一级减速器设计说明书-一级减速器设计

1、机械设计课程设计说 明 书设计题 目:一级直齿 圆 柱齿轮减速器班级学号:学生姓名:指导老帅: 完成日期:设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器、传动方案简图、已知条件：1、有关原始数据：运输带的有效拉力：F=1.47 KN运输带速度：V=1.55m/S鼓轮直径：D=310mm2、工作情况：使用期限 8年，2班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过土 载荷平稳；3、工作环境：灰尘；5%,4、制造条件及生产批量：小批量生产；5、动力来源：电力，三相交流，电压 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）齿轮传动的设计计算；5）滚动轴承的选择

2、与校核；7）联轴器的选择。3、设计绘图：1）减速器装配图一张；2）减速器零件图二张；380/ 220V。3）带传动的设计计算；4）轴的设计与强度计算;6）键的选择与强度校核;一、传动方案的拟定及说明 错误！未定义书签。二、电机的选择错误！未定义书签。1、电动机类型和结构型式错误！未定义书签。2、电动机容量 错误！未定义书签。3、 电动机额定功率 Pm 错误！未定义书签。4、电动机的转速错误！未定义书签。5、 计算传动装置的总传动 错误！未定义书签。三、 计算传动装置的运动和动力参数 错误！未定义书签。1. 各轴转速错误！未定义书签。2. 各轴输入功率为（kW）错误！未定义书签。3. 各轴输入转

3、矩（N m） 错误！未定义书签。四、 传动件的设计计算 错误！未定义书签。1、 设计带传动的主要参数错误！未定义书签。2、齿轮传动设计 错误！未定义书签。五、轴的设计计算错误！未定义书签。1、高速轴的设计错误！未定义书签。2、低速轴的设计12六、轴的疲劳强度校核 131、高速轴的校核132、低速轴的校核13七、轴承的选择及计算 171、高速轴轴承的选择及计算 172、低速轴的轴承选取及计算 18八、键连接的选择及校核 191、高速轴的键连接192、低速轴键的选取19九、联车由器的选择 20十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 201、铸件减速器机体结构尺寸计算表 202、减速器附件的选

4、择22H一、润滑与密封 211、润滑212、密封21十二、参考文献 24设计计算及说明结果一. 传动方案的拟定及说明传动方案初步确7E为两级减速（包含市传动减速和一级圆柱齿轮传动减速），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nW,即60000V60000W.55 尊一 旭=3.1U310 =95.54 r/min二. 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）二向异步电动机。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）、工作机所需

5、功率p w FW = FV =1.47x1.55=2.28 KW2）、电动机输出功率PdR =业un传动装置的总效率=七m3小4 ?15式中，f 七.为从电动机至溪筒轴之间的各传动机构和轴承的效卒。由参考书【1】表3-1查得：齿轮传动效率为 * =0.97,，滚动轴承传动效率为 七=0.99 ,联轴器传动效率为n3 =0.99，带传动效率 气=0.96,工作机效率 =0.96包含轴承。贝U 听总=0.97 k 0.992 x 0.99 x 0.96 乂 0.96 =0.867故 P =电=2.63 KW d n总3、电动机额定功率 Pm由【1】表17-7选取电动机额定功率 Pm =3kW-1

6、-设计计算及说明结果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（包括V带和一级减速器）传动比范围i' = 62 0,则电动机转速可选范围为n；=顷=95.54乂（6 20） = 573.25 1910.83 r/min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Y132S-6 o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Y132S-63KW960r/min2.02.25、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比1）、总传动比 i总=2m= 960 =10.05 （符合 6<i总

7、<24） nw 95.542）、分配传动比 取带传动的传动比i1= 2.50 ,则齿轮的传动比10.05i12.5= 4.02三、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：I轴、n轴，滚 筒轴为m轴。各轴的转速为（r/min ）960n 局速轴I的转速12.5384.00低速轴的转速n2 =色=384.00 /4.02 =95.54滚筒轴川的转速95.54nw f =2. 各轴输入功率为（kW）-5 -高速轴I的输入功率低速轴n的输入功率P = Pm 叫= 2.63x0.96 = 2.52P2 = R 七叫= 2.52x0.99x0.97 =

8、 2.42滚筒轴川的输入功率R 2 3 = 2.42 0.99 0.99=2.373.各轴输入转矩（N m）八，9550 P11） 、轴I的转矩为T11 =62.72ni9550 P22） 、轴口的转矩为T2 = = 242.06n2 9550Po3） 、轴川的转矩为T3 = =237.24n3将各数据汇总如下表1传动参数的数据表轴I轴n轴m转速n(r /min)384.0095.5495.54功率P/kW2.522.422.37转矩T /(N - m)62.72242.06237.24四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数已知带传动的工作条件：两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，所需传

9、递的额定功率p=2.63 kw 小带轮转速n1 = 960.00 r/min大带轮转速n2 =384.00 r/min，传动比 i1 =2.50 。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（因为之前已经选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）设计计算及说明结果1) 、计算功率 PaPa= Ka P =1.1 X 2.63 =2.89 kw2) 、选择V带型 根据pa、n1由图8-10机械设计p157选择A型带(d1=112140mm)3) 、确切轮的基准直径dd并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径 dd，由(机械设

10、计p155表8-6和p157表8-8,取小带轮基准直径 dd1 = 125mm(2) 、验算带速vH dd1 n1兀勺25乂960,v =m / s = 6.28 m/s60x100060K1000因为5m/s<6.28 m/s<30m/s,带轮符合推存范围(3) 、计算大带轮的基准直径根据式8-15dd2 =i dd1 =2.5x125mm = 312.5mm ,初定 dd2 =315mm(4) 、确定V带的中心距a和基准长度Lda、 根据式8-20机械设计p1520.7(dd1 +dd2)<a° <201 +dd2)0.7气125+315) <a0

11、<2x(125 + 315)308 壬a<880初定中心距a0 =600 mmb 、由式8-22计算带所需的基准长度_c C fA + A(dd1 - dd2 f10 =2 a0(dd1dd2 )4=2X 600 + 兀 X 0.5 X ( 125+315 ) + (315-125) (315-125 ) /4 X 600=1906mm由表8-2先币的基准长度 ld =1950mmc.计算实际中心距设计计算及说明结果a = a(j+( ld - l0)/2 = 600+ (1950-1906) /2 = 622mm中心距满足变化范围：308 880 mm(5) .验算小带轮包角%

12、= 180° - ( dd2- dd1) /a x 57.3 °=180° - (315-125) /600 X 57.3 °=162° >90°包角满足条件(6) .计算带的根数单根V带所能传达的功率根据 n1 =960r/min 和 dd1 =125mm表 8-4a用插值法求得p0 =1.37kw单根v带的传递功率的增量 p0已知A型v带，小带轮转速 n1 =960r/min转动比 i= 改 = dd1/ dd2=2查表 8-4b 得 p0=0.11kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数=0.96,表8-2得带长修正系数

13、kL =0.99pr =( po+A p0) X 稻X kL =(1.37+0.11) X 0.96 X 0.99=1.41KWZ= 丝=2.89/1.41= 2.05故取 3 根.(7) 、计算单根V带的初拉力和最小值Fomin = 500* (a)" +qVV=178.9NZVka对于新安装的V带，初拉力为：1.5 F0min=268N对于运转后的V带，初拉力为：1.3 F0min =232.5N(8) .计算带传动的压轴力 FP-7 -设计计算及说明Fp=2Z F0 sin( ： i/2)= 1064.8N(9).带轮的设计结构A. 带轮的材料为:HT200B. V带轮的结构形

14、式为：腹板式.C 结构图(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8级精度(GB10095 88)。、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料 40Cr(调质)，硬度280 320HBS, 大齿轮材料为45 (调质)，硬度为250 290HBS。二者硬度差为 40HBS左 右。(4)、选小齿轮齿数Z1 =24,齿轮传动比为i2=4.02 ,则大齿轮齿数Z2 =24 X 4.02 =96.46，取 Z2 =96 。2) 、按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即3) 、

15、确定公式内的各计算数值(1)、试选载荷系数K1.3(2)、计算小齿轮传递的转矩。、2KtT1 u 1ZeZhZ”< Oh J进行计算62.72 nm2.5、由表10-6差得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa2,Z(5)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限0Hlim1 =650MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限CTHlim2 =580MPa。4) 、计算应力循环次数。"=60巾1卜=60 384 1 (2 8 300 8)=8.85 10-# -设计计算及说明结果8Ni8.85x108 = =2.2妇084.024.02(1) 、由【2】图 10-19

16、 取接触命系数 Khni =0.93,Khn2=1.°1。(2) 、计算接触疲另许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,则。皿=Khn心叫=0.93x650 =605MPa SKhn2 命2 =1.01乂580 =585.5MPaS5) 、计算(1) 、试算小齿轮分度圆直径代人风中较小的值。叫令蜉音'gm(2) 、计算圆周速度nd1tn1RX51.12X384V 60X100060x10001.03 “*6) 、计算齿宽。b =1 d1t =1X 51.12 =51.12 mm7) 、计算齿宽与齿高之比。心d1t模数mt =工=51.12 /24=2.13 mm齿高h =

17、2.25mt =2.25 x 2.13 =4.79 mmb齿局比一=51.12 /4.79 =10.67h8) 、计算载荷系数。根据v=1.03 m/s, 9级精度，由【2】图10-8查得动载系数Kv =1.04;直齿轮，K = K=1o由【2】表10-2查得使用系数 心=1.25。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，设计计算及说明结果Kh 6 =1.314。.b 一，由=10.67 , KHb =1.422查【2】图10-13得 心日=1.32 ,故载何系数 hHP尸K =KaKvKHq(K 邛=1.25x1.0461.314 =1.719) 、按实际的载荷系数

18、校正所算得的分度圆直径一.171 d1 =d1t 3. =51.12j> =55.99 mm10) 、计算模数m。m =色=55.99 /24=2.33Z111) 、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。m (YFaXSa) dZ妇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bFE1 =550MPa ,大齿轮的弯曲疲劳极限危2 =390MPa。(2) 、由【2】图10-18取弯曲疲另寿命系数 Kfn1 =0.91 , K FN2 =0.95。13) 、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲劳许用安全系数S-1.4,则r K fN3 WES0.91

19、一550 _,perfi 357.5MPaS1.4K FN4 CFE4 0.95><390 _o-yyjpctf2 264.6MPaS1.414) 、计算载荷系数 KoK =KaKvKfoKfE = 1.25X1.04X1X1.32 = 1.7215) 、查取齿形系数。由【2】表10-5查得 丫知=2.65;丫用2 =2.177。Fdl1 Fa216) 、查取应力校正系数。由【2】表 10-5 查得YSa1 =1.58; YSa2 =1.793。SalSa2设计计算及说明结果17） 、计算大、小齿轮的 YFaYsa并加以比较。团YFalYsal 2.69x1.58 =0.01171

20、2 （tfi357.5YFa2Ysa22.177x1.793=0.014752bF2264.6大齿轮的数值大。18）、设计计算3（2勺.37乂62.72勺03 ° m = 32x 0.014752 = 1.77 mmV1 X 242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好算的模数，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"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，取弯曲劳强度算得的模数1.77 mm,并就近圆整为标准值为 m=2.0 mm ,按接触强度算得的分度圆直径d1 =55.99 mm,算出小

21、齿轮齿数a口Z1 =二=55.99 /2=28.00，取乙=28Z2 =4.02 X 28 =112.54，取 Z 2=11219）、几何尺寸的计算（1）、计算分度圆直径d1=28 X 2.0 =56.0 mmd2=112 X 2.0 =224.0 mm（2）、计算中心距d +d）ad1 2。2 一56.0 +224.0 /2=140.0 mm20）、计算齿轮宽度bf d1 =1X 56.0 =56.0 mm取 b2=56 mm,b1=61 mm。五、轴的设计计算-11 -设计计算及说明-13 -选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为 Ei = 60MPa。为了对轴进行校核，

22、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332T1 2 62.72 102E 2 242.06 10R =2240N , F2 =2161Nd2224,rF = Ft2tan20=787Nd156Fr1 =Etan20 =815N1、高速轴的设计AB CD E F G(1) 、初步确定轴的最小直径。按公式dmin=A03 E初步计算轴的最小直径。轴的材料为45钢，调质处,n理。根据【2】表15-3,取A 01 =110。则dmin1 =Aoi3 1 = 20.6mm.几又因为高速轴I有1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 5%-10%现将

23、轴增大6%则增大后的最小轴径dmin1 =20.6x(1 +0.06) =21.84mm，取为 25mm(2) 、轴上各段直径的初步确定。A段:d1=25由最小直径算出。B段：d2=32,根据毡圈油封标准。C段：d3=35，与轴承(深沟球轴承 6207)配合，取轴承内径 35mmD段：d4=40,设计非定位轴肩高度 h=2.5mm高速轴内径40。E段：d5=56,高速轴齿轮分度圆直径 56。F段：d6=40,设计定位轴肩高度 h=2.5mmG段：d7=35，与轴承(深沟球轴承 6207)配合。（3）、轴上各段所对应的长度。A段长度为L=50mm；根据带轮轮毂宽度B段长度为L2=38mm；根据毡

24、圈油封标准。C段长度为L3 =26mm ；由轴承（深沟球轴承 6207）宽度及档油环宽 度决定，D段长度为L4 =8mm；定位轴肩E段长度为L5=61mm；齿轮齿宽F段长度为L6 =8mm；定位轴肩G段长度为L7 =29mm。由轴承（深沟球轴承 6207）宽度及档油环宽 度决定、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。按公式dmin =A°3i-初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,dmin2 =A02良=32.31只=32.31 mmn2n2调质处理。根据表15-3,取A02 =110。则又

25、因为低速轴I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 6%-10%现将轴增大6%则增大后的最小轴径为 dm.2 =32.31 X 1.06= 34.25 mm 圆整为 38mm设计计算及说明结果FED C B A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=38mm与弹性柱销联轴器配合B段：d2=43mm设定轴肩高 h=2.5mmC段：d3=45,与轴承配合。D段：d4=50mm设定非轴肩高度为 2.5mmoE段：d5=55mm设定轴肩高为 2.5mm=F段：d6=45mm与轴承配合。3）、轴上各段所对应的长度。A段长度为Li=68mm ；根据弹性

26、柱销联轴器宽度B段长度为L2=39mm ；根据轴肩与箱体之间的距离C段长度为L3 =42mm ；根据轴承的宽度与档油环宽度D段长度为L4=54mm ；齿轮齿宽减速2mmE段长度为L5=10mm；定位轴肩F段长度为L6=29mm ；根据轴承的宽度与档油环宽度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。六、轴的疲劳强度校核1、高速轴的校核Ft, Fr的方向如下图所示-19 -设计计算及说明结果(1) 轴支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立 力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1119.91 N垂直面的支反力：由

27、于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA '=RB ' =Fr X 62/124=458N(2) 圆弯矩图右起第四段剖面 C处的弯矩：水平面的弯矩： MC=RA X 62= 116.65 Nm垂直面的弯矩：MC1 '= MC2 '=RA 'X 62=41.09 Nm合成弯矩：M ci =Mc2 = JMc2 +Mci2 = J116.652 +41.092 =123.68Nm(3) 画转矩图： T= Ft X d2/2=62.72 Nm(4) 圆当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：M eC2 = ：MC22

28、 +(a T)2 =307.56Nm(5) 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面 C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大， 所以剖面C为危险截面。已知 MeC2=307.56Nm ,由课本表13-1有：b -1: =60Mpa 贝U:b e= MeC2/W= MeC2/(0.1 - D43)=307.56 X 1000/(0.1 X 603)=14.24 Nm< : -1 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面:M D = J( a T )2 =0.6X91.52=54.912Nmb e= MD/W= MD/(0.1- D13)=54.912 X 1000/(0.

29、1 X 453)=6.026 Nm< b -1所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下:鼓拓* ME*2、低速轴的校核(1) 轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1080.62 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA '=RB'=Fr X 62/124= 430N(2) 画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩： MC=RA X 62= 119.72 Nm垂直面的弯矩： MC1 '= MC2 '=RA 'X 62=59.86 Nm合成弯矩：

30、设计计算及说明结果M C1 =M C2 = Jm C2 +M C12 = J119.722 +59.862 =133.85Nm(3)画转矩图：T= Ft X d2/2=242.06 Nm(4) 圆当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩：22MeC2 = JMc2 +(a T ) = 330.7Nm(5) 判断危险截面并验算强度d右起第四段剖面 c处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知 MeC2=330.7Nm，由课本表13-1有：b -1 =60Mpa贝U:b e= MeC2/W= MeC2/(0.1 - D43)

31、=330.7 X 1000/(0.1 X 653)=12.04 Nm< : -1 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：2M D = a T)2 =0.6X504.0 =302.4Nmb e= MD/W= MD/(0.1- D13)=302.4 X 1000/(0.1 X 503)=24.19Nm< : -1 所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：设计计算及说明结果七、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6207型Cr=31.5kN2）、计算轴承的径向载荷A 处轴承径向力 Fri = JFnhi2+Fnvi2 =

32、Jl0922 +7952 =1351N2222C 处轴承径向力 R2 =VFnh2 *Fnv2 ='1053 *767 =1303N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 P = fp F2,查【2】表13-6得载荷系数f =1.2。 pP =1.2 1351 =1621N、轴承的使用寿命为8年，2班制，即预计使用计算寿命Lh =16 300 8 =38400h轴承应有的基本额定动载荷值C =P :60nLh106，其中s =3,贝U-23 -60 384 38400-C =1621 318864N =18.864kN ：C106（

33、3）、验算6207轴承的寿命106 C 310631500 3Lh(r )3() = 70325h . 38400h60n P 60 3841621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6209型，Cr=31.5kN。2）、计算轴承的径向载荷Fr = . F2NH2 F2NV2 = 10532 7672 =1303N3）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故 P=fp 'Fr,查表【2】13-6得载荷系数f d=1.2。pP=1.2 1303 =1564N轴承的使用寿命为 8年，即预计使用计算寿命Lh =16300X8 =

34、38400h轴承应有的基本额定动载荷值C=Pj60孚，其中& =3,则< 106C =15643,60 95.54 38400106= 13628N =13.628kN ： Cr4）、验算6209轴承的寿命106 C 310631500 3(r )3：()3 =75264h 38400h60n P 60 95.541564设计计算及说明结果综上所得6209轴承符合设计要求。八、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，bx h X L=8 X 7 X 42。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 tP =100 120MPa2)、强度校核2T 号032X62.72X103外=40MPa <3ppkld3.5x32x25p故满足设计要求。2、低速轴键的选取1) 、连接大齿轮的键：查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-2003 )选取 A 型键，bx hx L=14 X 9X 41,轴的直径为50mm。连接联轴器的键：查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(G