一级减速器设计说明书1

1、设计题目：带式输送机传动装置设计一、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：直齿圆柱齿轮输送带工作拉力2.6kN；输送带工作速度1.2m/s；滚筒直径350mm.2=0.9（包括滚筒与轴承的效率损失；312 （300 天计算载荷有轻微振动；4、工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；7、动力来源：电力，三相交流，电压380220V。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) V带传动的设计计算；3)

2、 齿轮传动的设计计算；4) 轴的设计与强度计算；5) 滚动轴承的选择与校核；6) 键的选择与强度校核；7) 联轴器的选择。3、设计绘图：减速器装配图一张A0或A1图纸；零件工作图2 张（A2 或A3图纸；设计计算说明书1 份6000字；减速器三维爆炸图（此项选做。注：提交 CAD 图的同学在提交图纸和说明书打印稿的同时必需提交相应电子版文件、手工绘制的装配图草图和手写计算说明书草稿。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

3、.目 录机械设计基础课程设计任务书(1)一、传动方案的拟定及说明(二、电动机的选择(2)三、V带的设计计算(3)四、齿轮的设计(4)五、轴的设计及校核（8）六、轴承的寿命校核(13)七、键联接的选择及校核计算(15)八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择(16)九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择(17)十、设计小结(17)十一、(17)0- - PAGE 9 - PAGE PAGE 10设计计算及说明结 果一.传动方案的拟定及说明（廓传动减速，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n，即Wn 60000V 60

4、000 /minwwd3.14350nw /min一般常选用同步转速为 1000r/min 的电动机作为原动机，传动比约在 1315 左右，可选用任务书中的传动方式进行设计。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、 电机所需功率PFv 2 600 1.2 3.25kWWW1000P3.25kWw、 电动机输出功率P Wpdp传动装置的总效率 12 234式中，1 为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。2由参考书【1】表 3-1 查得：齿轮

5、传动效率为1 0.98, ，滑动轴承传动效率为2 0.99 ，联轴器传动效率为 0.99，V 带传动效率 0.96。则340.913 0.98 0.99 2 0.99 0.96 0.913总总W故P PWd总3.50.913 3.83kWP3.83kWd3、电动机额定功率Pm设计计算及说明结 果由【17-7 4.0kWP4.0kWmm4、电动机的转速m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传动比范围i 6 20 ，则电动机转速可选范围为n ndW i2 65.51 (6 20) 393.1 1310 .2r / min1000r/min17-7机的型号为Y1

6、32M1-6。主要性能如下表：电机型号Y132M1-6额定功率4.0KW满载转速960r/min堵转转矩2.0最大转矩n 960r/ minm5、计算传动装置的总传动比i并分配传动比总n、总传动比in总nw96065.5114.654（620）总i14.654总2)、分配传动比 假设 V 带传动分配的传动比i1i 3.41i比i 2i1 i 4.312三、计算传动装置的运动和动力参数各轴转速96减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴， 滚筒轴为轴。各轴的转速为（r/min）高速轴的转速n nm1i9603.4 282.35n 282.35r/i n11低速轴的转速n960m 65

7、.51滚筒 960/3.42i i122.84 5.160n65.51r/min2轴的转速nn 65.51w2kW )n65.51r/minw设计计算及说明结 果高速轴的输入功率P P1m44.00.96P 3.84kW1低速轴的输入功率 P 3.84 0.99 0.98 3.726P 3.726kW23滚筒轴的输入功率P3各轴输入转矩（Nm）1 1P 223.7260.990.992P 3.505kW39550P95504.01、电机轴的转矩Tm nm960T 39.80Nm、轴的转矩为T1T9550 Pn19550 Pnn 9550 3.84 282.35 9550 3.726 543.1

8、7T 129.88N m12、轴的转矩为2 HYPERLINK l _TOC_250001 65.51T 543.17N m HYPERLINK l _TOC_250000 29550 PT 9550 3.505 510.964、轴的转矩为4、轴的转矩为将各数据汇总如下表 1电机轴3传动参数的数据表轴轴轴3功率P kW4.03.843.7263.505转矩T(Nm)39.80129.88543.17510.96转速 n(r min)960282.3565.5165.51传动比i3.44.311效率0.960.970.98T 510.96N m四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数、已知带

9、传动的工作条件：两班制（共16h，连续单向运转，载p=4.0knm 96r/min, 大带轮转速n1 ，传动比i1 3.4 。、设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带 、确定计算工率由【】表8-7查得工作情况系数 KA 1.2，故设计计算及说明结 果VPcaP 1.2 4kW 4.8kWAK1.2AP4.8kW根据P ca由【2】图 8-10 选用A 型。caw、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d。由2】表8-6和】表8-8，取小d1带轮的基准直径d=125mm。d1、验算带速v。v dnd1 125960 6.28m/sd125mmd16010006

10、01000因为 5m/sv30m/s，故带速合适。、计算大带轮的基准直径d。d21d=id=3.4125425mm1d2d1根据2】表8-8，圆整为d 450mm。d25)、确定V 带的中心距a 和基准直径 Ld 。(1)、根据式0.7(d+d) a2(d+d)即d1d2d1d2402.5mm a 1150mm初定中心距a 0 650mmv 6.28m/sd 450mmd2、由(d-d)2a650mm0L2ad0 2d)d1 d24a02650 (125450)(450-125)2 2243.825mm 24650由【2】表 8-2 选带的基准长度Ld 2240mm 。(3)、计算实际中心距a

11、。L 2243.825mmd0Lda a+ Ld -Ld0= (650 + 2240 - 2243.825 ）= 648 mm022a 648mm1中心距的变化范围为 583mm-710mm。6)、验算小带轮上的包角1 -(d1设计计算及说明-d) -(450-125)d2a395结 果 133014)、计算单根V带的额定功率P。rP 1.382kW0由d=125mm和nd1 960r/min28-4aP01.382kWP 0.112kW0根据n1 960r / ,i=3.428-4bP0 0.112kW 。K0.876查【8-5K 0.876，28-2KL1.03K1.03LP (P Pr0

12、) K K L (1.382 0.112) 0.876 1.03 1.348kWP 1.348kW7)、计算V 带的根数z。z z caPr取 Z=4 根。4.83.561.348rz 4V 带的初拉力的最小值(F0)min(F ) 181.1N由【8-3A 型带的单位长度质量q=0.kg/m,所以0 min(F )(2.5- K )P(2.5-0.876)4.8qv2 0 minK zv0.87646.28应使带的实际初拉力 F0(F0)min、计算压轴力(F 1328.64N压轴力的最小值为1330p min(F )p min2z(F )sin1 24181.1sin1328.64N0 m

13、in222、齿轮传动设计1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数、按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。7 级精度88。、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40C（调质，硬度28u 5.160320HBS大齿轮材料为4（调质，硬度为25290HB。二者硬度差z为40HBS左右。1 24、选小齿轮齿数z124，齿轮传动比为i2=4.31，则大齿轮齿数z1042z 4.3124 103.44，取z2 104 。、按齿面接触疲劳强度设计设计计算及说明结 果由设计计算公式进行计算即d1t KT u 11u1E 2进行计算。、确定公式内的各计算数 值、试选载荷系数Kt 、计算小齿轮传递的转矩。dH

14、K1.3t95.5105 PT 11n 95.5105 3.849601.2988105NT 1.2988105 Nm11d】10-7 选取齿宽系数d1。1d10-6 差得材料的弹性影响系数=189.8MP 1Ea21、由图 10-21d 按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限ZE 189.8MP2Hlim1=650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 580MP 。aHlim1 650MPa、计算应力循环次数。Hlim2580MPaN =60n jL1ih=60757.91(28300=2.619N 2.6191091NN1 N2.619109 8.1810823.23.2、由2】图1

15、0-19 取接触疲劳寿命系数K0.93,K1.01HN1HN2N 8.181082K0.93HN1、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数S=1,则KHN2 1.01 H 1KHN1Slim1 0.93 650 605MPaH 1 605MPa KHN2lim21.03580 585.5MP、计H 2SaH 2aH、试算小齿轮分度圆直径代人H 中较小的值。1.31.0851056.161189.8d1t1、计算圆周速度5.16565.52 60.435mmd1t 60.453mmd nv1t160、计算齿宽。 60.4356010000.893m/sv 0.893m/sbdd1t

16、160.43560.435mmb 设计计算及说明结 果、计算齿宽与齿高之比。模数 d1t 60.435 2.518mmm2.518mmttz241齿高h 2.25mt 2.25 2.518 h 5.67mm齿高比b 60.435 b 10.66h5.67h、计算载荷系数。根据v 1.07m/s 210-8 查得动载系数KV1.04K1.04v直齿轮， KH=K=1。FK=KHF由【2】表 10-2 查得使用系数KA=1.25 。K=1.25由【10-4 7 K1.314 。HAK1.314Hb 10.66 Kh 1.422 查【2】图 10-13 得KF 1.32 ，故载荷系数K1.32FK

17、KKAKKVH 1.25 1.04 11.314 1.708、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直 径K 1.708d d1K1t 3 Kt 60.43531.7081.3 66.192mmm12.758mmd1 66.192mmz241m 2.758mm、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。m 32KT3Y(YSa ) z 2 d 1F、确定公式内的各计算值：2】图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1大齿轮的弯曲疲劳极限 390MP 。FE2a 550MP ，a(2)、由2】图10-18 取弯曲疲劳寿命系数K 0.91，K 0.95。 550MPFN1FN2FE1a13)、计

18、算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳许用安全系数S=1.4，则FE2 390MPaK FN1 0.91设计计算及说明结 果 KFN3FE3 0.91 550 357.5MPaKFN2 0.95F 1 F S1.4K0.95390FN4 FE4 S1.4 357.5MP。F 1aK K K KAVKF1.251.0411.32 F 2 264.6MPa、查取齿形系数。由【10-5 查得 Fa1 2.65 ; YFa2 2.177 。K 1.716、查取应力校正系数。由【2】表 10-5 查得 YSa1Y 1.58 ; YSa2Y 1.793。YFa1YFa2 2.65 2.177、计算大、小齿轮的 F

19、aSa 并加以比较。YSa1Y 1.58 1.793YFa1YSa1 2.69 1.58 0.011712 357.5Sa2Y2.177 1.793大齿轮的数值大。、设计计算Fa2FSa220.014752264.6m 32 1.716 1.085 105 0.014752 2.12mm1 242m 大于由齿根弯曲m 的大小主要取决于弯曲弯曲强度直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数2.12mm，并就近圆整为标准值为m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1 66.192mm ，算出小齿轮齿数z d1 66.19226.47，取 271m2.51z 4.31 27117

20、，取2 1392z 27119)、几何尺寸的计算(1)、计算分度圆直径d1dz m 27 2.5 67.5mm1z m1172.5292.5mmz1172d67.5mm122、计算中心距d d67.5 292.5d 2a 12 220）、计算齿轮宽度 180mm2a 180mmb 67.5mm设计计算及说明结 果b dd1167.5B 73mm取B 73mmB1 68mm 。表2设计后传动参数的数据表1B68mm电机轴轴电机轴轴轴轴功率 PkW4.03.843.7263.505转矩 T(Nm)39.80129.88541.93509.93转速 n(r min)960282.3565.6665.

21、66传动比i3.44.311效率0.960.970.98五、轴的设计计算选取轴的材料为45 钢调质，查【 2】表 15-1 得许用应力为1 60MPa 60MP 。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。at1第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为t1 3848N2T21.29881052T25.419105 1401NF1 3848N , F2 3119Nt1d167.5t2d2347.5r1FFr1t1tan200 1401N,Fr2 F tan200 1135NFt2 3119N1、高速轴的设计、初步确定轴的最小直径。F1135Nr2按公式 dmin A0 P 45 n01A11

22、301处理。根据【2】表 15-3，取A01 113 。则3dA3min101P1133.84 n3 282.35111- 9 - PAGE PAGE 10设计计算及说明又因为高速轴有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削 10%-1510dmin1结 果 30mm径dmin1 26.973 1 0.1) 30mmd 32mm、轴上各段直径的初步确定。A 段:d1=32 由最小直径算出。B 段：d2=35，根据毡圈油封标准，选择轴径长度35mm。Cd3=40，与轴承（6208）40mmDd4=44，设计非定位轴肩高度h=2mm44.E 段：d5=56，设计定位轴肩高度h=6mm。F 段：

23、d6=40，与轴承（深沟球轴承 6208）配合。(3)、轴上各段所对应的长度。1d2d 40mm3d4d56mm5AB 段长度为L1BC 段长度为L2 ； ；d 40mm6CD 段长度为L3 42mm ；L 50mm1DE 段长度为L4 61mm ；L2 71mmEF 段长度为L5FG 段长度为L6 9.5mm ； 35mm。L42mm3L4L9.5mm(4)、各轴段的倒角设计按2】表零件倒角C与圆角半径R的推5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 P初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，n调质处理。根据表15-3，取A115。则0232dA

24、P32min202n21153.726 44.192mm365.663A11502又因为低速轴有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削 10%-1510径为d44.192(10.1)48.611mm49mm。min2设计计算及说明低速轴的轮廓图如上所示。、轴上各段直径的初步确定。A 段：d1=48mm，与 弹性柱销联轴器配合B 段：d2=55mm，设定轴肩高h=3.5mm，根据油封标准选择轴径为 55mm。C 段：d3=60,与轴承配合。D 段：d4=66mm，设定非轴肩高度为 3mm。E 段：d5=78mm，设定轴肩高为 6mm。F 段：d6=60mm,与轴承配合。3)、轴上各段所对应

25、的长度。dmin2结 果 49mmAB 段长度为L AB 段长度为L 112mm ；1BC段长度为L；d 21CD段长度为L50mm；d32DE段长度为L；d60mm43EF段长度为L12mm；d54FG段长度为L35mm；d78mm65联轴器的计算转矩TKT ,查【】表14-1，取K1.3,则d 60mmcaA2A6TKT 1.3541.93704.51Nm4)、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L 荐值）进行设计。1L2六、轴承的选择及计算L50mm3caA21、高速轴轴承的选择及计算L、高速轴的轴承选取深沟球轴承6102型=31.5kn4、计算轴承的径向载荷L1

26、2mm5A 处轴承径向力 FF2 F2 17332 1607.52 2364Nr1NH1NV1L6C 处轴承径向力 FF2 F2 18222 1607.52 2430Nr2NH2NV2K1.3所以在C 处轴承易受破坏。A、轴承的校验T ca(1)轴承的当量载荷因深沟球轴承只受径向载荷故P fF,2】pr2表13-6 得载荷系数fp 1.2。C=31.5knr- 11 - PAGE PAGE 12P1.22430设计计算及说明结 果、假设轴承的使用寿命为两年，即预计使用计算寿命L 2 300 24 14400hh轴承应有的基本额定动载荷值C P60nLh106,其中 3 ，则C 291660 2

27、82.35 14400 18570N 18.57kN C106r、验算6207 轴承的寿命fp1.2L C(r 10631500( 70268.7h P 2916Nh60nP60282.352916综上所得6207 轴承符合设计要求。Lh 14000h2、低速轴的轴承选取及计算6012 型，Cr=31.5kN 。、计算轴承的径向载荷3C 19.347kNrF F2 NH2 F2NV2 567.52 1559.52 1660Nr、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故P fp F ,rL32972.47hh【2】13-6 得载荷系数fpP 1.216601992N1.2 。、假设轴承的使用

28、寿命为两年，即预计使用计算寿命Cr=31.5kNL 2 300 24 14400h 轴承应有的基本额定动载荷值h60nLC Ph106,其中 3 ，则C 199260 65.66 14400 7654N 7.654kN C106rP 1992N6207 轴承的寿命L 14400h106C10631500hL(r )3 ( 103717.18h 14400hh60nP6065.661992综上所得 6012 轴承符合设计要求。七、键连接的选择及校核1、高速轴的键连接、高速轴键的选取C 7.654kN设计计算及说明结 果查【1】表 14-26 普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取

29、 A 型键，bhL=8740。L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。P、强度校核 103717.18h 2T 103 2 114.6103 pkldp故满足设计要求。2、低速轴键的选取14-26 普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取型键，bhL=201256。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。P、强度校核100120MPPa 2T 103 2541.93103 76.03MPa pkld0.512(5620)66p故也符合设计要求八、轴的疲劳强度校核1、高速轴的校核1、高速轴的受力简化图如下所示76.03MPPaAC 为大带轮安装的中心位置，其中AC=129.5mm,bc=191.5mm,cd=130mm.2、水平方向力的求取水平方向受力简图如下- 13 -设计计算及说明结 果r对A 点求矩r AB FNH2 AC FP AD 0即140165FNH2129.5 1328 259.5 0得FNH2-1925.5NFNH2 -1925