机械设计课程设计一级减速器设计说明书

1、谢谢观赏课程设计题目：系别：专业班级：学号：学生姓名：指导教师：时间：谢谢观赏设计题目：带式输送机传动装置设计、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：斜齿圆柱齿轮;输送带工作拉力：F=4.5kN;运输带速度：v=0.82?r/min;滚筒直径：D=330mm.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8年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过士5%载荷较平稳；4、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；5、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2）

2、V带传动的设计链传动的设计计 滚动轴承的选择联轴器的选择。A2或A3图纸）；2、设计计算内容1）运动参数的计算，电动机的选择；计算；3）齿轮传动的设计计算；4）一、5）轴的设计与强度计算；6）与校核；7）键的选择与强度校核；8）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,3）设计计算说明书1份（6000字）；四、主要参考书目1李育锡.机械设计课程设计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目录一、传动方案的拟定及说明4、

3、电机的选择41、电动机类型和结构型式42、电动机容量43、电动机额定功率Pm44、电动机的转速45、计算传动装置的总传动5三、计算传动装置的运动和动力参数51 .各轴转速52 .各轴输入功率为（kW）53 .各轴输入转矩（Nmm5四、传动件的设计计算61、设计带传动的主要参数62、齿轮传动设计83、链传动设计1213五、联轴器的设计.六、轴的设计计算131、高速轴的设计142、低速轴的设计16七、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17八、键连接的选择及校核181、高速轴的键连接202、低速轴键的选取20九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择201

4、、铸件减速器机体结构尺寸计算表212、减速器附件的选择22十、润滑与密封221、润滑222、密封22十一、设计小结22十二、参考文献23一、传动方案的拟定及说明传动方案初步确定为三级减速（包含带轮减速、一级圆柱齿轮传动减速和链传动减速），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）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PWPFV4.50.823.69kWPd

5、pW2）、电动机输出功率pd4传动装置的总效率12345式中，12.为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书【1】表3-1查得:V带传动效率10.95,滚动轴承传动效率为20.98,齿轮传动效率为30.97,链传动效率40.93,联轴器传动效率为5"A,卷筒传动效率460.96o则12345=0.7513Fd故PW 037693 491kW3、电动机额定功率Pm由【1】表17-7选取电动机额定功率巳5.5kW4、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、一级减速器和链传动)传动比范围i(24)(36)(24)12

6、96,则电动机转速可选范围为可见同步转速为1500r/min的电动机符合。由【1】表17-7选定电动机的型号为Y132S-4。主要性能如下表：5、计算的总传电机额满载传动装置堵最动比比并分型号定转速转大配传动比什功1）、生,率1Y1325.51440r转转矩矩总传动2.2.S-4KW/min22n1440i总nm144030.33nw47.482）、分配传动比取V带传动的传动比i12.5,链传动的传动比为i32.5,则齿轮的传动比i2 必 K 4.85币32.5 2.5三、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、II轴，链轮轴为田轴、卷筒轴

7、各轴的转速为（r/min）n1高速轴I的转速n mi1年5762.5n2低速轴H的转速ni2576 118.764.85链轮轴m的转速n3n2/2.5 118.76/2.5 47.5卷筒轴的转速n4=n3=47.52 .各轴输入功率为（kW）高速轴I的输入功率PiPm4.910.954.6645低速轴n的输入功率P24.66450.980.974.434链轮轴m的输入功率P3P24.4340.980.934.04卷筒轴的输入功率3.各轴输入转矩（NmmP44.040.980.993.929550P195504.66451）、轴I的转矩为n157677.34T9550P295504.434356

8、.562）、轴n的转矩为'21118.76T9550P395504.04812.253）、轴出的转矩为T3n347.595504P495503.924）、卷筒轴的转矩为47.5将各数据汇总如下表1传动参数的数据表轴轴轴卷I丑m筒轴功4.664.44.03.9率453442P/kW转77.356812788矩34.56.25.13T/(Nm)转57611847.47.速.7655n(r谢谢观赏min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，稍有波动，所需传递的额定功率p=4.91kw小带轮转速n11440r/m大带轮转速n2576r/m

9、,传动比il2，5o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)1)、计算功率PaPa=KAP1.34.91kw6.383kw2)、选择V带型根据pa、n1由图8-10机械设计p157选择B型带(d1=125140mrm3)、确定带轮的基准直径dd并验算带速v、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dd1125mm(2)、验算带速v因为5m/s<9.42m/s<30m/s,带轮符合推荐范围(3)、计算大带轮

10、的基准直径根据式8-15dd2idd12.5125mm312.5mm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p152谢谢观赏谢谢观赏0.7(ddi dcj a02i dcJ0.7(125 315) a0 2 (125 315)308a 880初定中心距a0=500mmb 、由式8-22计算带所需的基准长度dd1 i0=2a0+2dd2dd1dd2 24a°(315-125) /4 X500=2X500+兀X0.5X(125+315)+(315-125)=1597mm由表8-2先带的基准长度1d=1600mmc.计算实际中心距a=a0+(

11、ld-l0)/2=500+(1600-1597)/2=501.5mm中心距满足变化范围:262.5750mm(5) .验算小带轮包角1 =180-(dd2-dd1)/ax57.3°=180-(315-125)/501.5X57.3=166>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=1440r/min和dd1=125mm|l8-4a用插值法求得p0=2.2kw单根v带的传递功率的增量p0已知B型v带，小带轮转速n1=1440r/min转动比i=n2=dd1/dd2=2.5查表8-4b得p0=0.46kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数k=0.96

12、,表8-2得带长修正系数kL=0.92pr=(p0+Ap0)XkXkL=(2.2+0.46)X0.96X0.92=2.35KWpcZ=Pr=6.383/2.35=2.72故取3根.(7)、计算单根V带的初拉力和最小值(2.5k)pcF0min=500*ZVk+qVV=190.0N对于新安装的V带，初拉力为：1.5F0min=285N对于运转后的V带，初拉力为：1.3F0min=247N(8) .计算带传动的压轴力FPFP=2ZF0sin(1/2)=754N(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

13、度等级、材料及齿数(1)、按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。(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250-290HBs二者硬度差为40HB旌右。、选小齿轮齿数z124,齿轮传动比为i2=4.85,则大齿轮齿数z24.8524116.4,取z2116。2)、按齿面接触疲劳强度设计，初步选定(3=150。目，十丫1fY赤石由设计计算公式进行计算，即.进行计算。3)、确定公式内的各计算数值(1)、试选载荷系数Kt1.3(2)、选取区域系

14、数Zh=2.425(3)、由图10-26查得10.76,20.84，则121.60(4)、计算小齿轮传递的转矩。(5)、由表【2】10-7选取齿宽系数d1。1(6)、由表10-6差得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa，、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限的m1=650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限川加580MPa。4)、计算应力循环次数。、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.93,KHN21.01。(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、试算小齿轮分度圆直径代人年中较小的值d1t>=45.4mm（2）、计算圆周

15、速度6）、计算齿宽。7）、计算齿宽与齿高之比。mt久于1.89mm模数Zl24谢谢观赏h2.25mt2.251.894.2525mm齿高比45.44.252510.68计算纵向重合度=0.3180dZltanB=2.058）、计算载荷系数。1.04.;根据v1.37m/s,7级精度，由2】图10-8查得动载系数Kv斜齿轮，KHa=KFa=1.2。由【2】表10-2查得使用系数KA1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,Khb1.314Ob10.5由h,Khb1.422查【2】图10-13得KF1.32,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

16、算模数mi11）、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*日550MPa,大齿轮的弯曲疲劳极限电2390Mp，。、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN109,KFN20.95O13）、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）、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.8516）、查取齿形系数。由表10-5查得YFa12.65；YFa22”7。17）、查取应力校正系数。由【2】表10-5查得YSa11.58；YSa21.793oY

17、FaYsa18）、计算大、小齿轮的司并加以比较。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1.48mm并就近圆整为标准值为m=2m族接触强度算得的分度圆直径d149口6mm,算出小齿轮齿数d1cos49.06cos15“”z123.69mn2，取乙24z24.8524116.4取22116(1)、计算中心距取a二145mm(2)、确定螺旋角(3)、计算大小齿轮分度圆直

18、径Z1mn d1 = cos15.150mmZ?mnd2 = cos15.1o240mm(4)、确定齿宽取8255mm,B150mm3、链传动设计1)、选择链轮齿数取小链轮齿数乙二30,大链轮的齿数为z2=iZ2=2.530=75。2)、根据链的布置形式，分别由1个单排链构成。3)、确定计算功率由文献【2】表9-6查得KA1.0,由文献图9-13查得KZ0.82,单排链。则单排链的计算功率为PcaKaKzP21.00.824.434KW3.636KW4)、选择链条型号和节距根据已3.636KW及n2118.76Rin,由文献2图9-11选择10A由文献【2】表9-1,链条节距为P15.875m

19、m5)、计算链条数和中心距初选中心品巨a0(3050)P(3050)15.875mm476.25793.75mm谢谢观赏取a0700mm相应的链长节数为2%£（必）2±2卫30_20140.7P22a015.8752取链条节数lp140节。6）、计算链速v,确定润滑方式由v0.97嗯和链号10A由文献【2】图9-14可知采用滴油润滑。7）、计算压轴力FPP3.636,Fe10001000-N3748N有效圆周力为V0.97链轮水平布置时的压轴力系数Kfp15,则压轴力为五、联轴器的设计联轴器的计算转矩TcaCL,查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取ka1.3则TcaK

20、aT31.38122501055925N.mm按照计算转矩心应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用TL10型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N.ni半联轴器的孔径d=65mm半联轴器长度L=142mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm六、轴的设计计算与校核选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为-160Mpa。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。高速级齿轮上的作用力为1、高速轴的设计与校核谢谢观赏谢谢观赏CD E、初步确定轴的最小直径。按公式dminA03 P、n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A01 110。则

21、又因为高速轴i有两个键梢，应增大轴径以考虑键梢对轴的强度的削弱。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dmin1 20（1 0.1）24.3mm ,取为 25mm、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（圆锥滚子轴承30207）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=50,高速轴齿轮分度圆直径50.F段:d6=40,设计定位轴肩高度h=2.5mmG段:d7=35,与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合。轴上各段所对应的长度。A段长度

22、为Li50mm .B段长度为58mm .C段长度为17mm .谢谢观赏D段长度为L48mm;E段长度为L555mm；F段长度为L68mm；G段长度为l717mm。(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。(5)按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图作水平面内的弯矩图。支点反力为1-1截面处和2-2截面处的弯矩作垂直平面内的弯矩图，支点反力1-1截面左侧弯矩为1-1截面右侧弯矩为2-2截面处的弯矩为作合成弯矩图1-1截面2-2截面作转矩图T=77.34N.mm求当量弯矩因减速器单向运转，修正系数为0.6确定危险

23、截面及校核强度截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩Me1Me2,并且轴上还有键梢，故1-1可能为危险截面。但由于d4d3也应该对截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得许用弯曲应力160Mpa，满足e1条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。2、低速轴的设计1）、初步确定轴的最小直径。qPdminA03一一按公式°'n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-110。则又因为低速轴I有两个键梢，应增大轴径以考虑键梢对轴的强度的削弱。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dmin236（10.1）39.

24、6mm,圆整为40mm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=40mm与弹性柱销联轴器配合B段：d2=43mm设定轴肩高h=1.5mmC段：d3=45,与轴承配合。D段：d4=50mm设定非轴肩高度为2.5mm!E段：d5=55mm设定轴肩高为2.5mm1F段：d6=45mm轴承配合。3）、轴上各段所对应的长度。A段长度为Li68mm;B段长度为L261mm；C段长度为L330mm；D段长度为L448mm；E段长度为L510mm；F段长度为L617mm；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。5）按弯扭合成强度校核轴径画出轴

25、的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图作水平面内的弯矩图。支点反力为1-1截面处和2-2截面处的弯矩作垂直平面内的弯矩图，支点反力1-1截面左侧弯矩为2-2截面处的弯矩为作合成弯矩图1-1截面2-2截面作转矩图T=87420N.mm求当量弯矩因减速器单向运转，修正系数为0.6确定危险截面及校核强度截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩Mei山2,并且轴上还有键梢，故1-1可能为危险截面。但由于d4d3也应该对截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得许用弯曲应力160MPa，满足，1条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。七、轴承的选择及计算1、高速轴轴承的选择及计算

26、1）、高速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30207型C=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22532209023073N13292208923159N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PfpFr2,查【2】表13-6得载荷系数fp1.2。轴承的预计使用寿命为8年，即预计使用计算寿命Lh16300838400hCP60nLh轴承应有的基本额定动载荷值1106,其中3,则、验算30207轴承的寿命综上所得30207轴承符合设计要求。2、低速轴的轴承选取及计算1）、低速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30209型，C=31.5

27、kN。2）、计算轴承的径向载荷3）、轴承的当量载荷，因圆锥滚子轴承受径向载荷，故PfpFr,查表【2】13-6得载荷系数fp索。、假设轴承的使用寿命为十年，即预计使用计算寿命Lh16300838400hCP60nLh轴承应有的基本额定动载荷值1106,其中3,则4）、验算30209轴承的寿命综上所得30209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，bxhxL=8X7X42o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6-2p二100120MPa2）、强度校核故满足设计要求。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，bxhxL=14X9X45,轴的直径为50mm(GB/T1096-2003)查2表 6-2 P连接联轴器的键：查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸选取A型键，bxhXL=12x8X63,轴的直径为36mm键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，二100120MPa2）、强度校核故也符合设计要求九、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符名称减速器及其形式关系号0.025a+1mm8mm取机座壁厚510mmS0