(完整word版)一级减速器设计说明书(1)

1、机械设计课程设计说 明设计题目:级直齿圆柱齿轮减速器班级学号: 学生姓名: 指导老师: 完成日期;、传动方案简图设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器二、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 载荷平稳；3、工作环境：灰尘；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)2)5)7)运动参数的计算，电动机的选择; 齿轮传动的设计计算； 滚动轴承的选择与校核；联轴器的选择。3、设计绘图：1) 减速器装配图一张

2、；2) 减速器零件图二张；(每年按300天计算)，单向运转，转速误差不得超过±5% ,380/ 220V。3)4)6)带传动的设计计算； 轴的设计与强度计算; 键的选择与强度校核;一、传动方案的拟定及说明二、电机的选择 1、电动机类型和结构型式2、电动机容量错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 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5、 计算传动装置的总传动三、计算传动装置的运动和动力参数1 .各轴转速2. 各轴输入功率为（kW） .3. 各轴输入转矩（四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数 2、齿轮传动设计 五、轴的设

3、计计算 1、高速轴的设计2、低速轴的设计六、轴的疲劳强度校核 1、高速轴的校核2、低速轴的校核七、轴承的选择及计算 1、高速轴轴承的选择及计算 2、低速轴的轴承选取及计算 八、键连接的选择及校核 1、高速轴的键连接2、低速轴键的选取九、联轴器的选择 十、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尺寸计算表 2、减速器附件的选择十一、润滑与密封 1、润滑2、密封十二、参考文献 N m)错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书签。 错误！未定义书

4、签。 错误！未定义书签。121313131717181919192020202221212124-2 -设计计算及说明结果.传动方案的拟定及说明传动方案初步确定为两级减速（包含带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g0000V = 60000“55 =95.54 r/min nd3.14x310二.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,选用一般用途的丫系列（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

5、）、工作机所需功率PPw =FV =1.47x1.55 =2.28 KW2）、电动机输出功率PdPd晋传动装置的总效率n =叫 弋n3 n4 n5式中，3 7）2为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。考书【1】表3-1查得:齿轮传动效率为耳=0.97,，滚动轴承传动效率为*2= 0.99，联轴器传动效率为n3 =0.99，带传动效率口4 =0.96，工作机效率厲5 =0.96包含轴承。则 总=0.97 X 0.992 X 0.99 天 0.960.96 =0.867故巳=血=2.63 KW d聲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由参-43 -4

6、、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' = 6 20，则电动机转速可选范围为n； = nw i = 95.54 X (6 20) = 573.25 佃 10.83 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。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960 =10.05 (符合 6<i 总 <24) nw 95.542）

7、、分配传动比 取带传动的传动比ii = 2.50 ,则齿轮的传动比i总10.05= 4.022.5i2 =i1三、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：1轴、n轴，滚筒轴为川轴。各轴的转速为（r/min960高速轴I的转速低速轴n的转速n2滚筒轴川的转速nw2.5nii2384.00= 384.00 /4.02 =95.54= 95.542.各轴输入功率为(kW)高速轴I的输入功率P = Pm E4 = 2.63 X 0.96 = 2.52低速轴n的输入功率P2 =R 兀3 =2.52x0.99x0.97 =2.42滚筒轴川的输入功率P3 =F2

8、 2 戸3 =2.42x0.99x0.99 = 2.373.各轴输入转矩（m）1）、轴I的转矩为Ti=空0卫=62.72ni2）、轴n的转矩为T2n23）、轴川的转矩为T3n3将各数据汇总如下轴I轴n轴川转速n(r /mi n)384.0095.5495.54功率P/kW2.522.422.37转矩T /(N m)62.72242.06237.24传动参数的数据表表1四、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，所需传递的额定功率p=2.63 kw小带轮转速rn = 960.00 r/min大带轮转速n2 =384.00 r/min，传动

9、比=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传动，所以带的设计按 V带传动设计方法进行）V带1)、计算功率 Pa Pa= Ka P =1.1 X 2.63 =2.89 kw2)、选择V带型 根据Pa、ni由图8-10机械设计p157选择A型带(d1=112140mm)3)、确定带轮的基准直径dd并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径 dd，由(机械设计P155表8-6和P157表8-8，取小带轮基准直径 dd125mm(2)、验算带速v兀dd1 n一 v =m / S = 6.28 m/s60x10

10、0060x1000 兀 X125X960因为5m/s<6.28 m/s<30m/s,带轮符合推荐范围(3)、计算大带轮的基准直径根据式8-15dd2 =i % =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)"0 <2(dd1 +dd2)0.7咒(125 +315) <a0 <2x(125+315)308 <a<880初定中心距a0=600 mmb 、由式8-22计算带所需的基准长度l0=2a0 +兰厲1认)+叫7/24

11、a0=2X 600 + n X 0.5 X( 125+315 ) + (315-125 ) ( 315-125 ) /4 X 600=1906mm由表8-2先带的基准长度|d=1950mmc.计算实际中心距a = a0+( 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% = 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

12、传达的功率根据 n1 =960r/min 和 dd1 =125mm表 8-4a用插值法求得po =1.37kw单根v带的传递功率的增量 Po已知A型v带，小带轮转速 n1 =960r/min转动比 i= -= dd1/ dd2=2n2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ka=0.96,表8-2得带长修正系数kL =0.99Pr=( p()+ P0)X kaX kL =(1.37+0.11) X 0.96 X 0.99=1.41KWZ= 竺=2.89 /1.41= 2.05 故取 3 根.Pr(7)、计算单根V带的初拉力和最小值F0 min = 500*

13、(2-5 -kct)Pe +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 FpFp =2Z Fo sin( 512)= 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

14、(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 z96。2)、按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即d1t+ 1ZeZhZ j u I 叭丿进行计算。3)、确定公式内的各计算数值(1)、试选载荷系数Kt二1.3(2)、计算小齿轮传递的转矩。T1= 62.72 nm、由表【21 10-7选取齿宽系数J、由表10-6差得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaNZH =2.5、由图10-21d按

15、齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限0Hiim1 =650Mpa ；大齿轮的接触疲劳强度极限crH|im580MPa。4)、计算应力循环次数。=60njLh =60咒3841沢(2咒8咒300況8)=8.851082喘=霁8308(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1 = 0.93, K HN2(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K HN1 dlimlbnih =0.93x 650 =605M PaS=KHN2 恥2 =1.01X580 =585.5MPa SaH 25)、计算(1)、试算小齿轮分度圆直径代人ch中较小的值。2KtT1 u+1 空

16、呂I S丿d1tV®du(2)、计算圆周速度=51.12 mm=旦4=兰空竺翌=1.03 m/s60x10006000006)、计算齿宽。*d d1t =1X 51.12 =51.12 mm7)、计算齿宽与齿高之比。模数mt =仏=51.12 /24=2.13 mmZ1齿高h =2.25mt =2.25X 2.13 =4.79 mm齿高比-=51.12 /4.79 =10.67 h8)、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，Kh a =KFa =1。由【2】表10-2查得使用系数KA =1.25。由【2】表10

17、-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时,Kh P =1.314。b由b =10.67 , Khp = 1.422查【2】图10-13得K=1.32，故载荷系数K = 3X40 = 1.25x1.04x1 "314 =1.719）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=d1t= =51.12扌3 =55.99 mm10）、计算模数m。m =也=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，严（込）2、r,dZ1叶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aFE1 =550MPa，大齿轮的弯

18、曲疲劳极限0Fe2 -390MPa。、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.91 , Kfn2 =0.95。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P 1 K FN3 OFE3O.91 550C|/|Dc357.5MPaS1.4歼2=Kfn4 OE4 =0.95乂390 =264.6MPa S1.414）、计算载荷系数 K。K =K A KvKfqKfP =1-25X1.04X1X1.32 =1.7215）、查取齿形系数。由【2】表 10-5 查得Ypat =2.65;YFa2 =2.177。16）、查取应力校正系数。由【2 】表 10-5 查得Ysa

19、j =1.58 ；YSa2= 1.793。17）、计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较。"Y竺 Z69"58 =0.011712357.52.177X1.793 ccKc =0.014752264.6Sa1叶丫 Fa2Y Sa2歼2大齿轮的数值大。18）、设计计算= 严車壬爲爲52 = 1.77 mm21X24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1.77 mm，并就近圆

20、整为标准值为 m=2.0 mm ,按接触强度算得的分度圆直径4=55.99 mm ,算出小齿轮齿数dZj =55.99 /2=28.00 ，取 乙=28 mZ2= 4.02 X 28 =112.54，取 Z 2 =11219）、几何尺寸的计算计算分度圆直径d1=28 X 2.0 =56.0 mmd2=112 X 2.0 =224.0 mm（2）、计算中心距=4 + d2 =56.0 +224.0 /2=140.0 mm220）、计算齿轮宽度b=Wd a =1X 56.0 =56.0 mm取 b2=56 mm,b1=61 mm。五、轴的设计计算224,F = Ft2ta n2rf=787NE45

21、钢，调质处则增大后的最小轴径25mm配合，取轴承内径 35mm6207)h=2.5mm,高速轴内径40。56。d2选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为6i=60MPa 。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33Ft1=m=2沢陀72%10 =2240N , F2 壬2必2g10=2161Ndi56Fri =Fita n2tf =815N1、高速轴的设计（1）、初步确定轴的最小直径。按公式dmin=A0聶初步计算轴的最小直径。轴的材料为理。根据【2】表15-3，取A 01 =110。则一磴=20.6mm又因为高速轴I有1个键槽

22、，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%现将轴增大6%dmin1 =20.6"1 +0.06) =21.84mm，取为（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,C 段：d3=35,D 段：d4=40,E 段：d5=56,F 段：d6=40,G段：d7=35,根据毡圈油封标准。与轴承（深沟球轴承设计非定位轴肩高度高速轴齿轮分度圆直径设计定位轴肩高度 h=2.5mmo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Li =50mm ;根据带轮轮毂宽度B段长度为L2= 38mm ；根据毡圈油

23、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 =A0#彳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A 02 =110。则d"A02加 32.31 mm又因为低速轴I有两个键槽，应增大轴径以考

24、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 dmin2 =32.31 X 1.06= 34.25 mm 圆整为 38mra _ . 1 亠FED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=2.5mm。C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 2.5mmoF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 ；根据弹性柱销联轴器宽度B段长度为L2= 39mm ；

25、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(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：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA 'RB ' =F

26、r X 62/124=458N(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= 116.65 Nm垂直面的弯矩:MC1 ' MC2 'RA 'X 62=41.09 Nm合成弯矩:Mg =Mc2 =JMc2 讪/ = J116.652 +41.092 =123.68Nm(3)画转矩图： T= Ft X d2/2=62.72 Nm(4)画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 +(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

27、，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:-1: =60Mpa贝y：d e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43)3=307.56 X 1000/(0.1 X 60 )=14.24 Nm< :-1 :2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:a T )2 =0.6x91.52=54.912Nm3d e= MD/W= MD/(0.1- D1 )3=54.912 X 1000/(0.1 X 45 )=6.026 Nm< : d -1:所以确定的尺寸是安全的 。以上计算所需的图如下:瞽-L 

28、3;L5N夫書Sii73.4Nh,Z I K&. 026Nn；M iriiiiiiiiiiii!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:Mc1=Mc2=

29、JMc + Mcj =J119.722 + 59.862 =133.85Nm(3)画转矩图： T= Ft X d2/2=242.06 Nm(4)画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 = JmC22 +(a T )2 =330.7Nm(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=330.7Nm ,由课本表13-1有:-1： =60Mpa贝y：3d e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D4 )3=330.7 X 1000/(0.1 X 65 )=1

30、2.04 Nm< : d -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 = ( a T)2 =0.6X504.0 =302.4Nm3d e= MD/W= MD/(0.1- D1 )3=302.4 X 1000/(0.1 X 50 )=24.19Nm< : d -1:所以确定的尺寸是安全的 。以上计算所需的图如下:MlI1R|-hllHI *RmrtPeI 119- 72 Nn IFrI 60.se i|n I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Fr

31、1 =+ Fnv1=J10922 +7952 =1351NC处轴承径向力Fr2 = JFnh22 + FnV2 '= JiO532 +7672 =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【2】表13-6得载荷系数fp =1.2。P=fpFr2,查P = 1.2 咒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 =16x300x8 =38400h轴承应有的基本额定动载荷值c=P60nLh ，其中£ =3，则V 106C=162仆严106= 18864N =18.864kN cCr、验算

32、6207轴承的寿命Lh =叫云)3 =60n P60 咒 384X (31500 )3 =70325h >38400h 1621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 = Jf2nH2 +F2nV2 =J10532 +7672 =1303N3）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故P =f P Fr，查表【2】13-6得载荷系数fp = 1.2。P =1.2"303 =1564N轴承的使用寿命为 8年，即预计使用计算寿命Lh =16X300X8 =384

33、00h轴承应有的基本额定动载荷值'60107 ,其中名=3，贝yC =1564彳60X95.54X38400106= 13628N =13.628kN <Cr4 ）、验算6209轴承的寿命Lh =汙¥)360n P10660 咒 95.54( 31500 )75264 38400h 1564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爲】=100 120MPa2 )、强度校核bp2T 心032X62.72X103=40MPa <cr 13.5x32x25pkid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14-26普通平键的型