单极减速器课程设计说明书

1、 目录一、设计任务书2二、传动方案的拟定2三、选择电动机3四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比4五、传动装置的运动和动力参数5六、v带传动设计5七、齿轮传动设计7八、高速轴轴承的设计8九、高速轴直径和长度设计10十、高速轴的校核11十一、低速轴承的设计13十二、低速轴直径和长度设计14十三、低速轴的校核15十四、键的设计17十五、箱体的结构设计18十六、减速器附件的设计20十七、润滑与密封22十八、课程设计总结23十九、参考文献23一、设计任务书运输带工作拉力（f/n）运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）12501.50240工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10年

2、，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%。二、拟定传动方案为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速nw ，即一般常选用转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总在传动比约为8.1或12，根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。如图2-12所示的四种方案可作为其中的一部分，这些方案的主要优缺点：方案b不宜在长时间连续工作，且成本高；方案d制造成本较高。根据该带式传送机的工作条件，可在a和c两个方案中选择。现选用结构较简单、制造成本较低的方案a。据此拟定传动方案如

3、图： 传动装置拟定方案23三、选择电动机1、电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的y（ip44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2、电动机容量（1）工作机所需功率（2）电动机输出功率传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表2-42查得：v带传动 =0.95；滚动轴承 =0.99；圆柱齿轮传动 =0.97；弹性连轴器 =0.99；卷筒轴滑动轴承 =0.98,则总效率 故（3）电动机额定功率依据表20-12选取电动机额定功率3、电动机的转速为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-12查得v带传动常用比为范围单级圆柱齿

4、轮传动则电动机转速可选范围为初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较如下表：结果：方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比总传动比v带传动比单级减速器同步满载1y100l2-43150014203812.734.232y112m-631000940457.92.53.4由表中数据可知两个方案均可行，但方案2传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，采用方案2，选定电动机型号为y112m-6。4、y112m-6电动机的数据和外形，安装尺寸如下表。型号额定功率（kw）转速（r/min）质量（kg）同步满载y112m-

5、622100094045尺寸habcdeffggkabadachdaahal11219014070286087824122451901152655015400四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比1、传动装置总传动比：结果：i=7.92、分配各级传动比：取v带传动比i1=2.5。则单级圆柱齿轮减速器的传动比为所得i2 符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。五、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速按电动机额定功率为0轴，减速器高速轴为一轴，低速轴为2轴，各轴转速为各轴输入功率按电动机额定功率ped计算各轴输入功率，即p0=ped=2.2kwp1=p01=2.20.952

6、.09kwp2=p123=2.880.992、各轴转矩六、v带传动设计1、计算功率2、选普通v带型号根据由1图13-15查出此坐标点位于a型与z型交界处，现暂按选用a型计算。3、求大、小带轮基准直径。结果：由1表13-7，取由1式13-9得由表13-7取4、验算带速v带速在525m/s范围内，合适。5、求v带基准长度和中心距a初步选取中心距取，符合。由1式13-2得带长查1表13-2，对a型带选用在由1式13-16计算中心矩6、验算小带轮包角由1式13-1得合适7、求v带根数z由1式13-15得令查1表13-3得由1式13-9得传送比结果：查1表13-4得 由查1表13-5 得查1表13-2得

7、，由此可得取2根。8、求作用在带轮上的压力查1表13-1得q=0.10kg/m,故由1式13-17得单根v带的初拉力作用在轴上的压力七、齿轮传动设计1、选择材料、精度及参数小齿轮：45钢，调质，hb=220 （1表11-1）大齿轮：45钢，正火，hb=190 （1表11-1）先采用9级精度因（1图11-7c），（1表11-4），故因（1图11-10c）,(1表11-4）。故2、按齿面接触强度设计设齿轮按九级精度制造。取载荷系数k=1.2，齿宽系数有上式知小齿轮的转矩，按式1（11-5）计算中心距（已结果：9级精度知）齿数，则故实际传动比i=84/28.2模数按1表4-1取m=2.5mm.确定中

8、心矩 齿宽 取则齿轮直径可得 3、验算齿轮弯曲强度齿形系数 （1图11-9）按1式11-8验算齿轮弯曲强度4、齿轮的圆周速度八、高速轴轴承的设计（轴从右至左依次为1，2，3，4，5，6，7）带轮作用在轴上的力高速轴的齿轮直径为扭矩则作用于齿轮上的圆周力：结果：径向力：法向力： 由已知条件知道工作时间为8年，且每天两班制工作，则大概总的各种时间为考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为向心轴承只承受径向载荷时由式16-31知基本额定动载荷查表16-9，16-101得轴承的外形如图：结果：从表15-32中选深沟球轴承轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）额定动载荷cr（kn）额定静载荷cor(

9、kn)原标准新标准ddbd1mind2maxramax10660063055133649110.26.88九、高速轴直径和长度设计轴承的内径为30mm，d3=30mm最细的轴径由14-21 查表14-21c=118取标准化（表11-22）轴1与轴2相接处有定位轴肩则轴3与周4 处有套筒定位高速齿轮宽为60mm,取其长度由v带轮的结构知先初定 的长度要大于轴和套筒的总合：结果：确定 的长度：表3-12地脚螺钉直径箱盖、箱座连接螺栓直径则计算后估计十、高速轴的校核轴的跨度（1）求垂直面的支承反力（2）求水平面的支撑反力结果：（3）f在支点产生的反力外力f作用方向与带的布置有关，在未有具体确定前，按

10、最不利的情况考虑。（4）绘垂直面弯矩图（5）绘水平弯矩图（6）f力产生的弯矩危险截面f力产生的弯矩（7）求合成弯矩：考虑最不利情况，把与直接相加。轴传递的转矩t=53.1(8)求危险截面的当量弯矩可知齿轮的中间为危险面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取其中折合系数（9）计算危险截面处的轴直径。材料为45钢，调质表14-11，表14-31查得则结果：考虑到键槽对轴的削弱，将d加大4%，故设计中取得直径大于此值，所以设计中的数值符合。十一、低速轴承的设计带轮作用在轴上的力高速轴的齿轮直径为 扭矩则作用于齿轮上的圆周力：径向力：法向力：由条件知道工作时间为8年，且每天两班制工作，则大概总的各种时

11、间为考虑到最不利的情况，单个轴承的所受的径向力为向心轴承只承受径向载荷时由式16-31得知基本额定动载荷查表16-9，16-101得低速深沟球轴承的外型尺寸如图所示：结果：从表15-32中选深沟球轴承轴承型号外型尺寸（mm）安装尺寸（mm）额定动载荷额定静载荷原标准新标准ddbd1mind2maxramax104600420421225370.67.224.45十二、低速轴直径和长度设计轴承的内径为35mm，则最细的轴径由14-21查表14-21c=118取标准化（表11-22） 轴1与轴2相接处有定位轴肩则轴3与轴4处有套筒定位高速齿轮宽为56mm，取其长度 结果：由v带轮的结构知先初定 的

12、长度要大于轴和套筒的总合：确定的长度：表3-12地脚螺钉直径 箱盖、箱座连接螺栓直径则计算后估计 十三、低速轴的校核（轴从右至左依次为1，2，3，4，5，6，7）轴的跨度 结果：（1） 求垂直面的支持反力（2） 求水平面的支持反力 （3） f在支点产生的反力 外力f作用方向与带的布置有关，在未具体确定前，按最不利的情况考虑。（4） 绘垂直面弯矩图 （5） 绘制水平弯矩图 （6） f力产生的弯矩 危险面上f力产生的弯矩： （7） 求合成弯矩图考虑最不利的情况，把与直接相加。+轴传递的转矩t=165（8） 求危险截面的当量弯矩可知齿轮的中间为危险面面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取其中折合系

13、数结果: （9） 计算危险截面处的轴直径，材料为45钢，调制表14-11，表14-31查得 则 考虑到键槽对轴的削弱，将加大%，故设计中取的直径大于次值，所以设计中的数值符合。十四、键的设计在高、低速轴的1，4段都需要连接选用a型的圆头键轴键键槽公公宽度b深度半径公极限偏差轴毂轴h9毂d10轴n9毂js9 公称尺寸公称尺寸minmax>22308*78+0.0360+0.098-0.0400-0.036±0.0184.03.30.160.25>303810*810+0.0360+0.098+0.0400-0.036±0.0185.03.30.250.4>3

14、84412*812+0.0430+0.120+0.0500-0.043-0.018-0.0615.03.30.250.4键的外型图和键槽的安装图：结果：d=29mm（1）高速轴轴1段键的长度：l=32mm轴4段键的长度：l=56mm平键连接的挤压条件：由已知条件知有轻微冲击，则。高速轴的的验证结果均满足条件的要求。（2）低速轴轴1段键的长度：l=40mm轴4段键的长度：l=50mm低速轴的的验证结果均满足条件的要求。十五、箱体的结构设计（1）箱座高度齿高为：则齿轮浸油深度符合条件齿轮浸油深度大于10mm的要求。总的油深 箱体内储油宽度大约为57+20*2=97mm箱体内储油长度大约为结果：则储

15、藏的油量单级减速器每传递1kw的功率所需的油量：符合要求（2）箱体的刚度设计（表3-12）1、箱座的壁厚 按要求墙壁厚至少取8mm。箱座的壁厚为9mm.2、箱盖壁厚箱盖的厚度至少为8mm。取其壁厚为8mm.3、箱体凸缘厚度 箱座 箱盖 箱底座 4、加强肋厚箱座 箱盖 5、地脚螺钉直径6、地脚螺钉数目因为时，n=4取4颗螺钉7、轴承旁边连接螺栓直径8、箱盖、箱座连接螺栓直径9、轴承盖螺钉直径和数目（表9-92）结果：所选的轴承外径为55mm45<55<65mm所以 10、轴承盖外径由表15-32知所选的轴承外径 11、观察孔盖螺钉的直径12、至箱外的距离：至凸缘边缘的距离13、轴承旁

16、凸台半径14、箱体外壁至轴承座端面的距离十六、减速器附件的设计（1）窥视孔及视孔盖取a的宽度为100mm（2）通气器由已知选型号结果：外型安装图：dd2d3d4dabchh1d1rkefs83164012716401825.44062222(3)游标尺 由条件可选m16型的。安装图：d1d2d3habcdd1m1641663512852622(4)放油孔与螺塞放油孔应设在油池的最低处，平时用罗塞堵住，采用圆柱螺塞时，箱座上装置处应设凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干净。（5）起盖螺钉起盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度。长度l=15mm（）定位销

17、外型尺寸：结果：公称直径181.01.627选a型所以直径取mm取。十七、润滑与密封（） 润滑的选择：在上面箱座高度设计的时候已经选择了减速器采用浸油润滑的方式，单级的圆柱齿轮，当m<20时，浸油深度为一个齿高，但不小于 mm齿高为：则齿轮浸油深度 符合条件齿轮浸油深度大于mm的要求。总的油深 箱体内储油宽度大约为 箱体内储油长度大约为 则储藏的油量 单级减速器每传递kw 的功率所需的油为。减速器传递的功率为.03kw，则kw的油量：符合要求结果：减速器采用了浸油润滑方式其它的零件经设计可采用脂润滑，选用的润滑剂为：钙基润滑脂（gb491-87）中的3号，其抗水性好，使用与工业，农业和交通运输等机械设备的轴承润滑，特别是使用与水或潮湿的场合。（2）密闭的形式： 选择接触式密封中的毡圈密封，其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的，可补偿磨损后所产生的径向间隙，且便于更换毡圈。其特点是：结构简单，廉价，但磨损较快、寿命短，它主要用于轴承采用脂润滑，且密封轴的表面圆周速度较小的场合。十