一级减速器设计说明书(附装配图和零件图)

1、设计说明书2015-2016 学年第 1 学期学 院:机械设计制造及其自动化学号:专 业：学生：课程设计题目:带式传动机的传动系统设计指导教师:期:2015-12-31目录一、设计任务2二、电动机的选择2三、分配传动比3四、V带设计3五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算5六、高速轴的设计计算9七、低速轴的设计计算12八、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计14九、轴承的润滑16十、减速器的密封16十一、齿轮的润滑16十二、设计心得16十二、参考文献17十三、图17一、设计任务1、设计题目带式输送机的传动系统设计（第一组）：原始数据：滚筒圆周力F=4KN;带速v=1.5ms:滚筒直径D=320mm: 工作

2、条件：（1）二班制：即每天26小时（2）要求连续工作8年，每年按300天计算（3）工作温度正常，有粉尘（4）单向运转，不均匀载荷，中的冲击，空载启动。2、设计步骤1. 传动装置总体设计方案2电动机的选择3 确定传动装置的总传动比和分配传动比4 计算传动装置的运动和动力参数5.普通V带设计计算6 减速器部传动设计计算7 传动轴的设计8滚动轴承校核9 键联接设计10.联轴器设计11润滑密封设计12 箱体结构的设计计算过程及其说明计算结果二、电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机， 此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，英结构 简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适

3、用于不易燃，不 易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机功率选择：1）査简明机械设计手册P7表1-13n1: V带传动效率Q2:圆柱齿轮传动效率n3：齿轮传动滚动轴承（一对）效率4联轴器效率Q5:滚筒轴承6:（滚筒）平摩擦传动P 输出=FV1000=6KW几总=rp2r3r4r）5r6=0.96 × 0.98 × 0.98 × 0.97 × 0.98 × 0.92=0.812）电动机输入功率P 输心P f,/ n =7.4IkWP=6kwn =0.8iP =7.41kW3、确定电动机转速：1）滚筒移速 n =60v 1000/ d=90

4、rminn jg=90rmin2）电动机转速根据表1-14可得i V 沪 24心24i 4=4zv6被速机=46 i 总=824i总=824n 电功机=n 後 i =720v2160rminn 电功Hi=7202160rmin4、综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选立电动机型号为选择Y160L-8型号的电动机。三、分配传动比1）根据Y160L-8型号电机可得n=720rminN=720rmi n2）实际传动比i = 电动机/n .«=8i总=83）分配传动比在满足i眦MiV俗的前提下取 i ¢=2.67 i l萨3i ¢=2.67

5、i 齿轮=34）计算各级转速齿轮轴1转速iV w=n电幼机/NiNl=270rmi nN=270rmi n滚筒轴2转速i 恂轮=In2N2=90rmin=n M5）计算各级功率齿轮轴功率P1=7.2kwPI=P 输入 =7.5Kw 0.96=7.2KW滚筒轴功率P2=Pi Q3 n 2=7.2 0.98 0.98=6.91KwP2=6.91kw6）计算各级转矩齿轮轴转矩T=9550 Pm=9550 7.270=254.67N mT=254.67N m滚筒轴转矩T2=9550 Pn2=9550 69圳0二733.23N mT2=733.23N m四、V带设计1、确定计算功率PCaPCa=KA P

6、=1.2×7.5kw=9kwPca=9kwKA：工作情况系数，见机械设计表8-8n 电MVl=720rminn 电Min=720rmin2、根据V带轮的基准直径系列选择B型V带3.确定带轮的基准直径dd并验算带速V1）查机械设计表8-7和8-9小带轮直径ddl=140mm2）验算带速da=140mmV= ddi n/60 1000=5.277msV=5.277ms因为5ms5.277ms25ms所以带速合适。3计算大带轮的基准直径dd2=idd=2.67× 140=373.8mmdd2=355mm根据表8-9,取标准值为dd2=355mm4、确定V带的中心距a。和基准长度L

7、d1) O7(dd+dd2 o 2(d(n+dd2)688.25a0990取初选的带传动中心距ao=670mmao=670mm2) LdO2a0+ 九 2(dd+dd2)+(ddi-dd2)2 aO=2134.788Ld=2200根据课本P146表8-2得Ld=22003）计算中心距a及其变化围3 o÷LdLdo=7O2.6Oa=702.60amin=a-0.015Ld=669.6Sminzz669.6ma=÷003L<j=768.6amax=768.65、验算小齿轮上的包角】O 1=180° - (dd2-dd) 57.3o a=162.46°

8、120o 讦 162.46°6、确定带的根数ZZ=PcPr =Kca(P0+Po)K. KL=4.81Po:单根普通V带的基本额定功率Po:单根普通V带额定功率的增量Ku:包角修正系数见机械设计表8-6kL：修正系数见机械设计表&2.z带根齿数取5根Z=S7、确定初拉力F。Fo=500(2.5-K.1)Pcak.l 2v+qv2Fo=283.O9NV带单位长度的质量见机械设计表8-3Ka =0.95q=0.170F0=283.09N8、计算压力轴FPFp=2zF0sin 12=2796.04NFp=2796.04N9、带轮结构设计（见机械设计图8-14）根据电动机Y1601-

9、8型号可得电动机轴径D0=42mm1）小带轮结构采用实心式D=d=42L= (1.52) d=6384mmL=63zv84mmd=35mmd=35mmCll=(1.82)取 d1=70d1=702）大带轮结构采用轮幅式带轮Dd=355 za=4Dd2=355 za=4L=(1.5zv2)d=52.570mmL=52.5zv70mmb< 1.5dL=B=70mmL=B=70mmh=2903 pnza)=54.58mmh1=54.58mmH2=O.8h1=43.66mmH2=43.66mmB=0.4h=21.832B=21.832B2=0.86=17.4656B2=17.4656五、直齿圆柱

10、齿轮传动的设计计算1. （I）按图选用直齿圆柱齿轮传动压力角取20°（2）参考课本表10-6选用8级精度（3）材料选择：选择小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（正火）。（4）选择小齿轮齿数Z1=20大齿轮齿数Z2=iZ=3 20=602、按齿而接触疲劳强度设计(l)dlt3 (2khd) (u+Vu) (ZhZeZh) 2I=U1）确定公式中的参数值试选Kht=I.3Kht=I.3转矩 T=254.67N mT=254.67N m由课本P 206表107得d=ld=l由课本P203图1020得Zh=2.5Zm=2.5由课本 P202 表 105 得 Ze=189.8MPa

11、Ze=189.8MPa计算接触疲劳强度重合度系数Zx ai=arc cosZ COS /(Z+2ha) a=31.32o=arc cos20 cos20(20+2)=31.32° a2=arc c0sZ2 COS /(Z2+2haJ0 a2=24.58o=arc cos60 cos20°(20+2)=24.58° =Zl(tan U 1-tan ,)+Z2(tan U 2-tan ,)2 n =1.671=1.671Z=(4-<1)3=0.881Z V =0.881由课本P图10-25dc得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 O HlimI=570MPa。H

12、limz=53OMPaKNHI=I KNH2=1-1由图10-23査去接触疲劳寿命系数KNHI=I KNH2=1-1取失效概率为1%安全系数S=I0 Hi=Knhi 0 Lim=570MPaO H=570MPa« H2=Knh2 Q Lim=583MPa0 H2=583MPa取Hh和。Hh中的最小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 Hi=o H2=570MPa2）试计算小齿轮分度圆直径dt=(2 1.3 254.67 1000/1) (3+1)/3 (2.5 189.8 0.881/570)2(JA)=78.0172mmdt=78.0172mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷

13、前的数据准备V=1.102ms圆周速度VV= dt n (60 IOOO) =1.102msb=78.017mm齿宽bb= ddt=78.017mmKa=1.52）计算实际载荷系数KHKv=1.05由机械设计表102的K=1.5根据V, 8级精度的Kv=1.05齿轮圆周力Ft=2TchtFtl=6528N=2 × 254.67X1000/78.017KAFtb=125.51=6528NKAFtb=1.5×652818.017=125.51>100Nmm查表104得8级精度，小齿轮相对支撑对称布置KH=I.355Khp=1.355* KH=KA Kv KH U * K=

14、1.5 × 1.05 ×1.IX 1.355=2.35Kh=2.353）、分度圆直径d1=dlt3 (KhKHt)=78.107×3 (23yi.3)=95.30mmd=95.30mmm=dz1=95.¾20=4.765m=4.7653、按齿根弯曲疲劳强度计算 mt3 2Kr TI Y(d Zl Zl) (Yf3 Ys3of1）确定公式中的参数值KFt=I.3试选KFt=I.3计算弯曲疲劳强度重合度系数Yx=0.25÷0.75aY=0.699=0.25+0.771.67=0.699计算 YFa Ys3 « fYFaI=2.80Yf32

15、=2.20由机械设计图 10-17 得 YFaI=2.80 Yf32=2.20YSaI=I.55Ysa2=1.78由机械设计图 10-18 得 YSaI=I.55Ysa2=1.780 SlimI=370MPa由机械设计图10-24C得O SlimI=370MPaKfNI=O.88Kfn2=°9由机械设计图 10-22 得 KFNI=O.88 KFN2=0.9S=l.l取弯曲疲劳安全系数s=l.lo FJI=296MPaO FJl=KfNi O HIimIS=0.88×370l.l=296MPao F2=270MPaO F2=Kfn2 O HhmS=0.9×330/

16、1.1=27OMPaYFal Ysai O fi=0.0147YFaI Ysai O fi=2.8 × 1.5¾(296=0.0147Yf32 Ysa O f2=0.0145Yf32 Ysa 0 f2=2.2× 1.78/270=0.0145小齿轮的Ypa- Ysa/2 f大于大齿轮取 YFa Ysa f=0.01472）试算模数mt3(2×1.3× 254.67 × 1000/1 × 20 × 20 × 0.0147)=2.5m =2.57（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷前的数据准备圆周速度Vd=mz

17、=2.57 × 20=51.4mmd=51.4mmV= dm(60×1000)= × 51.4 × 270/(60 × IOOO)=O.726msV=0.726ms齿宽bb=dd=l × 51.4=51.4b=51.4宽髙比b/hh= (2ha*+ca) mt= (2× 1+0.25) ×2×57=5.78h=5.78bh=51.4.78=8.89bh=8.892）计算实际载荷系数KF棍据v=0.726ms 8级精度由图10-8的Kv=1.02 Ftl=2Td1=2 X 254.67 × 100

18、051.4=9893NKv=1.02KAFti/b=1.5 × 9.893 × 1000b=288.7>100Ftl=9893N由表103得KFU=I.1KAFti/b=288.7由表104得Kh.=1.342KFU=I.1结合 bh=8.89 査图 1043 得 KFr=I.32Khp=1.342则载荷系数KFK=I.32KF=KA KV KFa KFH=1.25 × 1.1 × 1.02×1.32=1.853) m=rnt3 (KfKFt)=2.57 ×3 (1.813)=2.89KF =1.85取实际模数m=3m=2.89

19、按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=95.30mm取实际模数m=3算岀小齿轮齿数z=dm=95.303=31.76d=95.30mm取 z=32则大齿轮齿数Z2=iz=3× 32=96Z=32取 z2=97z2=97ZJL与Z2互为质数4.几何尺寸计算（I）计算分度圆直径d=zim=32 × 3=96mmd=96mmd2=z2m=97 × 3=29Imrnd2=291mm（2）计算中心距a= (d1+d2) Il= (96+291) 2=193.5mma=193.5mm（3）计算齿轮宽度b= dd=l × 96=96mmb=96mm考虑不可避免的安装误差，

20、一般将小齿轮略为加宽（5To）b=101zv106mmmm,即 b=101zv106mm取 b=102 b2=965.校核（1）齿而接触疲劳强度校核O h= 2KhT dd3 (u+l)u Zh Ze Z X = 2 X2.35254.6( IX 323) × (3+1)/3 × 2.5 × 189.8 × O 0.881=291.74MPa<570MPa= «（2）齿根弯曲疲劳强度校核O F1=2 Kf T1 YFaI YSal Yd m3z120 h=291.74MPa=2 × 2.57 × 254.67 X 2.

21、8 X 1.55 × 0.726 × 1000/1 × 333220 Fi=149.23MPa=149.23MPa<296MPa0 F2=134.65MPaO F2=2 Kf Tl YFa2 Ysa2 Yd rn3 z12=2 ×2.57× 254.67 X 2.2 X 1.78 × 0.726 × 1000/1 ×33× 972=134.65MPa<270MPa6.齿轮其余尺寸（1）齿顶圆直径为da=102mmClal=m (Z+2) =3×34=102mmda2=297mmd32

22、=m (Z2+2)=3 × 99=297mmdfi=88.5mm（2）齿根圆直径为df2=289.5mmdf=m (z-2.5) =3 × 29.5=88.5mmdt2=m (Z2-2.5) =3 × 94.5=289.5mm名称代号计算公式结果小齿轮大齿轮中心距a么_（石+叨叫/ U 一/2 cos/7193.5传动比I3法面模数mn设计和校核得出3端面模数mtIrIn / 叫=cosO法而压力角毎20齿数Z3297分度圆直径d査表7-696291齿顶圆直径<-102297齿根圆直径di査表7-688.5283.5齿轮宽b査表7-610296六、高速轴的设

23、计计算1 已求得髙速轴传递功率P=7.2kW 转速=270rmin 小齿轮分度圆直径d=96mm齿宽b=102mm 转矩 T=254.67N m选材：45调质钢2. 求作用在齿轮上的力Ft=2Tldl = (2X254. 67X10)/96 二 5305. 625NFr=Ft ×tan20o 二 1931. 09N3. 轴的结构设计(1)轴段设计由公式dmi&Aj p(n(l- 4)与大带轮径可得 d32mm的轴，有两个键槽时应增大10%T5% 取 di=35mmP1=7.2kw b=102mm T1=254.67N m 45钢（调质）Ft= 5305.625N Fr=193

24、1.09Nd=35mm键 14X90GB1096-2003键 10X63GB1096-2003dbh1tt1303810822'1605.03.344“50149361606 O3.85.校验(1 ) FxMI -Fxh：=Ft2=2652. 8NL=70mmch 取 38mm轴承型号为6308d3=de=40mmL3=43mmL6=27取 dd=45mmL4=98mmd5=53mmLs=12mm键 14×90GB1096-2003键 10×63GB1096-2003FXHI = 2652. 8NFwX 55 =-3454N= 2589. 05N带轮的轮毂宽度为63

25、-84mm取L=70mm(2轴段设计h= (23) c=2.43.6d2 取 38mm(3) 轴段是轴承安装，考虑齿轮只受轴向力和径向力 选用深沟球轴承，轴承型号为6308. d3=40mm轴承宽度为23mm ,轴套宽度为12mmL3=43mm, Le=27(4) 轴段为齿轮位，取dd=45mm宽度略小于小齿轮齿 宽取 L4=98mm(5) 轴段为轴环，h= (2zv3) c, ds=53mm,宽度等于小齿轮中心到轴套的距离取L5=12mm4.键连接：大带轮和轴段间采用A型普通平键连接由机械制图附表5-12査得型号为-FpX245-F!i× 155+Frs77. 5 二 OFXV,X

26、155 二-Fp245+Fr80 = -2796. 04+1931. 09X77. 5 二-3454N= Fr-FP-Fm =1931-2796. 04+3454 =2589. 05N图2Fa=4355. 17NFs=3706. 82NM a=253041. 62N MV=200651. 37N MH=205592. 775Ma=275409. 94Mr=287279N*mmT=254. 67xl03W=6283. 1WW=12566. 37mm5O a=40. 27N(PaT=20. 27MPao c=47. 05MPa 轴承A的总支承反力FA= (F)WI FxKl+Fxvi FXVl)=

27、4355. 17N 轴承B的总支承反力FB-ZV (FXIe FxJC+Fxv= Fxv:) 3 i 06. 82N 带轮作用在轴承A的弯矩M L=2796. 04×90. 05×77. 5=253041. 62N mm 轴承B作用在高速轴上的弯矩MV=FNV2 ×L=2589. 05x77. 05=200651. 37N mm 在圆周方向产生的弯矩MB=F冏 80=2652. 81X77. 5=205592. 775N 合成弯矩MA=M =275409. 94N mmMr= (MV2 +Mh2 ) =287279N mmT=254. 67 XlO3(2)齿轮轴与

28、点A处弯矩较大，且轴径较小，故点A处剖 面为危险剖面W= d732= 4(f32二6283. 19 抗弯截面系数为WT= d716= H 40716=12566. 37 最大弯矩应力O A=VW=253041. 62/6283. 19=40. 27MPa 扭剪应力T =T1W=254. 67 1000/12566. 37=20. 27MPa按弯度合成强度进行校核讣算，扭转切应力为脉动循环变应 力，取折合系数二0.6,则当量应力为Oca= 0A2+4( )2=40. 272+4 (0. 6 20. 27)2=47. 05MPa< o i强度满足要求（3）校验键带轮处键连接的挤压应力连接强度

29、O p=4T1d1h=4 × 257. 67 XlO3 /35. 10 X 63二46. 76MPa< Q Pl 强度足够O p=46. 76NfPa（4）校核轴承的寿命轴承A, B的当量载荷P-FA=4398. 22NPFFF3744. 83NVPa>Pb,故只需校核轴承A轴承在IO（TC对于球轴承=3Fp=I. 2C=Pft3 (60 n In/IO6)=4355. 17/1X3 (60×270X38400/IOe)P1=7.2KW n1=270rmin=37. 18KN<Cr=40. 8d=96un b=102mm轴承满足要求L=254. 67选取4

30、5号钢（调质）七、低速轴的设计计算1.已知条件 P：=6. 91kw n：=9OrZminPc=6. 91kw n：=90r/minL=733. 23N m dc=297bc=96L=733. 23N m选材45钢（调质）dz=297b：=962.求作用在齿轮上的力45钢（调质）Ft=2Td2×733. 23×1000291=5039. 38NFt=5039. 38NFr=Ft tan20o =1834.18NFr=1834. 18N初步确定轴的最小直径doiaA 3 (pn)=105×3 (6.91/90) =44. 47mm轴上开有俩个键槽 应增大7% d=4

31、7. 58mm取 dF50mmdam5 OnInl3.轴的结构设计（1）轴段设计联轴器的计算转矩TCa=ICAT3KA查表14-1中等冲击KA=I.9Tca=LA. T2=l. 9×733. 23=1393. 137Nm查机械设汁简明手册选用弹性柱销联轴器L×4型号(GB/T5014-2003)其公称转矩为 2500Nmd=50mm , L=112mm, LI长度略小于联轴器长度取d=50mmLI=IIOmmLI=IlOmm（2）轴段设计h= (23) C 取 d56d2=56mm（3）轴段和轴段及轴段上安装轴承考虑齿轮没有轴向力存在，因d3=d6=55mm此选用深沟球轴承

32、轴承型号为6311选取轴承型号为6311,轴承宽度为29mm, d5=55mm 轴套的宽度为15Ls53nn, L-33iid（4）轴段设计轴段上安装齿轮，为了方便齿轮安装长度小于大齿轮宽度，取L=92mm d=60（5）轴段设计轴段为轴环，根据h二（23） c,取ds=68mL,等于大齿轮中心到轴套的距离取L15mm4.键连接联轴器轴段和轴段采用A型普通平键 连接根据机械制图可得型号为键 14X100 GB1096-2003键 18×80GB1096-2003L3=53mmL3=53mmt L6=33mmd4=6OmmL4=92mm d5=68mmL5=15mm键 14×

33、100GB1096-2003键 18×80GB1096-2003dbh1tt144“5014936160L L6 O3.85旷651811502007.04.4(1) (DFXHI=FXH2=Ft2=2519. 69NFXHI=FXK:=2519. 69NMh=2519. 69X80. 5=202835. 045N. Mh=202835. 045N. mmFXVI=FSVC=917. 09NFXVI=FXVZ=917. 09N(4)Mv=917. 09×80. 5=73825. 745N. mmMv=73825. 745N. mm齿轮齿宽中点所在的轴截而弯矩大并且还有转矩，

34、其抗弯截面系数W= d3 32-bt (d-t)22d=18256.3W=18256. 3抗扭截而系数Wt= d316-bt(d-t)22d=39462. 05陀=39462. 05弯曲应力 t 二血肛215852/18256. 3=1L 82MPaO b=ll. 82NfPa扭剪应力T= TWT=733. 23×IO3/39462. 05=18. 58MPaT=18. 58MPaO ,= ( b2+4( )2) =25. 23< '1JO t=25. 23MPa强度满足需求6.校核键p=4t2d2hl=4X733. 23X IO3/50×9× 10

35、0=65. 176<9强度足够7.校验轴承寿命轴承A, B的当量载荷PA=PF2681. 40NPA=Pa=2681. 40NC=Pf (60 n In/IO6)C=15. 87KN=2681. 40/1 Xq (60 × 270×38400/IOe)=15. 87KN<Cr=40. 8KN轴承满足要求八、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计名称符号尺寸关系计算结果箱座壁厚0.025a+18IO箱盖壁厚l0.02a+1810箱盖凸缘厚b1.515箱座凸缘厚b1.515箱座底凸缘厚bi2.530地脚螺钉直径df0.0365+1220地脚螺钉数目na250 时，/?=4

36、q>250500, n=6>500 时，n=84轴承旁联接螺拴直径dOJSdf16盖与座联接螺拴直径Ch（0.5 0.6）df12联接螺栓也的间距1150200150-200轴承端盖螺钉直径Ch（0.4 OS）df8检查孔盖螺钉直径（J4（0.3 OA）df6定位销直径d（0.7 0.8）8df、d、丛至 外箱壁距离CI见农“凸台及凸缘的结构尺 寸”26 22 18df.出至凸缘 边缘距离C2见农“凸台及凸缘的结构尺 寸”24 20 16轴承旁凸台半径RIC224凸台高度h根据低速级轴承座外径确 定，以便于扳手操作为准52外箱壁至轴承座端血距离1Ci+C2+（5 10）52齿轮顶圆

37、与箱壁距离l>1.223齿轮端面与箱壁距离2>10箱盖、箱座肋厚m、ZQ2沏0.85l, zcO.8512九、轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根 据齿轮圆周速度判断。由于V齿2ms,所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的吋 候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体部隔开，且轴承与箱体壁需保 持-定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体壁距离故选用通用锂基润滑脂(GB/T 7324-1987),它适用于宽温度围各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-I的润滑脂。十、减速器的密封为防止箱体润滑剂外泄和外部杂质进入箱体部影响箱体工作，在构成箱体的各零件 间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密 封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等：对于旋转零件 如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。 本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V <3ms,输出轴与轴承盖间也为V<3ms,故均采用半粗羊毛毡封油圈。十一、齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v12-15ms时, 常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑