一级减速器设计说明书

1、设计题目：带式输送机传动装置设计一、传动方案简图 二、已知条件：1、带式输送机的有关原始数据： 减速器齿轮类型： 直齿圆柱齿轮 ； 输送带工作拉力：F= 2.6 kN； 输送带工作速度：V= 1.2 m/s； 滚筒直径：D= 350 mm.2、滚筒效率：=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作情况：使用期限12年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过5%，载荷有轻微振动；4、工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；7、动力来源：电力，三相交流，电压380

2、220V。三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容1) 运动参数的计算，电动机的选择； 2) V带传动的设计计算；3) 齿轮传动的设计计算； 4) 轴的设计与强度计算；5) 滚动轴承的选择与校核； 6) 键的选择与强度校核；7) 联轴器的选择。3、设计绘图：1）减速器装配图一张（A0或A1图纸）；2）零件工作图2张（低速级齿轮、低速轴，A2或A3图纸）；3）设计计算说明书1份（6000字）；4）减速器三维爆炸图（此项选做）。注：提交CAD图的同学在提交图纸和说明书打印稿的同时必需提交相应电子版文件、手工绘制的装配图草图和手写计算说明书草稿。四、主要参考书目 1李育锡.机械设计课程

3、设计M.北京：高等教育出版社，2008. 2濮良贵.机械设计（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006. 3成大仙.机械设计手册（第5版）M.北京：化学工业出版社，2007.目 录机械设计基础课程设计任务书(1)一、传动方案的拟定及说明( 2)二、电动机的选择.(2)三、V带的设计计算.(3)四、齿轮的设计.(4)五、轴的设计及校核（8）六、轴承的寿命校核.(13)七、键联接的选择及校核计算.(15)八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.(16)九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.(17)十、设计小结(17)十一、(17)设计计算及说明结 果1. 传动方案的拟定及说明 传动方案初

4、步确定为两级减速器（包含带轮减速和一级圆柱齿轮轮廓传动减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即 一般常选用同步转速为1000r/min的电动机作为原动机，传动比约在1315左右，可选用任务书中的传动方式进行设计。2. 电机的选择1、电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列（IP44）三向异步电动机。它为卧式全封闭结构，具有防止灰尘等其他杂物侵入电机内部的特点。2、电动机容量1)、 电机所需功率 2)、 电动机输出功率 传动装置的总效率 式中，为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效

5、率。由参考书【1】表3-1查得：齿轮传动效率为，滑动轴承传动效率为，联轴器传动效率为，V带传动效率。则故3、 电动机额定功率由【1】表17-7选取电动机额定功率4、电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围，则电动机转速可选范围为可见同步转速为1000r/min的电动机均符合。由【1】表17-7选定电动机的型号为Y132M1-6。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩Y132M1-64.0KW960r/min2.02.25、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比（符合620）2)、分配传动比 假设V带传动分配的

6、传动比，则齿轮的传动比三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴，滚筒轴为轴。各轴的转速为（r/min）高速轴的转速 低速轴的转速 滚筒960/3.4轴的转速 2.各轴输入功率为()高速轴的输入功率 低速轴的输入功率 滚筒轴的输入功率 3.各轴输入转矩（Nm）1）、电机轴的转矩 2）、轴的转矩为 3）、轴的转矩为 4）、轴的转矩为 将各数据汇总如下 表1 传动参数的数据表 电机轴轴轴轴功率PkW4.03.843.7263.505转矩T(Nm)39.80129.88543.17510.96转速n(rmin)960282.3565.5165.51

7、传动比i3.44.311效率0.960.970.98 四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数1）、 已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷变动小，所需传递的额定功率p=4.0kW，小带轮转速, 大带轮转速，传动比。2）、设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。3）、确定计算工率由【2】表8-7查得工作情况系数 ，故选择V带的带型根据 由【2】图8-10选用A型。4）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径 。由【2】表8-6和【2】表8-8，取小带轮的基准直径=125mm。(2)、

8、验算带速v。因为5m/sv30m/s，故带速合适。(3)、计算大带轮的基准直径。=i1=mm 根据【2】表8-8，圆整为。5)、确定V带的中心距a和基准直径。(1)、根据式 即 初定中心距(2)、由由【2】表8-2选带的基准长度。(3)、计算实际中心距a。 中心距的变化范围为583mm-710mm。6)、验算小带轮上的包角 4)、计算单根V带的额定功率 。由=125mm和 ，查【2】表8-4a得kW。根据,i1=3.4查【2】表8-4b得。查【2】表8-5得，2表8-2得，于是7)、计算V带的根数z。 取Z=4根。8）、计算单根V带的初拉力的最小值由【2】表8-3得A型带的单位长度质量q=0.

9、kg/m,所以应使带的实际初拉力9）、计算压轴力压轴力的最小值为10） 、带轮结构设计(略)2、 齿轮传动设计1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数(1)、按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。(3)、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度280320HBS,大齿轮材料为45（调质），硬度为250290HBS。二者硬度差为40HBS左右。(4)、选小齿轮齿数，齿轮传动比为i2=4.31，则大齿轮齿数，取。2）、按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即 进行计算。3）、确定公式内的各

10、计算数值(1)、试选载荷系数(2)、计算小齿轮传递的转矩。(3)、由表【2】10-7选取齿宽系数。(4)、由表10-6差得材料的弹性影响系数(5)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。4）、计算应力循环次数。(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数。(2)、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,则5）、计算(1)、试算小齿轮分度圆直径代人中较小的值。(2)、计算圆周速度6）、计算齿宽。7）、计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 齿高比 8）、计算载荷系数。根据，7级精度，由【2】图10-8查得动载系数;直齿轮，。由【2】表10-2

11、查得使用系数。由【2】表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，。由，查【2】图10-13得，故载荷系数9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径10）、计算模数m。11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。12） 、确定公式内的各计算值：(1)、由【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限。(2)、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。13)、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳许用安全系数S=1.4，则14）、计算载荷系数K。15）、查取齿形系数。由【2】表10-5查得 。16）、查取应力校正系数。由【2】表10-5查得 。17）、计算大

12、、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。18）、设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数2.12mm，并就近圆整为标准值为m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 ，取 ，取19)、几何尺寸的计算(1)、计算分度圆直径(2)、计算中心距20） 、计算齿轮宽度 取。 表2 设计后传动参数的数据表 电机轴轴轴轴功率PkW4.03.843.7263.505转矩T(Nm)39.8

13、0129.88541.93509.93转速n(rmin)960282.3565.6665.66传动比i3.44.311效率0.960.970.985、 轴的设计计算 选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1、高速轴的设计 (1)、初步确定轴的最小直径。按公式 初步计算轴的最小直径。轴的材料为45钢，调质处理。根据【2】表15-3，取。则又因为高速轴有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴径，圆整为30mm。(2)、

14、轴上各段直径的初步确定。 A段:d1=32由最小直径算出。 B段：d2=35，根据毡圈油封标准，选择轴径长度35mm。C段：d3=40，与轴承（深沟球轴承6208）配合，取轴承内径40mm。D段：d4=44，设计非定位轴肩高度h=2mm，高速轴内径44.E段：d5=56，设计定位轴肩高度h=6mm。F段：d6=40，与轴承（深沟球轴承6208）配合。(3)、轴上各段所对应的长度。AB段长度为；BC段长度为；CD段长度为；DE段长度为；EF段长度为；FG段长度为。(4)、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。2、低速轴的设计1)、初步确定轴的最小直径。按公

15、式初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取。则又因为低速轴有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴径为，圆整为49mm。低速轴的轮廓图如上所示。2)、轴上各段直径的初步确定。 A段：d1=48mm，与 弹性柱销联轴器配合B段：d2=55mm，设定轴肩高h=3.5mm，根据油封标准选择轴径为55mm。C段：d3=60,与轴承配合。D段：d4=66mm，设定非轴肩高度为3mm。E段：d5=78mm，设定轴肩高为6mm。F段：d6=60mm,与轴承配合。3)、轴上各段所对应的长度。AB段长度为

16、；BC段长度为；CD段长度为；DE段长度为；EF段长度为；FG段长度为；联轴器的计算转矩,查【2】表14-1，取,则4)、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。6、 轴承的选择及计算1、高速轴轴承的选择及计算1）、高速轴的轴承选取深沟球轴承6102型=31.5kn2）、计算轴承的径向载荷 A处轴承径向力 C处轴承径向力 所以在C处轴承易受破坏。3）、轴承的校验(1)、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故,查【2】表13-6得载荷系数。(2)、假设轴承的使用寿命为两年，即预计使用计算寿命轴承应有的基本额定动载荷值 ,其中，则(3)、验算6207轴承

17、的寿命综上所得6207轴承符合设计要求。2、低速轴的轴承选取及计算1）、低速轴的轴承选取深沟球轴承6012型，Cr=31.5kN。2）、计算轴承的径向载荷3）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故,查表【2】13-6得载荷系数。3） 、假设轴承的使用寿命为两年，即预计使用计算寿命轴承应有的基本额定动载荷值 ,其中，则4）、验算6207轴承的寿命综上所得6012轴承符合设计要求。七、键连接的选择及校核1、高速轴的键连接1）、高速轴键的选取查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键，bhL=8740。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【

18、2】表6-2=100120MPa。2）、强度校核故满足设计要求。2、低速轴键的选取1）、查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键，bhL=201256，轴的直径为66mm。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表6-2=100120MPa。2）、强度校核故也符合设计要求八、轴的疲劳强度校核1、高速轴的校核1）、高速轴的受力简化图如下所示 A、C为轴承安装位置的中心，B为小齿轮安装位置的中心，D为大带轮安装的中心位置，其中AC=129.5mm,bc=191.5mm,cd=130mm.。2）、水平方向力的求取水平方向受力简图如下对A点求矩 即 得 由水平方向力平衡得 解得 3)、水平方向的剪力图和弯矩图分别为4）、竖直方向受力简图如下因为AB与BC距离相等，故 5）、剪力图和力矩图为6）、合力矩为7）、转矩为8）、判断危险截面 所以危险截面为B截面，即为齿轮安装的位置，该处轴的直径为44mm,开有A型键槽（10856,t=5），此处的抗弯截面系数为对B截面进行强度校核9、 铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构