一级减速器设计说明书(1)-一级减速器设计

机械设计课程设计说 明 书 设计题目： 一级直齿圆柱齿轮减速器 班级学号： 学生姓名： 指导老师： 完成日期： 1 / 30设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器一、传动方案简图 二、已知条件：1、有关原始数据： 运输带的有效拉力：F=1.47 KN运输带速度：V=1.55m/S鼓轮直径：D=310mm2、工作情况：使用期限8年，2班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，载荷平稳；3、工作环境：灰尘；4、制造条件及生产批量：小批量生产；5、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； 3) 带传动的设计计算；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：1）减速器装配图一张；2）减速器零件图二张；目 录一、传动方案的拟定及说明4二、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44、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()53.各轴输入转矩（Nm）5四、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8五、轴的设计计算111、高速轴的设计112、低速轴的设计12六、轴的疲劳强度校核141、高速轴的校核142、低速轴的校核14七、轴承的选择及计算161、高速轴轴承的选择及计算162、低速轴的轴承选取及计算16八、键连接的选择及校核171、高速轴的键连接172、低速轴键的选取17九、联轴器的选择18十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择181、铸件减速器机体结构尺寸计算表182、减速器附件的选择22十一、润滑与密封221、润滑232、密封23十二、参考文献24设计计算及说明结果1. 传动方案的拟定及说明 传动方案初步确定为两级减速（包含带传动减速和一级圆柱齿轮传动减速），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 =95.54 r/min 2. 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)、 工作机所需功率 =2.28 KW2)、 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。由参考书【1】表3-1查得：齿轮传动效率为，滚动轴承传动效率为，联轴器传动效率为，带传动效率，工作机效率包含轴承。则=0.867 故=2.63 KW3、 电动机额定功率由【1】表17-7选取电动机额定功率设计计算及说明结果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。由任务书中推荐减速装置(包括V带和一级减速器)传动比范围，则电动机转速可选范围为573.25 1910.83 r/min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-6。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Y132S-63KW960r/min2.02.25、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比=10.05 （符合6<<24）2)、分配传动比 取带传动的传动比2.50 ，则齿轮的传动比4.02 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：轴、轴，滚筒轴为轴。各轴的转速为（r/min）高速轴的转速 384.00 低速轴的转速 384.00 /4.02 =95.54 滚筒轴的转速 95.54 2.各轴输入功率为()设计计算及说明结果高速轴的输入功率 2.52 低速轴的输入功率 2.42 滚筒轴的输入功率 2.37 3.各轴输入转矩（Nm）1）、轴的转矩为 62.72 2）、轴的转矩为 242.06 3）、轴的转矩为 237.24 将各数据汇总如下 表1 传动参数的数据表 轴轴轴转速n(rmin)384.00 95.54 95.54 功率PkW2.52 2.42 2.37 转矩T(N·m)62.72 242.06 237.24 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，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.63 kw小带轮转速960.00 r/min 大带轮转速384.00 r/min，传动比2.50 。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）设计计算及说明结果1）、计算功率 =1.1×2.63 =2.89 kw2)、选择V带型 根据、由图8-10机械设计p157选择A型带（d1=112140mm）3）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径，由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径（2）、验算带速v 6.28 m/s因为5m/s<6.28 m/s<30m/s,带轮符合推荐范围（3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 ，初定=315mm（4）、确定V带的中心距a和基准长度 a、 根据式8-20 机械设计p152 0.7 0.7 308a880 初定中心距=600 mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 =2+=2×600 +×0.5×（125+315 ）+（315-125）（315-125）/4×600 1906mm由表8-2先带的基准长度=1950mmc.计算实际中心距设计计算及说明结果a+( -)/2600+（1950-1906）/2622mm中心距满足变化范围:308880 mm（5）.验算小带轮包角 180°-（-）/a×57.3°180°-（315-125）/600 ×57.3° 162°>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=960r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=1.37kw单根v带的传递功率的增量 已知A型v带，小带轮转速=960r/min 转动比 i=/=2 查表8-4b得=0.11kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数=0.96,表8-2得带长修正系数=0.99=(+)××=(1.37+0.11) ×0.96×0.99=1.41KWZ= =2.89 /1.41=2.05 故取3根.（7）、计算单根V带的初拉力和最小值500*+qVV=178.9N对于新安装的V带,初拉力为:1.5=268N对于运转后的V带,初拉力为:1.3=232.5N（8）计算带传动的压轴力设计计算及说明结果=2Zsin(/2)=1064.8N（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、精度等级、材料及齿数(1)、按图所示的传动方案，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8级精度（GB1009588）。(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250290HBS。二者硬度差为40HBS左右。(4)、选小齿轮齿数，齿轮传动比为i2=4.02 ，则大齿轮齿数24×4.02 =96.46 ，取96 。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。3）、确定公式内的各计算数值(1)、试选载荷系数(2)、计算小齿轮传递的转矩。62.72 nm(3)、由表【2】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。4）、计算应力循环次数。设计计算及说明结果(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数。(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(1)、试算小齿轮分度圆直径代人中较小的值。=51.12 mm(2)、计算圆周速度1.03 m/s6）、计算齿宽。1×51.12 =51.12 mm7）、计算齿宽与齿高之比。模数 51.12 /24=2.13 mm齿高 2.25×2.13 =4.79 mm 齿高比 51.12 /4.79 =10.67 8）、计算载荷系数。根据1.03 m/s，9级精度，由【2】图10-8查得动载系数;直齿轮，。由【2】表10-2查得使用系数。设计计算及说明结果由【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，。由，查【2】图10-13得，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55.99 mm10）、计算模数m。55.99 /24=2.33 11）、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，大齿轮的弯曲疲劳极限。(2)、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。13)、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）、查取齿形系数。由【2】表10-5查得 。16）、查取应力校正系数。设计计算及说明结果由【2】表10-5查得 。17）、计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。18）、设计计算1.77 mm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1.77 mm，并就近圆整为标准值为m=2.0 mm，按接触强度算得的分度圆直径55.99 mm，算出小齿轮齿数 55.99 /2=28.00 ，取28 4.02 ×28 =112.54 ，取112 19)、几何尺寸的计算(1)、计算分度圆直径d1=28 ×2.0 =56.0 mmd2=112 ×2.0 =224.0 mm(2)、计算中心距56.0 +224.0 /2=140.0 mm20） 、计算齿轮宽度 1×56.0 =56.0 mm取b2=56 mm,b1=61 mm。 设计计算及说明结果5、 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。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1、高速轴的设计 (1)、初步确定轴的最小直径。按公式 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。则又因为高速轴有1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5%-10%。现将轴增大6%。则增大后的最小轴径，取为25mm。(2)、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（深沟球轴承6207）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=56，高速轴齿轮分度圆直径56。F段：d6=40，设计定位轴肩高度h=2.5mm。设计计算及说明结果G段：d7=35，与轴承（深沟球轴承6207）配合。 (3)、轴上各段所对应的长度。A段长度为；根据带轮轮毂宽度B段长度为；根据毡圈油封标准。C段长度为；由轴承（深沟球轴承6207）宽度及档油环宽度决定，D段长度为；定位轴肩E段长度为；齿轮齿宽F段长度为；定位轴肩G段长度为。由轴承（深沟球轴承6207）宽度及档油环宽度决定(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。2、低速轴的设计1)、初步确定轴的最小直径。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。根据表15-3，取。则32.31 mm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弱。故轴应相应地增大6%-10%。现将轴增大6%。则增大后的最小轴径为32.31 ×1.06=34.25 mm，圆整为38mm。设计计算及说明结果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=38mm，与弹性柱销联轴器配合B段：d2=43mm，设定轴肩高h=2.5mm。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；根据弹性柱销联轴器宽度B段长度为；根据轴肩与箱体之间的距离C段长度为；根据轴承的宽度与档油环宽度D段长度为；齿轮齿宽减速2mmE段长度为；定位轴肩F段长度为；根据轴承的宽度与档油环宽度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。六、轴的疲劳强度校核1、高速轴的校核Ft，Fr的方向如下图所示设计计算及说明结果（1）轴支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1119.91 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124=458N（2）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA×62= 116.65 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×62=41.09 Nm 合成弯矩： （3）画转矩图： T= Ft×d2/2=62.72 Nm （4）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （5）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=307.56Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=54.912×1000/(0.1×453)=6.026 Nm<-1设计计算及说明结果 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下：2、低速轴的校核（1）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1080.62 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124= 430N（2）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA×62= 119.72 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×62=59.86 Nm设计计算及说明结果 合成弯矩： （3）画转矩图： T= Ft×d2/2=242.06 Nm （4）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （5）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=330.7Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=330.7×1000/(0.1×653)=12.04 Nm<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=302.4×1000/(0.1×503)=24.19Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下：设计计算及说明结果七、轴承的选择及计算1、高速轴轴承的选择及计算1）、高速轴的轴承选取深沟球轴承6207型Cr=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 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,查【2】表13-6得载荷系数。设计计算及说明结果(2)、轴承的使用寿命为8年，2班制，即预计使用计算寿命轴承应有的基本额定动载荷值 ,其中，则(3)、验算6207轴承的寿命综上所得6207轴承符合设计要求。2、低速轴的轴承选取及计算1）、低速轴的轴承选取深沟球轴承6209型，Cr=31.5kN。2）、计算轴承的径向载荷3）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故,查表【2】13-6得载荷系数。轴承的使用寿命为8年，即预计使用计算寿命轴承应有的基本额定动载荷值 ,其中，则4）、验算6209轴承的寿命设计计算及说明结果综上所得6209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，b×h×L=8×7×42。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=100120MPa。2）、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，b×h×L=14×9×41，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，b×h×L=12×8×63，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6-2=100120MPa。2）、强度校核故也符合设计要求九、联轴器的选择设计计算及说明结果在减速器输出轴与卷筒之间联接用的联轴器。查表得选用Lx2型号的轴孔直径为38的弹性柱销联轴器，公称转矩Tn=560N·m K=1.3242.06 nmTc=1.3xT2=314.68 N·m选用Lx2型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩=560，<。采用J型轴孔，A型键轴孔直径d=3040，选d=38，轴孔长度L=82十、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名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+1mmmm,取8mm机盖壁厚1,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.51=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=17.47mm取20mm地脚螺钉数目na<250mm,n=6轴承旁连接螺栓直径d1 12mm机盖与机座连接螺栓直径d210mm轴承端盖螺钉直径d38mm窥视孔盖螺钉直径d46mm设计计算及说明结果定位销直径d6mmdf、d1、d2至外机壁距离c126mm,18mm,16mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离c224mm,16mm、14mm凸台高度h45mm大齿轮顶圆与内机壁距离18mm小齿轮端面与内机壁距离210mm机座肋厚mm=0.85=8.5mm启盖螺钉d510mm轴承端盖凸缘厚度e10mm2、减速器附件的选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊耳，吊钩，放油孔，螺塞，封油垫，毡圈，甩油环等。十一、润滑与密封1、润滑1）、减速器内传动零件采用浸油润滑(L-AN46GB443-1989)，减速器的滚动轴承采用油润滑。2）、其他零件采用油脂润滑。2、密封1）、箱体的剖封面可用密封胶或水玻璃密封。2）、视孔盖、放油孔处的螺塞用石棉橡胶纸进行密封。3）、伸出轴端处采用毡圈密封。设计计算及说明结果4）、轴承端盖采用调整十二、参 考 文 献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（第九版）M.北京：高等教育出版社，2012. 3成大仙.机械设计手册（第5版）M.北京：化学工业出版社，2007. 温馨提示：最好仔细阅读后才下载使用，万分感谢！