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学期学学院院 ：专专业业：机械设计制造及其自动化学生姓名学生姓名：学学 号号：课课程程设设计计题题目目：带式传动机的传动系统设计指指 导导 教教 师：师：日日期：期：2015-12-311目录目录一、设计任务一、设计任务.2二、电动机的选择二、电动机的选择.2三、分配传动比三、分配传动比.3四、四、V V 带设计带设计.3五、五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算直齿圆柱齿轮传动的设计计算.5六、高速轴的设计计算六、高速轴的设计计算.9七、低速轴的设计计算七、低速轴的设计计算.12八八、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计.14九、轴承的

2、润滑.16十十、减速器的密封减速器的密封.16十一十一、齿轮的润滑齿轮的润滑16十二十二、设计心得设计心得.16十二十二、参考文献参考文献.17十三、图十三、图.172一、设计任务一、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=1.5m/s；滚筒直径 D=320mm；工作条件：（1）二班制：即每天 16 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

3、动和动力参数5.普通 V 带设计计算6.减速器内部传动设计计算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、二、电动机的选择电动机的选择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，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，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)查简明机械设计手册 P7 表 1-131：V 带传动效率2：圆柱齿轮传动效率3：齿轮传动滚动轴承（一对）效率4：联轴器效率5：滚筒轴承6：（滚筒）平摩擦传动P

4、 输出=FV/1000=6KW总=123456=0.960.980.980.970.980.92=0.812)电动机输入功率P输入=P输出/=7.41kWP=6kw总=0.81P输入=7.41kW33、确定电动机转速：1)滚筒移速n滚=60v1000/d=90r/min2)电动机转速根据表 1-14 可得i V带=24i减速机=46i总=824n电动机=n滚i总=7202160r/min4、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，选定电动机型号为选择 Y160L-8 型号的电动机。三、分配传动比三、分配传动比1)根据 Y160L-8 型号电机可得n=720r/mi

5、n2)实际传动比i总=n电动机/n滚筒=83)分配传动比在满足 i齿轮iV带的前提下取 i带=2.67i齿轮=34)计算各级转速齿轮轴 1 转速iV带=n电动机/N1N1=270r/min滚筒轴 2 转速i齿轮=n1/n2N2=90r/min=n滚筒5)计算各级功率齿轮轴功率P1=P输入1=7.5Kw0.96=7.2Kw滚筒轴功率P2=P132=7.20.980.98=6.91Kw6)计算各级转矩齿轮轴转矩T1=9550P1/n1=95507.2/270=254.67Nm滚筒轴转矩T2=9550P2/n2=95506.91/90=733.23Nm四、四、V V 带设计带设计1、确定计算功率 P

6、caPca=KAP=1.27.5kw=9kwKA：工作情况系数，见机械设计表 8-8n电动机=720r/min2、根据 V 带轮的基准直径系列选择 B 型 V 带n滚=90r/miniV带=24i减速机=46i总=824n电动机=7202160r/minN=720r/mini总=8i带=2.67i齿轮=3N1=270r/minP1=7.2kwP2=6.91kwT1=254.67NmT2=733.23NmPca=9kwn电动机=720r/min43、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dd1=140mm2）验算带速V=dd1n/601000=5.

7、277m/s因为 5m/s5.277m/s25m/s 所以带速合适。3 计算大带轮的基准直径dd2=idd1=2.67140=373.8mm根据表 8-9，取标准值为 dd2=355mm4、确定 V 带的中心距 a0和基准长度 Ld1) 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)688.25a0990取初选的带传动中心距 a0=670mm2) Ld02a0+/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)/4a0=2134.788根据课本 P146 表 8-2 得 Ld=22003)计算中心距 a 及其变化范围aa0+Ld-Ld0/2=702.60amin=a-0.015Ld=669.6ama

8、x=a+0.03Ld=768.65、验算小齿轮上的包角11=180-（dd2-dd1）57.3/a=162.461206、确定带的根数 ZZ=Pca/Pr=Kca/(P0+P0)KKL=4.81P0：单根普通 V 带的基本额定功率P0：单根普通 V 带额定功率的增量K：包角修正系数 见机械设计表 8-6kL：修正系数 见机械设计表 8-2z 带根齿数取 5 根7、确定初拉力 F0F0=500(2.5-K)Pca/k2v+qvV 带单位长度的质量 见机械设计表 8-3K=0.95q=0.170F0=283.09N8、计算压力轴 FpFp=2zF0sin1/2=2796.04N9、带轮结构设计（见

9、机械设计图 8-14）根据电动机 Y16018 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=6384mmd=35mmd1=(1.82）取 d1=702）大带轮结构采用轮幅式带轮Dd=355za=4L=(1.52)d=52.570mmdd1=140mmV=5.277m/sdd2=355mma0=670mmLd=2200a=702.60amin=669.6amax=768.61=162.46Z=5F0=283.09NFp=2796.04NL=6384mmd=35mmd1=70Dd2=355za=4L=52.570mm5b1.5dL=B=70mmh1=

10、290(p/nza)=54.58mmH2=0.8h1=43.66mmB1=0.4h1=21.832B2=0.86=17.4656五、五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算直齿圆柱齿轮传动的设计计算1.（1）按图选用直齿圆柱齿轮传动压力角取 20（2）参考课本表 106 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=320=602、按齿面接触疲劳强度设计(1) d1t3（2kht/d）（u+1/u）（ZHZEZ/H）2I=u1) 确定公式中的参数值试选 Kht=1.3转矩 T1=254.67Nm

11、由课本 P 206 表 107 得d=1由课本 P203 图 1020 得 ZH=2.5由课本 P202 表 105 得 ZE=189.8MPa计算接触疲劳强度重合度系数 Za1=arc cosZ1cos/(Z1+2ha)=arc cos20cos20/(20+2)=31.32a2=arc cosZ2cos/(Z2+2ha*)=arc cos60cos20/(20+2)=24.58=Z1(tan1-tan)+Z2(tan2-tan)/2=1.671Z=(4-)/3=0.881由课本 P 图 1025dc 得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=570MPaHlim2=530MPa由图

12、1023 查去接触疲劳寿命系数KNH1=1KNH2=1.1取失效概率为 1%安全系数 S=1H1=KNH1Lim=570MPaH2=KNH2Lim=583MPa取H1和H2中的最小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力L=B=70mmh1=54.58mmH2=43.66mmB1=21.832B2=17.4656Kht=1.3T1=254.67Nmd=1ZH=2.5Ze=189.8MPaa1=31.32a2=24.58=1.671Z=0.881KNH1=1KNH2=1.1H1=570MPaH2=583MPa6H1=H2=570MPa2）试计算小齿轮分度圆直径d1t=(2 1.3 254.67 1000

13、/1) (3+1)/3 (2.5 189.8 0.881/570)2(1/3)=78.0172mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备圆周速度 vV=d1tn1/（601000）=1.102m/s齿宽 bb=dd1t=78.017mm2)计算实际载荷系数 KH由机械设计表 102 的 KA=1.5根据 v，8 级精度的 Kv=1.05齿轮圆周力Ft1=2T1/d1t=2254.671000/78.017=6528NKAFt1/b=1.56528/18.017=125.51100N/mm查表 104 得 8 级精度，小齿轮相对支撑对称布置KH=1.355KH=KAKVKHKH=

14、1.51.051.11.355=2.353)、分度圆直径d1=d1t3(KH/KHt)=78.1073(2.35/1.3)=95.30mmm=d1/z1=95.3/20=4.7653、按齿根弯曲疲劳强度计算(1) mt32KFtT1Y/(dz1z1）（YFaYsa/F1)确定公式中的参数值试选 KFt=1.3计算弯曲疲劳强度重合度系数Y=0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.67=0.699计算 YFaYsa/F由机械设计图 10-17 得 YFa1=2.80YFa2=2.20由机械设计图 10-18 得 Ysa1=1.55Ysa2=1.78由机械设计图 10-24c 得Slim1=

15、370MPa由机械设计图 10-22 得 KFN1=0.88KFN2=0.9取弯曲疲劳安全系数 S=1.1F1=KFN1Hlim1/S=0.88370/1.1=296MPaF2=KFN2Hlim2/S=0.9330/1.1=270MPaYFa1Ysa1/F1=2.81.55/296=0.0147YFa2Ysa2/F2=2.21.78/270=0.0145d1t=78.0172mmV=1.102m/sb=78.017mmKA=1.5Kv=1.05Ft1=6528NKAFt1/b=125.51KH=1.355KH=2.35d1=95.30mmm=4.765KFt=1.3Y=0.699YFa1=2.

16、80YFa2=2.20Ysa1=1.55Ysa2=1.78Slim1=370MPaKFN1=0.88KFN2=0.9S=1.1F1=296MPaF2=270MPaYFa1Ysa1/F1=0.0147YFa2Ysa2/F2=0.01457小齿轮的 YFaYsa/F大于大齿轮取 YFaYsa/F=0.01472）试算模数mt3(21.3254.671000/120200.0147)=2.5（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷前的数据准备圆周速度 vd1=mz=2.5720=51.4mmV=d1n1/(601000)=51.4270/(601000)=0.726m/s齿宽 bb=dd1=151.4=5

17、1.4宽高比 b/hh=（2ha*+c*）mt=（21+0.25）257=5.78b/h=51.4/5.78=8.892)计算实际载荷系数 KF根据 v=0.726m/s8 级精度由图 10-8 的 Kv=1.02Ft1=2T/d1=2254.671000/51.4=9893NKAFt1/b=1.59.8931000/b=288.7100由表 10-3 得 KF=1.1由表 10-4 得 KH=1.342结合 b/h=8.89 查图 10-13 得 KF=1.32则载荷系数KF=KAKvKFKF=1.251.11.021.32=1.853) m=mt3(KF/KFt)=2.573(1.85/1

18、.3)=2.89取实际模数 m=3按接触疲劳强度算得分度圆直径 d1=95.30mm算出小齿轮齿数z1=d1/m=95.30/3=31.76取 z1=32则大齿轮齿数z2=iz=332=96取 z2=97z1与 z2互为质数4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=323=96mmd2=z2m=973=291mm（2）计算中心距a=（d1+d2）/2=（96+291）/2=193.5mm（3）计算齿轮宽度m =2.57d1=51.4mmV=0.726m/sb=51.4h=5.78b/h=8.89Kv=1.02Ft1=9893NKAFt1/b=288.7KF=1.1KH=1.342KF=

19、1.32KF=1.85m=2.89取实际模数 m=3d1=95.30mmz1=32z2=97d1=96mmd2=291mma=193.5mm8b=dd1=196=96mm考虑不可避免的安装误差，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即 b1=101106mm5.校核（1）齿面接触疲劳强度校核h=2KHT1/dd13(u+1)/uZHZEZ=22.35254.67/(1323)(3+1)/32.5189.80 0.881=291.74MPa570MPa=H（2）齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFT1YFa1Ysa1Y/dm3z12=22.57254.672.81.550.7261000/133322

20、=149.23MPa296MPaF2=2KFT1YFa2Ysa2Y/dm3z12=22.57254.672.21.780.7261000/133972=134.65MPa270MPa6.齿轮其余尺寸(1)齿顶圆直径为da1=m（z1+2）=334=102mmda2=m（z2+2) =399=297mm(2)齿根圆直径为df1=m（z1-2.5）=329.5=88.5mmdf2=m（z2-2.5）=394.5=289.5mmb=96mmb1=101106mm取 b1=102 b2=96h=291.74MPaF1=149.23MPaF2=134.65MPada1=102mmda2=297mmdf1

21、=88.5mmdf2=289.5mm9六、高速轴的设计计算六、高速轴的设计计算1.已求得高速轴传递功率 P1=7.2kW转速 n1=270r/min小齿轮分度圆直径 d1=96mm 齿宽 b=102mm转矩 T1=254.67Nm选材：45 调质钢2.求作用在齿轮上的力Ft=2T1/d1 = (2254.6710)/96 = 5305.625NFr=Fttan20= 1931.09N3.轴的结构设计（1）轴段设计由公式 dminA0p/(n(1-4)与大带轮内径可得d32mm 的轴，有两个键槽时应增大 1015取 d1=35mm名称代号计算公式中心距a122cosnzzma传动比i12ziz法

22、面模数nm设计和校核得出端面模数tmcosntmm法面压力角n齿数Z略分度圆直径d查表 7-6齿顶圆直径ad略齿根圆直径df查表 7-6齿轮宽b查表 7-6P1=7.2kwb=102mmT1=254.67Nm45 钢 （调质）Ft= 5305.625NFr=1931.09Nd1=35mm结果小齿轮大齿轮193.53302032979629110229788.5283.51029610带轮的轮毂宽度为 6384mm 取 L1=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

23、度为 23mm ，轴套宽度为 12mmL3=43mm，L6=27（4） 轴段为齿轮位， 取 d4=45mm宽度略小于小齿轮齿宽取 L4=98mm（5）轴段为轴环，h=（23）c，d5=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 查得型号为键 1490GB1096-2003键 1063GB1096-2003dbhltt13038108221605.03.34450149361605.53.85.校验（1）FNH1= FNH2=Ft/2=2652.8N-Fpx245-FNV1155+Frx77.5 = 0FN

24、V1155 = -Fpx245+Frx80 = -2796.04+1931.0977.5 =-3454NFNV2= Fr-Fp-FNV1=1931-2796.04+3454 =2589.05NL1=70mmd2取 38mm轴承型号为 6308d3=d6=40mmL3=43mmL6=27取 d4=45mmL4=98mmd5=53mmL5=12mm键 1490GB1096-2003键 1063GB1096-2003FNH1= 2652.8NFNV155 =-3454NFNV2= 2589.05N图 111轴承 A 的总支承反力FA=(FNH1FNH1+FNV1FNV1)=4355.17N轴承 B

25、的总支承反力FB=(FNH2FNH2+FNV2FNV2)=3706.82N带轮作用在轴承 A 的弯矩M带 A=FPL=2796.0490.0577.5=253041.62Nmm轴承 B 作用在高速轴上的弯矩ML=2589.05x77.05=200651.37Nmm在圆周方向产生的弯矩MH=FNH180=2652.8177.5=205592.775Nmm合成弯矩MA=M带 A=275409.94NmmMr=(MV+MH)=287279NmmT=254.67103（2）齿轮轴与点 A 处弯矩较大，且轴径较小，故点 A 处剖面为危险剖面W=d3/32=403/32=6283.19mm3抗弯截面系数为

26、WT=d3/16=403/16=12566.37mm3最大弯矩应力A=MA/W=253041.62/6283.19=40.27MPa扭剪应力=T1/WT=254.671000/12566.37=20.27MPa按弯度合成强度进行校核计算，扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，则当量应力为ca=A+4()=40.27+4(0.620.27)=47.05MPa-1强度满足要求图 2FA=4355.17NFB=3706.82NM带 A=253041.62NmmM=200651.37NmmMH=205592.775MA=275409.94Mr=287279N*mmT=254.67x103W=

27、6283.19mm3WT=12566.37mm3A=40.27MPa=20.27MPaca=47.05MPa12（3）校验键带轮处键连接的挤压应力连接强度p=4T1/d1hl=4257.6710/35.1063=46.76MPap强度足够（4）校核轴承的寿命轴承 A，B 的当量载荷PA=FA=4398.22NPB=FB=3744.83NPAPB,故只需校核轴承 A轴承在 100对于球轴承=3Fp=1.2C=PA/ft3(60nln/106)=4355.17/13(6027038400/106)=37.18KNCr=40.8轴承满足要求七、低速轴的设计计算七、低速轴的设计计算1.已知条件P2=6

28、.91kwn2=90r/minT2=733.23Nmd2=297b2=96选材45 钢（调质）2.求作用在齿轮上的力Ft=2T2/d2=2733.231000/291=5039.38NFr=Fttan20=1834.18N初步确定轴的最小直径dminA3(p/n)=1053（6.91/90）=44.47mm轴上开有俩个键槽应增大 7% d=47.58mm取 dmin=50mm3.轴的结构设计（1）轴段设计联轴器的计算转矩 Tca=KAT3KA查表 14-1中等冲击 KA=1.9Tca=KA.T2=1.9733.23=1393.137N/m查机械设计简明手册 选用弹性柱销联轴器 L4 型号（GB

29、/T5014-2003) 其公称转矩为 2500N/md1=50mm ， L=112mm,L1长 度 略 小 于 联 轴 器 长 度 取L1=110mm（2）轴段设计h=（23）c 取 d2=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，因此选用深沟球轴承p=46.76MPaP1=7.2KWn1=270r/mind1=96mmb1=102mmT1=254.67选取 45 号钢（调质）P2=6.91kwn2=90r/minT2=733.23Nmd2=297b2=9645 钢（调质）Ft=5039.38NFr=1834.18Ndmin=50mmd1=50mmL1=110mmd2=

30、56mmd3=d6=55mm轴承型号为 631113选取轴承型号为 6311，轴承宽度为 29mm，d3=55mm轴套的宽度为 15mmL3=53mm，L6=33mm（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 L4=92mmd4=60mm（5）轴段设计轴段为轴环，根据 h=（23）c，取 d5=68mmL5等于大齿轮中心到轴套的距离 取 L5=15mm4.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 14100GB1096-2003键 1880GB1096-2003dbhltt14450149361605.53.8586518115020

31、07.04.45.校验L3=53mmL3=53mm，L6=33mmd4=60mmL4=92mmd5=68mmL5=15mm键 14100GB1096-2003键 1880GB1096-2003图 3图 414（1） FNH1=FNH2=Ft/2=2519.69NMH=2519.6980.5=202835.045N.mmFNV1=FNV2=917.09NMv=917.0980.5=73825.745N.mm齿轮齿宽中点所在的轴截面弯矩大并且还有转矩，其抗弯截面系数W=d/32-bt（d-t)/2d=18256.3抗扭截面系数Wt=d/16-bt(d-t)/2d=39462.05弯曲应力b=M/W

32、=215852/18256.3=11.82MPa扭剪应力= T/WT=733.2310/39462.05=18.58MPa=(b+4()=25.23-1强度满足需求6.校核键p=4t/d2hl=4733.2310/509100=65.176p强度足够7.校验轴承寿命轴承 A，B 的当量载荷PA=PB=2681.40NC=PA/ft3(60nln/106)=2681.40/13(6027038400/106)=15.87KNCr=40.8KN轴承满足要求FNH1=FNH2=2519.69NMH=202835.045N.mmFNV1=FNV2=917.09NMv=73825.745N.mmW=18

33、256.3Wt=39462.05b=11.82MPa=18.58MPa=25.23MPaPA=PB=2681.40NC=15.87KN八、八、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计15名称符号尺寸关系计算结果箱座壁厚0.025a+1810箱盖壁厚10.02a+1810箱盖凸缘厚b11.5115箱座凸缘厚b1.515箱座底凸缘厚b22.530地脚螺钉直径df0.036a+1220地脚螺钉数目na250 时，n=4a250500，n=6a500 时，n=84轴承旁联接螺栓直径d10.75df16盖与座联接螺栓直径d2(0.50.6)df12联接螺栓d2的间距l150200

34、150200轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df8检查孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df6定位销直径d(0.70.8)d28df、d1、d2至外箱壁距离C1见表 “凸台及凸缘的结构尺寸”26 22 18df、d2至凸缘边缘距离C2见表 “凸台及凸缘的结构尺寸”24 20 16轴承旁凸台半径R1C224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外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(510)52齿轮顶圆与内箱壁距离11.2齿轮端面与内箱壁距离210箱盖、箱座肋厚m1、m2m10.851，m20.851216九、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

35、何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于 V 齿2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1 的润滑脂。十、十、减速器的密封减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，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