+dd2）+（dd1-dd2）²/4a=1318.6mm
③初定带长Ld0=1250mm
查《机械设计基础》表3-2得基准带长Ld=1400mm
④实际中心距a
a=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α1
a1=180°-180o（dd1-dd2）/3.14a=180°-180°（315-100）/355.7×3.14=145.4°>120°
i=14.66
ib=3
ig=4.89
n1=320r/min
n2=65.44r/min
nw=65.44r/min
P1=3.54kw
P2=3.42kw
Pw=3.33kw
T1=105.65N·m
T2=499.10N·m
Tw=485.96N·m
T0=36.71N·m
选用A型普通
V带
dd1=100mm
dd2=315mm
v=5.03m/s（合
格）
a0=315mm
Ld0=1318.6mm
Ld=1400mm
a=355.7mm
α1=145.4°
6.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Δp0=0.11kw;由表3-4查得kα=0.91;表3-2查得kL=0.96
Z>Pc/（P0+Δp0）kαkL=4.06/（0.95+0.11）×0.89×0.93=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/kα-1）/zv+qv2=500×4.06（2.5/0.91-1）/（5×5.03）+0.10×5.03²=143.6N
8.计算作用在轴上的力FQ
FQ=2zF0sin（α1/2）=2×5×143.6×sin（145.4°/2）=1371N
9.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169~217HBS
4）.初定小齿轮的齿数为Z1=30，
则大齿轮齿数Z2=ig×Z1=4×26=144
2.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=9.55×106p1/n1=9.55×106×3.54/320=105646N·mm
（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ψd=1.0
z=5
F0=143.6N
FQ=1371N
Z1=30
Z2=144
TH=105646N·mm
载荷综合系数
K=1.3
ψd=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σHlim1＝720MPa；
大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝460MPa
安全系数SHmin=1
小齿轮：
［σH1］=σHlim1/SHmin=720/1=720MPa
大齿轮：
［σH2］=σHlim2/SHmin=460/1=460Mp
所以[σH]=［σH2］=460Mp
2）.数据代入公式计算:
（1）.得小齿轮分度圆直径：
d1≥70.68mm
（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=Z1×m=30×2.5=75（mm）;
d2=Z2×m=144×2.5=360（mm）
中心距：
a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2×（30+144）=217.5mm
齿轮齿宽:
b=ψd×d1=1×75=75（mm）
取b1=80（mm）、b2=75（mm）
圆周速度：
V=3.14d1n1/（60×1000）=3.14×75×320/（60×1000）=1.26m/s
（4）.校核齿根弯曲强度:
1
校核公式用式
（5-34）σF=2kT1YFS/bm²z1≤[σF]
a.复合齿形系数根据Z1、Z2由图5-30查得YFS1=4.14;YFS2=3.91
b.确定许用弯曲应力[σF]
由图5-31查得σFlim1=530MPa，σFlim2=360MPa
由表5-8查得SFmin=1，由式（5-36）知[σF1]=σFlim1/SFmin=530/1=530MPa
得[σF2]=σFlim2/SFmin=360/1=360MPa
所以［σH］=［σH2］=360MPa
c.式中已知K=1.3;TH=105646（N·mm）；m=2.5mm；b=75mm
d.校核计算：
σF1=2kT1YFS1/bZ1m²=2×1.3×105646×4.14/（75×30×2.5²）=74.65MPa
σF2=σF1YFS2/YFS1=74.65×4.14/3.91=70.50MPa<[σF2]
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=Z1×m
d2=Z2×m
75mm
360mm
模数
m
2.5
中心距
a=m×（Z1+Z2）/2
217.5mm
齿形角
α
20°
齿顶高
ha1=m
ha2=m
2.5mm
2.5mm
齿跟高
hf1=1.5m
hf2=1.5m
3.75mm
3.75mm
齿全高
h=ha+hf
5.625mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha1
da2=d2+2ha2
80mm
365mm
齿根圆直径
df1=d1-2hf1
df2=d2-2hf2
70.5mm
352.5mm
齿宽
b1
b2
80mm
75mm
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=2TH/d1=2×105646/75=2817.22N
径向力：
Fr=Fttanα=2817.22×0.364=1025.47N
在水平面内轴承所受的载荷：
F1H=Fr/2=1025.4/2=512.74N
F2H=Fr-F1H=1025.4-512.74=512.74N
[σH]=460Mp
d1=70.68mm
m=2.5（mm）
小齿轮直径：
d1=75（mm）
大齿轮直径：
d2=360（mm）
a=217.5mm
b1=80（mm）
b2=75（mm）
V=1.26m/s
[σF1]=530MPa
[σF2]=360MPa
σF1<[σF1]
σF2<[σF2]
校核结果：
安
全
Ft=2817.22（N）
Fr=1025.47（N）
F1H=512.74N
F2H=512.74N
在垂直面内轴承所受的载荷：
F1v=Ft/2=2817.22/2=1408.61N
F2v=F1v=1408.61N
所以轴承所受的总载荷为：
F1=1408.61N
F2=1408.61N
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=KP×F1=1.3×1408.61=1831N；
P2=KP×F2=1.3×1408.61=1831N
已知预期寿命为：
Ln=350×3×16=16800h
所以基本额定动载荷为：
C1=1831×10.7=19594N
C2=1831×10.7=19594N
3.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=2T/d2=2×346983.3/312=2224.25（N）
径向力：
Fr=Fttanα=2224.25×tan20°=809.6（N）
在水平面内轴承所受的载荷：
F1H=Fr/2=809.6/2=404.8（N）
F2H=Fr-F1H=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=1408.61N
F2v=1408.61N
F1=1408.61N
F2=1408.61N
P1=1831N；
P2=1831N
C1=19594N
C2=19594N
高速轴选用
6206型深沟
球轴承
Ft=2224.25（N）
Fr=809.6（N）
F1H=404.8（N）
F2H=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=1.2×1183.5=1420.2（N）
P2=1.2×1183.5=1420.2（N）
已知预期寿命为：
Lh=350×3×16=16800h
所以基本额定动载荷为：
C1=C2=1420.2×3.22=4573.044（N）
3.初步确定轴的最小直径
d1=90×0.33=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:
σB=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=2T3/d4=2×105646/78=2817（N）
Fr=Fttanα=2817×tan20°=1025（N）
（2）.计算轴承反力：
在水平面内轴承所受的载荷：
F1H=Fr/2=1025/2=512.5N
F2H=Fr-F1H=1025-512.5=512.5N
在垂直面内轴承所受的载荷：
F1v=Ft/2=2817/2=1408.5N
F2v=F1v=1408.5N
所以轴承所受的总载荷为：
F1=1408.5N
F2=1408.5N
（3）.计算弯矩。
在水平面内：
截面b:
MbH1=64F1H1=64×423.35=27094.4N·mm
MbH2=MbH1=27094.4N·mm
在垂直面内：
截面b:
Mbv=64F1v=64×1163.15=74441.6N·mm
合成弯矩：
Mb1=Mb2=79219.05N·mm
（4）.计算扭矩。
已知，T1=90725N·mm
（5）.计算当量弯矩。
由σB=590MPa，查表12-3得[σ0]b=95MPa，
[σ-1]b=55MPa，得α=0.58,αT1=0.58×90725=52620.5N·mm
对于截面a和I，Mae=αT1=52620.5N·mm
（6）.校核轴的强度：
分别计算轴截面a处的直径
da=21.33mmdb=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:
σB=590MPa
2）.按弯矩合成进行轴的强度校核：
（1）.计算轴的受力：
Ft=2T3/d4=2×346983.3/312=2224.25（N）
Fr=Fttanα=2224.25×tan20°=809.6（N）
.计算轴承反力：
在水平面内轴承所受的载荷：
F1H=Fr/2=809.6/2=404.8（N）
F2H=Fr-F1H=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=64×404.8=25907.2（N·mm）
在垂直面内
截面b:
Mbv=64F1v=64×1112.12=71175.7（N·mm）
合成弯矩：
Mb1=Mb2=75744.1N·mm
（4）.计算扭矩。
已知，T2=346983.3N·mm
（5）.计算当量弯矩。
由σB=590MPa，查表得[σ0]b=95MPa，
[σ-1]b=55MPa，得α=0.58,αT2=0.58×346983.3=201250.3N·mm
Mʹbe=215032.2N·mm，Mʹʹbe=Mb2=75744.1N.mm
对于截面a和I
Mae=aT2=201250.3N.mm
（6）.校核轴的强度：
分别计算轴截面a、b处的直径:
da=33.20mm
db=35
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