一级减速器设计说明书

PAGEPAGEII机械设计课程设计说明书设计题目：设计带式运输机的传动装置（一级减速器）姓名：学号：班级：院系：专业：指导教师：完成时间：课程设计的内容设计题目：设计带式运输机的传动装置（一级减速器）一、传动系统方案图1-1传动系统简1－电动机；2－带传动；3－级圆柱齿轮减速器；4－联轴器；5－卷筒二、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：F=2800N；输送带工作速度：V=1.4滚筒直径：D=3502、滚筒效率：η=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；三、工作条件两班制，常温下连续单向运转。空载起动，工作载荷平稳，在室内工作，有粉尘，电压为380/220V的三相交流电源。输送带速度允许误差为±5％。减速器设计寿命为十年，大修期三年。在中等规模机械厂加工。四、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)齿轮传动的设计计算；4)轴的设计与强度计算；5)键的选择与强度校核；6)联轴器的选择。3、设计绘图：1、减速器装配图一张（A0或A1）。2、零件图1张～3张。3、设计说明书1份。PAGEii-目录1传动方案的拟定及说明 11电机的选择 12.1电动机类型和结构型式 12.1电动机容量 12.3机额定功率 22.4电动机的转速 22.5计算传动装置的传动比 23计算传动装置的运动和运动参数 23.1各轴转速 23.2各轴输入功率 33.3各轴输入转矩 34V带传动的主要参数 44.1已知条件和设计内容 44.2设计步骤和方法 45齿轮传动设计 65.1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 65.2按齿面接触疲劳强度设计 65.3按齿根弯曲疲劳设计 85.4齿轮参数计算 96轴的设计计算 116.1高速轴的设计 116.1.1选取轴的材料 116.1.2按扭矩初算轴径 116.1.3高速轴的强度校核 116.2低速轴的设计 136.2.1选取轴的材料 136.2.2按扭矩初算轴径 136.2.3低速轴的强度校核 157键和联轴器的选择和校核 167.1高速轴键的选取 167.2低速轴键的选取 177.3联轴器的选取 178润滑与密封 188.1润滑的选择确定 188.1.1润滑方式 188.1.2润滑油牌号及用量 188.2密封形式 189铸件减速器机体结构尺寸计算表及其附件的选择 189.1铸件江苏启机体结构尺寸计算表 199.2减速器附件的选择 20参考文献 21-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器（包含带轮减速和一级圆柱齿轮轮廓传动减速），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，即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13～15左右，可选用任务书中的传动方式进行设计。电机的选择2.1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。2.2电动机容量（1)、电机所需功率ＰＷ（2)、电动机输出功率传动装置的总效率，式中，为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由[1]表2-4查得：普通V带的效率为，一对滚动轴承的效率为（初选球轴承），闭式齿轮传动效率为（初定8级精度），滑动联轴器的效率，卷筒传动的效率则故（3）、确定电动机的转速滚筒轴Ⅲ的转速为2.3机额定功率由[1]表17-7选取电动机额定功率2.4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。由减速装置传动比范围，则电动机转速可选范围为可见同步转速为1000r/min的电动机均符合。由[1]表17-7选定电动机的型号为Y132S--4。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Y132M2-65.5KW960r/min2.42.82.5计算传动装置的传动比（1）总传动比（2)配传动比假设V带传动的传动比，则减速器传动的传动比计算传动装置的运动和动力参数3.1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，滚筒轴为Ⅲ轴。各轴的转速为（r/min）高速轴Ⅰ的转速低速轴Ⅱ的转速滚筒轴Ⅲ的转速3.2各轴输入功率为()高速轴Ⅰ的输入功率低速轴Ⅱ的输入功率滚筒轴Ⅲ的输入功率3.3各轴输入转矩（Nm）1）电机轴的转矩2）轴Ⅰ的转矩为3）轴Ⅱ的转矩为4）轴Ⅲ的转矩为将各数据汇总如下表3-1传动参数的数据表电机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ功率P∕kW5.54.4834.3054.134转矩T∕(N·m)54.71133.79535.81514.53转速n(r∕min)96032076.7376.73传动比i12.5634.17效率η0.960.990.97V带传动的主要参数4.1已知条件和设计内容两班制（共16h），连续单向运转，载荷变动小，所需传递的额定功率，小带轮转速,大带轮转速，传动比i=3。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。4.2设计步骤和方法（1）确定计算工率由[2]表8-7查得工作情况系数，故选择V带的带型根据由图8-10选用A型。（2）确定带轮的基准直径并验算带速v1)初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径=125mm。2)验算带速v。因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。(3)计算大带轮的基准直径。=i1=mm根据表8-8，圆整为。（4）确定V带的中心距a和基准直径。1)根据式（8-20），即，；初定中心距2)计算基准直径由[2]表8-2选带的基准长度。3)根据是（8-23）计算实际中心距a。中心距的变化范围为464.88mm-545.88mm。（5）验算小带轮上的包角（6）计算单根V带的额定功率。由=125mm和，查表8-4a得kW。根据,i1=3和A型带查表8-4b得。查表8-5得，表8-2得，于是（7）计算V带的根数z。取Z=5根。（8）计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.１kg/m,所以应使带的实际初拉力＞（9）、计算压轴力压轴力的最小值为（10）、带轮结构设计(略)齿轮传动设计5.1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数(1)、按图1-1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280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者硬度差为40HBS左右。(4)、选小齿轮齿数，齿轮传动比为i2=4.17，则大齿轮齿数，取。5.2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即进行计算。（1）、确定公式内的各计算数值1）、选载荷系数2)、计算小齿轮传递的转矩。3)、由表10-7选取齿宽系数。4)、由表10-6差得材料的弹性影响系数5)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由图10-19取接触疲劳寿命系数；。7)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,则（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径代人中较小的值。2)计算圆周速度3）计算齿轮宽度4)计算齿宽与齿高之比：模数齿高5）计算载荷系数K。根据v=1.00m/s，7级精度。由图10-8查的动载系数Kv=直齿轮，由表10-2查的使用系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，.415，由，查图10-13得，故载荷系数6）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由公式10-10a得7）计算模数5.3按齿根弯曲疲劳设计由公式10-5得弯曲强度设计公式为确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数；；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式10-12得则：两齿轮材料许用弯曲疲劳应力分别为：4)计算载荷系数K5)查取齿形系数由表10-5查的；6）查取应力校正系数由表10-5查的；7)大、小齿轮的并加以比较大齿轮数值较大（2）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1.91mm，并就近圆整为标准值为m=2.5mm，取，取5.4齿轮参数计算(1)、计算分度圆直径(2)、计算中心距（3）计算齿轮宽度取。轴的设计计算6.1高速轴的设计6.1.1选取轴的材料材料选为45钢调质，查[2]表15-1得强度极限为，硬度为217-255/HBS,屈服极限为6.1.2按扭矩初算轴径考虑轴的一端有个键槽，将直径增大1.1%，则(1)轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面由轴肩定位，左面用套筒轴向固定，连接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒固定，则采用过渡配合固定。为了便于轴上零件的装拆，常将轴做成阶梯形。对于一般剖分式箱体中的轴，它的直径从轴端逐渐向中间增大，可依次将齿轮，套筒，左端滚动轴承，轴承盖和带轮从轴的左端拆装，另一滚动轴承从右端拆装，为使轴上零件易于安装，轴端及各轴段的端部应有倒角。（2）确定轴隔断直径和长度1段，带轮宽度B=50mm,因为轴头长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，其长度要比轮毂宽度小2~3mm，所以则取第一段长度2段轴肩高度取h=2.5mm，则该段的长度要根据轴承端盖的高度，轴承端盖和箱体内壁之间的距离来确定，取3段其内径为40mm，所以初选6208型深沟球轴承，d=40mm，D=80mm，B=18mm，则该段的直径，长度4段该段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取，长度5段该段为齿轮轴段，取，取，由于齿轮的宽度为65mm，则取此段长度6段和第4段的作用一样，尺寸也一样，长度7段与第3段类似取，6.1.3高速轴的强度校核（1）、轴的计算简图扭矩圆周力：径向力：由上述确定的个轴长度尺寸得，两支座间距离水平面的支反力：水平面的弯矩垂直面的支反力：垂直面的弯矩：将水平面与垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为：(2)、按弯扭合成应力校核轴的强度轴的计算应力：校核轴的强度：轴在C处截面的弯矩与扭矩最大，故为轴的危险截面，轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，固取折合系数。轴的材料为45钢，调至处理，因此，故安全。6.2、低速轴的设计6.2.1选取轴的材料材料选为45钢调质，查[2]表15-1得强度极限为，硬度为217-255/HBS,屈服极限为。6.2.2按扭矩初算轴径按公式初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对于轴承对称分布，轴肩定位齿轮右面，左面用套筒轴向固定，连接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒轴向定位，与轴之间采用过渡配合固定为了便于轴承上的零件安装于拆卸，常将轴做成阶梯形，对于一般剖分式箱体中的轴，它的直径从轴端逐渐向中间增大，如图，可依次将联轴器，轴承盖，右端滚动轴承，和齿轮从轴的右端拆装，另一滚动轴承从左端拆装，为使轴上零件易于安装，轴端及各轴端的端部应有倒角，从动轴：（2）确定轴各段直径和长度尺寸：1段又因为低速轴Ⅰ有两个键槽，将直径增大10%，则，则取。联轴器与轴通过键连接，则轴径应增加5%~7%，取从动轴，又半连轴器的轴孔直径，轴孔长度，故取此段轴直径，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故取此段轴长度2段轴肩高度故取h=4.0mm，则该段的长度要根据轴承端盖的高度，轴承端盖和箱体内壁之间的距离来确定，取3段该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力而轴向力为零，选用6212型轴承，则d=60mm，D=110mm，B=22mm，则该段的直径为，长度4段该段装有齿轮，，取，又大齿轮齿宽为70mm，则5段考虑齿轮的轴向定位，取定位的轴间直径，长度6段此处为台阶，直径，7段该段有滚动轴承的安装处，可取该段轴径，长度为6.2.3低速轴的强度校核扭矩：圆周力：径向力：由上述确定的个轴长度尺寸得，两支座间距离水平面的支反力：水平面的弯矩垂直面的支反力：垂直面的弯矩：将水平面与垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为：(2)、按弯扭合成应力校核轴的强度轴的计算应力：校核轴的强度：轴在C处截面的弯矩与扭矩最大，故为轴的危险截面，轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，固取折合系数。轴的材料为45钢，调至处理，因此，故安全。7键和联轴器的选择及校核7.1高速轴的键连接（1）高速轴键的选择查[1]表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键，b×h×L=8×7×40。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=100～120MPa。（2）强度校核故满足设计要求。7.2低速轴键的选取（1）低速轴键的选择查[1]表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键，b×h×L=20×12×56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=100～120MPa。（2）强度校核故也符合设计要求7.3联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器，取K=1.3选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=710，<。8润滑与密封8.1润滑的选择确定8.1.11.齿轮V＜＜12m/s应用喷油润滑