一级减速器设计方案.docx

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一级减速器设计方案

一、传动方案拟定3

二、电动机选择3

三、计算总传动比及分配各级的传动比5

四、运动参数及动力参数计算5

五、传动零件的设计计算6

六、轴的设计计算13

七、滚动轴承的选择及校核计算20

八、键联接的选择及校核计算23

九、参考文献24

十、总结24

机械设计课程设计计算说明书

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

第15组：

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

（1）工作条件：

使用年限7年，工作为二班工作制，连续单向运转，载荷轻微冲击；环境最高温度350C；小批量生产。

（2）原始数据：

运输带工作拉力F=2500N；运输带工作速度V=2.0m/s（允许误差为±5%）；

滚筒直径D=460mm；滚筒长度L=500mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.95×0.983×0.98×0.99×0.96

=0.8328

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000η总）

=2500×2.0/（1000×0.8328）

=6.0038KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×2.0/（π×460）

=83.0374r/min

按机械设计使用手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×

n筒=（6~20）×83.0374=489.22~1660.75r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：

因此有三种传支比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-6。

其主要性能：

额定功率：

7.5KW，同步转速1000r/min,满载转速970r/min，额定转矩2.0。

质量120kg。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=970/83.0374=11.681

2、分配各级伟动比

（1）据机械设计使用手册，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~5合理）

（2）∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=11.6814/5=2.3362

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=n电机=970r/min

n

=nI/i带=970/2.3362=415.2041（r/min）

n

=n

/i齿轮=415.2041/5=83.0408（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

P

=P工作=6.0038KW

P

=P

×η带=6.0038×0.95=5.7036KW

P

=P

×η轴承×η齿轮=5.7036×0.98×0.98

=5.4777KW

3、计算各轴扭矩（N·mm）

T

=9.55×106P

/n

=9.55×106×6.0038/970

=59109.5N·mm

T

=9.55×106P

/n

=9.55×106×5.7036/415.2041

=131187N·mm

T

=9.55×106P

/n

=9.55×106×5.4777/83.0408=623996N·mm

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本《机械设计基础》P218表13-8得：

kA=1.2

PC=KAP=1.2×7.5=9.0KW

由课本机械设计基础P219图13-15得：

选用B型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由《机械设计基础》P219图13-15得，推荐的小带轮基准直径为125~130mm

由《机械设计基础》P219表13-19得

则取dd1=130mm>dmin=125

dd2=n

/n

·dd1=（970/415.2041）×130=303.7mm

由课本《机械设计基础》P219表13-9，取dd2=315mm

实际从动轮转速n2’=n

dd1/dd2=970×130/315

=400.32r/min

转速误差为：

（n

-n2’）/n

=（415.2041-400.32）/415.2041=0.036<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n

/（60×1000）

=π×130×970/（60×1000）

=6.602m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定V带基准长度Ld和中心矩a

初步选取中心距

a0=1.5（d1+d2）=1.5×（130+315）=667.5mm

取a0=750mm，符合0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

由课本《机械设计基础》P220得带长：

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0

=2×750+1.57（130+315）+（315-130）2/（4×750）

=2210mm

根据课本《机械设计基础》P212表（13-2）对B型带

取Ld=2500mm

根据课本《机械设计基础》P220式（13-16）得：

a≈a0+（Ld-L0）/2=750+（2500-2210）/2

=750+145

=895mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-57.30（dd2-dd1）/a

=1800-57.30（315-130）/895

=1800-11.8

=168.20>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本《机械设计基础》P214表（13-3）

P0=2.08KW

根据课本《机械设计基础》P216表（13-5）

△P0=0.30KW

根据课本《机械设计基础》P217表（13-7）

Kα=0.97

根据课本《机械设计基础》P212表（13-2）

KL=1.03

由课本《机械设计基础》P218式（13-15）

得Z=PC/[P0]=PC/（P0+△P0）KαKL

=9.0/[（2.08+0.30）×0.97×1.03]

=3.8

取4根

（6）计算轴上压力

由课本《机械设计基础》P212表13-1查得q=0.17kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：

F0=500PC[（2.5/Kα）-1]/ZV+qV2

=（500×9.0）[（2.5/0.97）-1]/（4×6.602）+0.17×6.6022N

=276.19N

则作用在轴承的压力FQ，由课本《机械设计基础》P221式（13-18）

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×276.19sin（165.60/2）

=2192.09N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为217~286HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度197~286HBS；根据课本《机械设计基础》P168表11-2初选7级精度。

由课本《机械设计基础》P166图11-1查得：

σHlim1=720MpaσHlim2=600Mpa

σFlim1=610MpaσFlim2=470Mpa

由课本P171《机械设计基础》表11-5，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1/SH=720/1.0Mpa

=720.0Mpa

[σH]2=σHlim2/SH=600/1.0Mpa

=600Mpa

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

[σF]1=σFlim1/SF=610/1.25Mpa

=488.0Mpa

[σF]2=σFlim2/SF=470/1.25Mpa

=376.0Mpa

（2）按齿面接触疲劳强度设计

转矩T1

T1=9.55×106×P/n

=9.55×106×6.0038/415.2041=138092N·mm

确定有关参数如下：

传动比i齿=5

取小齿轮齿数Z1=24。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=5×24=120

实际传动比I0=120/24=5

传动比误差：

i-i0/I=5-5/5=0%<2.5%可用

齿数比：

u=i0=5

由课本《机械设计基础》P175表11-6

取φd=0.9

由课本《机械设计基础》P169表11-3

取载荷系数k=1.2

由课本《机械设计基础》P171表11-4

取弹性系数ZE=188

对于标准齿轮ZH=2.5

故得：

d1≥[（2KT1×（u+1）×（ZEZH）２）/（φd×ｕ×[σH]2）]1/3=[（2×1.2×138092×（5+1）×（188×2.5）2/（0.9×5×5882））]1/3=65.60mm

模数：

m=d1/Z1=65.60/24=2.7mm

根据课本《机械设计基础》P57表4-1取标准模数：

m=3mm

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=3×24mm=72mm

d2=mZ2=3×120mm=360mm

齿顶圆直径:

da1=m（Z1+2）=3×（24+2）=78mm

da2=m（Z2+2）=3×（120+2）=366mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×72mm=64.8mm

取b1=70mmb2=65mm

中心距a=（d1+d2）/2=（72+360）/2=216mm

（3）校核齿根弯曲疲劳强度

根据齿数Z1=24,Z2=120

由课本《机械设计基础》P173图（11-8）和（11-9）所得

齿形系数YFa和应力修正系数YSa

YFa1=2.75YSa1=1.58

YFa2=2.14YSa2=1.83

将求得的各参数代入式

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=2×1.2×138092/（70×32×24）×2.75×1.58Mpa

=95.24Mpa<[σF]1=488.0Mpa

σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=95.24×2.14×1.83/（2.75×1.58）Mpa=85.84Mpa<[σF]2=376.0Mpa

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（4）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n

/60×1000=3.14×72×415.2041/（60×1000）

=1.56m/s

对照课本《机械设计基础》P168表11-2可知选用9级精度适合

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、轴的结构设计

（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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

①②③④⑤⑥

1、按扭矩初算轴径

（1）选材：

选用45#调质，硬度217~255HBS

（2）估计最小处轴径d1

根据课本《机械设计基础》P245（14-2）式，并查表14-2，取c=115

d1≥C（P/n）1/3=115（5.7035/415.2041）1/3mm=27.54mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d1=27.54×（1+5%）mm=28.92

∴选d1=30mm

（2）确定轴各段直径和长度

①段：

d1=30mm长度取L1=60mm

∵h=2cc=1.5mm

②段:

d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36mm

∴d2=36mm

初选用7208c型角接触球轴承，其内径为40mm,

宽度为17mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，故

段长：

L2=（20+17+55）=92mm

③段直径d3=50mm

L3=20mm

④段直径与齿轴齿顶圆直径相等

d4=78mm

长度接近齿轮齿宽，即L4=72+3=75mm

⑤段直径d5=d3=50mm.长度L5=19mm

⑥段直径d6=d2=40mm，长度L6=22mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=114mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=72mm

②求转矩：

已知T1=138092N·mm

③求圆周力：

Ft

根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得

Ft=2T1/d1=2×138092/72=3835.9N

④求径向力Fr

根据课本《机械设计基础》P168（11-2）式得

Fr=Ft·tanα=3835.9×tan200=1396.2N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=57mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=698.1N

FAZ=FBZ=Ft/2=1917.95N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=698.1×114/（2×1000）=39.8N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1917.95×114/（2×1000）=109.3N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（39.82+109.32）1/2=116.3N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=9.55×（5.7036/415.2041）×106=131.2N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[116.32+（0.6×131.2）2]1/2=140.4N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d43=10003×140.4/0.1×783

=29.6MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度217~255HBS

根据课本《机械设计基础》P245，表（14-2）取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（5.4777/83.0408）1/3=46.5mm

取d=48mm

2、轴的结构设计

（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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

①②③④⑤

（2）确定轴各段直径和长度

①段：

d1=48mm长度取L1=82mm

∵h=2cc=1.5mm

②段:

d2=d1+2h=48+2×2×1.5=54mm

∴d2=54mm

初选用7211c型角接触球轴承，其内径为55mm,

宽度为20mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为41mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+20+41）=83mm

③段直径d3=61mm

L3=60mm

④段直径d4=67mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=61+2×3=67mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

⑤段直径d5=55mm.长度L5=22mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=110mm

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=360mm

②求转矩：

已知T3=623996N·mm

③求圆周力Ft：

根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得

Ft=2T3/d2=2×623996/360=3466.6N

④求径向力Fr根据课本《机械设计基础》P168（11-1a）式得

Fr=Ft·tan200=3466.6×0.36379=1261.1N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=55mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=1261.1/2=630.5N

FAZ=FBZ=Ft/2=3466.6/2=1733.3N

（2）由两边对称，截面C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=630.5×55/1000=34.7N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1733.3×55/1000=95.3N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（34.72+95.32）1/2

=101.4N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本《机械设计基础》P246得α=0.6

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[101.42+（0.6×623.996）2]1/2

=387.9N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（14-5）

σe=Mec/（0.1d3）=10003×387.9/（0.1×613）

=17.1Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×5=29200小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=415.2041r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1917.95N

初先两轴承为角接触球轴承7208C型

根据课本《机械设计基础》P281（16-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=1208.3N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=1208.3NFA2=FS2=1208.3N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=1208.3N/1917.95N=0.63

FA2/FR2=1208.3/1917.95N=0.63

根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本《机械设计基础》P279表（16-9）取fP=1.2

根据课本《机械设计基础》P284得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.2×（1×1917.95+0）=2301.54N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.2×（1×1917.95+0）=2301.54N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=2301.54N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7208C型的Cr=36500N

由课本《机械设计基础》P279（16-3）式得

LH=16667（ftCr/P）ε/n

=16667[1×36500/（2301.54×1.1）]3/415.2041

=120293h>29200h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=80.0403r/min

Fa=0FR=FAZ=1733.3N

试选7210C型角接触球轴承

根据课本《机械设计基础》P281表（16-12）得FS=0.63FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×1733.3=1091.98N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=1091.98N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=1091.98/1733.3=0.63

FA2/FR2=1091.98/1733.3=0.63

根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据课本《机械设计基础》P279表（16-9）取fP=1.2

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.2×（1×1733.3+0）=2079.96N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.2×（1×1733.3+0）=2079.96N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=2079.96ε=3

根据手册P717211C型轴承Cr=52800N

根据课本《机械设计基础》P279表（16-8）得：

ft=1

根据课本《机械设计基础》P278（16-2）式得

Lh=16670（ftCr/P）ε/n

=16670（1×52800/2079.96）3/80.0403

=3406934h>29200h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=30mm,L1=60mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A8×7

l=L1-b=60-8=52mm

T2=131.187N·mh=7mm

根据设计手册得

σp=4T2/dhl=4×131187/（30×7×52）

=48.05Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=55mmL2=83mmT=624Nm

查手册选用A型平键

键16×10

l=L2-b=83-16=67mmh=10mm

据设计手册得

σp=4T/dhl=4×624000/55×10×67=16.9Mpa<[σp]（110Mpa）

九、参考文献

（1）《机械设计基础》（第五版）

（2）《机械设计使用手册》

（3）《实用标准件与装配工具手册》

（4）《机械制图》（第五版）

（5）《机械基础综合课程设计》

十、总结

这次关于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。

通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.

1.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《材料力学》、《公差与配合》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

2.这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3.在这次的课程设计过程中,综合运用已修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4.本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。

衷心的感谢老师的指导和帮助.

5.设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

由于时间紧迫，设计过程出现不少错误，有