机械设计课程设计一级减速器设计说明书

课程设计题目： 系另 专业班级： 学号： 学生姓名： 指导教师： 时间： ―、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=330 mm.2、 滚筒效率：n=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±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、 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）链传动的设计计算；5）轴的设计与强度计算； 6）滚动轴承的选择与校核；7）键的选择与强度校核； 8）联轴器的选择。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，A2或A3图纸）；3） 设计计算说明书1份（＞6000字）；四、 主要参考书目李育锡•机械设计课程设计[M].北京：高等教育出版社，2008.濮良贵•机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.成大仙•机械设计手册（第5版）[M].北京：化学工业出版社，2007一、 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 3、 电动机额定功率P m4、 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 各轴转速 各轴输入功率为（kW） 各轴输入转矩（Nm） 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 3、链传动设计 12五、联轴器的设计 13六、 轴的设计计算 1、 高速轴的设计 2、 低速轴的设计 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 TOC\o"1-5"\h\z1、 高速轴的键连接 202、 低速轴键的选取 20\o"CurrentDocument"九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 201、 铸件减速器机体结构尺寸计算表 212、 减速器附件的选择 22\o"CurrentDocument"十、润滑与密封 221、 润滑 222、 密封 22\o"CurrentDocument"十一、设计小结 22

十二、参考文献 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n，即W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PP=FV=4.5x0.82二3・69kWwW2） 、电动机输出功率PP二d d“传动装置的总效率 -n4-n-n-n1 2 3 4 5式中，n-n...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】12表3-1查得：V带传动效率n1=0.95，滚动轴承传动效率为n2=0.98，齿轮传动效率为n=0.97,链传动效率r=0.93联轴器传动效率为n=0.99，卷筒传动效率n广0.96。则4 5 6n=n-n4-n-n-n=0.75131 2 3 4 5故Pd沁4.91kWP3.69故Pd沁4.91kW-^W=n 0.7513总3、 电动机额定功率Pm由【1】表17-7选取电动机额定功率P=5.5kWm4、 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'=（2〜X4） （>3〜6=（，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5、计算n—n—mnw鵲=30.33电机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩Y132S--45.5KW1440r/min2.22.2的总传分配传1）、总动比i总并动比传动比2）、分配传动比取V带传动的传动比i=2.5，链传动的传动比为i=2.52）、分配传动比1 33033=4.85i3033=4.85传动比i=2ii2.5x2.513三、计算传动装置的运动和动力参数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、II轴，链轮轴为III轴、卷筒轴各轴的转速为（r/min）高速轴I的转速n—n_1440—ii 2.51低速轴II的转速n576n=―1= =118.762i4.852链轮轴III的转速n二n/2.5二118.76/2.5二47.53 2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P二Pf二4.91x0.95二4.66451 m 1低速轴II的输入功率P二P・耳耳二4.6645x0.98x0.97二4.4342 12・3链轮轴III的输入功率P二P・耳・耳二4.434x0.98x0.93二4.043 2 2 4卷筒轴的输入功率3•各轴输入转矩（N•m）P二P•耳•耳二4.04x0.98x0.99二3.924 3 2 51）、轴I的转矩为T—9550・P1_9550x4.6645_77341 n 57612)、轴II的转矩为9550-P 95502)、轴II的转矩为9550-P 9550x4.434T= 2= =356.562n 118.7623)、轴III的转矩为T二955畧二955°X4・°4二812.253n 47.534)、卷筒轴的转矩为T二9550^二9550x3.92二788.134n 47.54将各数据汇总如下四、传动计算1、设计带参数已知带传件：两班单向运动，所需功率带轮转速轴四、传动计算1、设计带参数已知带传件：两班单向运动，所需功率带轮转速轴I轴II轴III卷筒轴功率P/kW4.66454.4344.043.92转矩77.3356.812.788.T/(N・m)4562513转速n(r/min)576118.7647.547.5表1传动参数的数据表件的设计传动的主要动的工作条制工作，连续转，稍有波传递的额定p=4.91kw小n二1440rm大带轮转速n二576r/m，传动比i二2.5。121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)、计算功率pp=K-P=1.3X4.91kw二6.383kwa aA、选择V带型根据p、n由图8-10《机械设计》p157选择B型带(d1=125—140mm)a1、确定带轮的基准直径d并验算带速vd、初选小带轮的基准直径d，由(《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小d带轮基准直径d=125mmd[、验算带速v因为5m/s<9.42m/s<30m/s,带轮符合推荐范围、计算大带轮的基准直径根据式8-15d=i-d=2.5x125mm=312.5mm,d2 5初定d=315mmd2、确定V带的中心距a和基准长度Lda、根据式8-20《机械设计》pl520.7(d+d)<a<2(d+d)d] dp 0 d] dp0.7x(125+315)<a。<2x(125+315)308<a<880初定中心距a=500mm0b、由式8-22计算带所需的基准长度l=2a+ (d0 0 2d1l=2a+ (d0 0 2d1+d丿+d2d2 4a0=2X500+nX0.5X(125+315)+(315-125)(315-125)/4X500=1597mm由表8-2先带的基准长度l=1600mmdC.计算实际中心距a=a+(l-1)/2=500+(1600-1597)/2=501.5mm0d0中心距满足变化范围：262.5—750mm.验算小带轮包角a=180°-(d-d)/aX57.3°1 d2d1=180°-(315-125)/501.5X57.3°=166°>90° 包角满足条件.计算带的根数单根V带所能传达的功率根据n=1440r/min和d=125mm表8-4a1 d1用插值法求得p=2.2kw0单根v带的传递功率的增量△p0已知B型v带，小带轮转速n=1440r/min1n转动比i=亠=d/d=2.5n d1d22查表8-4b得△p=0.46kw0计算v带的根数查表8-5得包角修正系数k=0.96,表8-2得带长修正系数k=0.92a lP=(p+△p)XkXk=(2.2+0.46)X0.96X0.92=2.35KWr0 0alZ=竺=6.383/2.35=2.72故取3根.Pr、计算单根V带的初拉力和最小值(25-k)pF =500*(一^——aLLc+qVV=190.0NOmin ZVka对于新安装的V带，初拉力为：1.5F=285NOmin对于运转后的V带，初拉力为：1.3F=247NOmin.计算带传动的压轴力FPF=2ZFsin(a/2)=754NP 0 1•带轮的设计结构带轮的材料为:HT200V带轮的结构形式为:腹板式.结构图(略)2、齿轮传动设计、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，选用斜齿圆柱齿轮传动。、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095—88)。、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr(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。、选小齿轮齿数z=24，齿轮传动比为i2=4.85，则大齿轮齿数12z=4.85X24=116.4,，取z=116。22、按齿面接触疲劳强度设计，初步选定P=15°。由设计计算公式进行计算，即 进行计算。、确定公式内的各计算数值K=13、试选载荷系数t、选取区域系数Zh=2.425、由图10-26查得£ =0.76,£ =0.84，则8=£+8=1.60q d2 d51 d2、计算小齿轮传递的转矩。、由表【2】10-7选取齿宽系数町=1。、由表10-6差得材料的弹性影响系数Z=189.8MPTOC\o"1-5"\h\zE a、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限O =650MP；大齿轮Hliml a的接触疲劳强度极限b 二580MP。Hlim2 a、计算应力循环次数。⑴、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.93,K=1.01。HN1 HN2、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,则、计算、试算小齿轮分度圆直径代人［oh］中较小的值。d>=45.4mm1t、计算圆周速度、计算齿宽。、计算齿宽与齿高之比。模数 m=人=45.4=1.89mmtz241齿高 h=2.25m=2.25x1.89=4.2525mmt齿高比 b二空4=10.68h4.2525计算纵向重合度£P£卩=0.318申dZ］tanp=2.05、计算载荷系数。根据v二1.37m/s，7级精度，由【2】图10-8查得动载系数y=1.04；斜齿轮，K=K=1.2。Ha Fa由【2】表10-2查得使用系数K=1。A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，K=1314。HP由2=10.5，K=1.422查【2】图10-13得k=1.32，故载荷系数h HP FP、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径、计算模数m。、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。、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q=550MP，大齿轮的弯曲FE1 a疲劳极限q =390MP。FE2 a⑵、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.91，K=0.95。FN1 FN213） 、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ep=1.704，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0=0.8516） 、查取齿形系数。由【2】表10-5查得Y=2.65;Y =2.177。Fa1 Fa217） 、查取应力校正系数。由【2】表10-5查得Y=1.58;Y =1.793。Sa1 Sa218）、计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。[B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=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d]=49.06mm，算出小齿轮齿数z=d1-cos3=49・06Xcos15°=23.69，取z=24m 2nZ2=4・85X24〜116・4，取Z2=116（1）、计算中心距取a[145mm（2）、确定螺旋角、计算大小齿轮分度圆直径:d=—'巴n=50mmcos15.1°了Zm _._d=—2—n=240mmcos15.1、确定齿宽取B=55mm，B=50mm213、链传动设计1） 、选择链轮齿数取小链轮齿数z=30，大链轮的齿数为z=ixz=2.5x30=75。1222） 、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K二1.0，由文献【2】图9-13查得K二0.82，单排链。A Z则单排链的计算功率为P二KKP二1.0x0.82x4.434KW二3.636KWca AZ24） 、选择链条型号和节距根据P二3.636KW及\=118.76人⑴，由文献【2】图9-11选择10A。由文献【2】表9-1，链条节距为P=15.875mm5） 、计算链条数和中心距初选中心距a=（30~50）P=（30~50）x15.875mm=476.25~793.75mm0取a=700mm0aZ+ZZZP 700 30+30相应的链长节数为L=2f++ 2+（—2十）2 =2x + 沁140.7P0p2 2兀 a15.875 20取链条节数L=140节。P6） 、计算链速V，确定润滑方式由v=0.97m/s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FPP o/TOZT有效圆周力为F=1000—=1000x匕―36N沁3748NeV 0.97链轮水平布置时的压轴力系数K=1.15，则压轴力为FP五、联轴器的设计联轴器的计算转矩T=KT，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取k=1.3，ca a3 a则T=KT=1.3x812250=1055925N.mmca a3按照计算转矩T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，ca其公称转矩为2000N.m。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L=107mm1六、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p]=60MP。为了对轴-1 a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A BCDEFG(1)、初步确定轴的最小直径。按公式d=A3—初步计算轴的最小直径。轴的材料为45钢，调质处理。根据吃】min °n表15-3，取A°]=110。则又因为高速轴I有两个键槽，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10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴径d=20x(1+0.1)=24.3mm，mini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35mm。D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=2.5mm。G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段长度为L]=50mm；B段长度为L=58mm；2C段长度为L二17mm；3D段长度为L二8mm；4E段长度为L二55mm；5F段长度为L二8mm；6G段长度为L=17mm。7、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。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截面右侧弯矩为2截面处的弯矩为作合成弯矩图1截面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a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M>M，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危TOC\o"1-5"\h\zel e2险截面。但由于d>d也应该对截面2-2校核4 31截面2截面由表15-1得许用弯曲应力L]=60MPa，满足c ]条件，故设计的轴有足够的强度,-1 e -1并有一定裕量。2、低速轴的设计、初步确定轴的最小直径。按公式d=A3：P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。？二110。则又因为低速轴I有两个键槽，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10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴径为d二36x(1+0.1)二39.6mm，圆整为40mm。mm2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=40mm，与弹性柱销联轴器配合B段：d2=43mm，设定轴肩高h=1.5mm。C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2.5mm。F段：d6=45mm,与轴承配合。3）、轴上各段所对应的长度。A段长度为L=68mm；1B段长度为L=61mm；2C段长度为L=30mm；3D段长度为L4二48mm；E段长度为L=10mm；5F段长度为L=17mm；64） 、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截面左侧弯矩为2截面处的弯矩为作合成弯矩图1截面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a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M>M，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危TOC\o"1-5"\h\zel e2险截面。但由于d>d也应该对截面2-2校核4 31截面2截面由表15-1得许用弯曲应力L]=60MPa，满足c ]条件，故设计的轴有足够的强度,-1 e -1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1）、高速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30207型C=31.5kNr、计算轴承的径向载荷A处轴承径向力F=JF2+F2=22532+20902=3073Nr1VNH1 NV1C处轴承径向力F=Jf2+F2=$13292+20892=3159Nr2VNH2 NV2所以在C处轴承易受破坏。、轴承的校验、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故P=f•F，查【2】表13-6得pr2载荷系数f二1.2。p(2)轴承的预计使用寿命为8年，即预计使用计算寿命L'=16x300x8=38400hh轴承应有的基本额定动载荷值C=W眯，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、低速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30209型，C=31.5kN。r、计算轴承的径向载荷、轴承的当量载荷，因圆锥滚子轴承受径向载荷，故P=f-F，查表【2】13-6得载pr荷系数f=1.2。p、假设轴承的使用寿命为十年，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=咛嘗，其中’3，则、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、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,査【2】表6-2Lp]=100〜120MPa。、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。

连接联轴器的键：查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-2003)选取A型键，bXhXL=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，查【2】表6-2Lp］=100〜