一级减速器设计说明书1一级减速器设计.docx

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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：

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=1.47KN

运输带速度：

V=1.55m/S

鼓轮直径：

D=310mm

2、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；

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；

一、传动方案的拟定及说明错误！

未定义书签。

二、电机的选择错误！

未定义书签。

1、电动机类型和结构型式错误！

未定义书签。

2、电动机容量错误！

未定义书签。

3、电动机额定功率Pm错误！

未定义书签。

4、电动机的转速错误！

未定义书签。

5、计算传动装置的总传动错误！

未定义书签。

三、计算传动装置的运动和动力参数错误！

未定义书签。

1．各轴转速错误！

未定义书签。

2.各轴输入功率为（kW）错误！

未定义书签。

3.各轴输入转矩（Nm）错误！

未定义书签。

四、传动件的设计计算错误！

未定义书签。

1、设计带传动的主要参数错误！

未定义书签。

2、齿轮传动设计错误！

未定义书签。

五、轴的设计计算错误！

未定义书签。

1、高速轴的设计错误！

未定义书签。

2、低速轴的设计12

六、轴的疲劳强度校核13

1、高速轴的校核13

2、低速轴的校核13

七、轴承的选择及计算17

1、高速轴轴承的选择及计算17

2、低速轴的轴承选取及计算18

八、键连接的选择及校核19

1、高速轴的键连接19

2、低速轴键的选取19

九、联轴器的选择20

十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择20

1、铸件减速器机体结构尺寸计算表20

2、减速器附件的选择22

十一、润滑与密封21

1、润滑21

2、密封21

十二、参考文献24

-1-

设计计算及说明结果

一.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

nW，即

60000V

60000

1.55=95.54r/min

πd

3.14

310

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）

、工作机所需功率Ｐ

Ｗ

1.471.55=KW

2.28

2）

、电动机输出功率Pd

传动装置的总效率

式中，12...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

η10.97,，滚动轴承传动效率为2

0.99，联轴器传动效

率为

0.99

，带传动效率

40.96，工作机效率

50.96包含轴承。

则

总

0.97

0.992

0.99

0.960.96=0.867

故Pd

PW=2.63KW

总

3、电动机额定功率Pm

由【1】表17-7选取电动机额定功率Pm3kW

-2-

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i

6~20，则

电动机转速可选范围为

ndnWi95.54（6~20）573.25—1910.83r/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/min2.02.2

5、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比

1）、总传动比i总

960=10.05（符合6

95.54

2）、分配传动比

取带传动的传动比i1

2.50，则齿轮的传动比

i总

10.05

4.02

2.5

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：

Ⅰ轴、Ⅱ轴，滚筒轴为Ⅲ轴。

各轴的转速为（r/min）

960

高速轴Ⅰ的转速

2.5384.00

低速轴Ⅱ的转速

384.00/4.02=95.54

滚筒轴Ⅲ的转速

95.54

2.各轴输入功率为（kW）

-3-

设计计算及说明结果

高速轴Ⅰ的输入功率

2.63

0.96

2.52

低速轴Ⅱ的输入功率

2.52

0.99

0.97

2.42

滚筒轴Ⅲ的输入功率

2.42

0.99

2.37

3.各轴输入转矩（Nm）

1）、轴Ⅰ的转矩为

9550P1

62.72

2）、轴Ⅱ的转矩为

9550P2

242.06

3）、轴Ⅲ的转矩为

9550P3

237.24

将各数据汇总如下

表1

传动参数的数据表

轴Ⅰ

轴Ⅱ

轴Ⅲ

转速n（r∕

384.00

95.54

min）

功率P∕

2.52

2.42

2.37

转矩T∕

62.72

242.06

237.24

（N·m）

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=2.63kw

小带轮转速n1960.00r/min

大带轮转速

n2384.00r/min，传动比i1

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）

-4-

设计计算及说明结果

1）、计算功率papa=KAP1.1×2.63=2.89kw

2）、选择V带型根据pa、n1由图8-10《机械设计》p157选择A型带（d1=112

—140mm）

3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

（1）、初选小带轮的基准直径dd，由（《机械设计》p155表8-6和p157表

8-8，取小带轮基准直径dd1125mm

（2）、验算带速v

dd1n1

125960

1000

m/s6.28m/s

1000

因为5m/s<6.28m/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

dd2idd12.5125mm312.5mm，

初定dd2=315mm

（4）、确定V带的中心距a和基准长度Ld

a、根据式8-20

《机械设计》p152

0.7（dd1

dd2）

2（dd1

dd2）

0.7（125315）

2（125

315）

308a880

初定中心距a0=600mm

b、由式

8-22计算带所需的基准长度

l0=2a0+

dd1dd2

4a0

=2×600+π×0.5×（125+315）+（315-125）（315-125）/4×600

＝1906mm

由表8-2先带的基准长度ld=1950mm

c.计算实际中心距

-5-

设计计算及说明结果

a＝a0+（ld-l0）/2＝600+（1950-1906）/2＝622mm

中心距满足变化范围:

308—880mm

（5）.验算小带轮包角

1＝180°-（dd2-dd1）/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n1=960r/min和dd1=125mm表8-4a

用插值法求得p0=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n1=960r/min

转动比i=

n1=dd1/dd2=2

查表8-4b得

p0=0.11kw

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kL=0.99

pr=（p0+p0）×k×kL=（1.37+0.11）

×0.96×0.99=1.41KW

Z=pc=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

F0min＝500*

（2.5k）pc+qVV=178.9N

ZVk

对于新安装的

V带,初拉力为:

1.5

F0min=268N

对于运转后的

V带,初拉力为:

1.3

F0min=232.5N

（8）．计算带传动的压轴力FP

-6-

设计计算及说明结果

FP=2ZF0sin（1/2）=1064.8N

（9）.带轮的设计结构

A.带轮的材料为:

HT200

B.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（GB10095—88）。

（3）、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。

（4）、选小齿轮齿数z124，齿轮传动比为i2=4.02，则大齿轮齿数

z224×4.02=96.46，取z2

96。

2）、按齿面接触疲劳强度设计

32KtT1u1ZEZHZ

由设计计算公式进行计算，即

d1t

u[H]进行计算。

3）、确定公式内的各计算数值

（1）、试选载荷系数Kt1.3

（2）、计算小齿轮传递的转矩。

62.72nm

（3）

、由表【2】10-7选取齿宽系数

1。

（4）

、由表10-6差得材料的弹性影响系数

ZE=189.8MPa2,ZH2.5

（5）、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限

σHlim1=650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim2580MPa。

4）、计算应力循环次数。

60njL

603841（2

83008）8.85108

-7-

设计计算及说明结果

8.85

4.02

2.210

（1）、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1

0.93,KHN21.01。

（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

[

H]1

KHN1

lim1

0.93

650

605MPa

KHN2

[

H]2

lim2

1.01

580

585.5MPa

5）、计算

（1）、试算小齿轮分度圆直径代人

[σH]中较小的值。

32KtT1u1ZEZHZ

d1t

[

=51.12mm

（2）、计算圆周速度

d1tn1

51.12384

1000

1.03m/s

6）、计算齿宽。

dd1t

1×51.12=51.12mm

7）、计算齿宽与齿高之比。

模数

d1t

51.12/24=2.13mm

齿高

2.25mt

2.25×2.13=4.79mm

齿高比

51.12/4.79=10.67

8）、计算载荷系数。

根据v1.03m/s，9级精度，由【

2】图10-8查得动载系数KV1.04;

直齿轮，KHα=KFα=1。

由【2】表10-2查得使用系数KA

1.25。

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，

-8-

设计计算及说明

结果

KHβ

1.314。

由b

10.67，KHβ1.422

查【2】图10-13得KF

1.32，故载荷系数

KKAKVKH

KH1.251.041

1.3141.71

9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1t3

51.1231.7155.99mm

1.3

10）、计算模数m。

md155.99/24=2.33

11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。

m≥3

2KT1

（

YFaYSa

）

Φdz12

[σF]

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

σFE1550MPa，大

齿轮的弯曲疲劳极限

390MP

FE2

a。

（2）

、由【2】图10-18

取弯曲疲劳寿命系数KFN1

0.91，KFN20.95。

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

KFN3σFE3

0.91550

[σF]1

357.5MPa

1.4

KFN4σFE4

0.95390

[σF]2

264.6MPa

1.4

14）、计算载荷系数

K。

KAKVKFKF

1.251.0411.321.72

15）、查取齿形系数。

由【2】表10-5查得YFa12.65;YFa22.177。

16）、查取应力校正系数。

由【2】表10-5查得YSa11.58;YSa21.793。

-9-

设计计算及说明结果

17）、计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。

[σ]

YFa1YSa1

2.69

1.58

[σF]1

0.011712

357.5

YFa2YSa2

2.177

1.793

[σ]

0.014752

264.6

大齿轮的数值大。

18）、设计计算

1.37

62.72

103

1.77mm

242

0.014752

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

1.77mm，并就近

圆整为标准值为

m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径

d155.99mm，

算出小齿轮齿数

55.99/2=28.00，取z1

z24.02×28=112.54，取z2

112

19）、几何尺寸的计算

（1）、计算分度圆直径

d1=28×2.0=56.0mm

d2=112×2.0=224.0mm

（2）、计算中心距

56.0+224.0/2=140.0mm

20）、计算齿轮宽度

bdd11×56.0=56.0mm

取b2=56mm,b1=61mm。

五、轴的设计计算

-10-

设计计算及说明结果

选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为[-1]60MPa。

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

2T1

62.72

103

2T2

242.06103

Ft1

2240N,Ft2

2161N

224

815N

787N

Fr1Ft1tan20

FFt2tan20

1、高速轴的设计

（1）、初步确定轴的最小直径。

按公式dmin

3P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A01110。

则

dmin1

A01

20.6mm

又因为高速轴Ⅰ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

dmin120.6（10.06）21.84mm，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。

G段：

d7=35，与轴承（深沟球轴承6207）配合。

-11-

设计计算及说明结果

（3）、轴上各段所对应的长度。

A段长度为L150mm；根据带轮轮毂宽度

B段长度为L238mm；根据毡圈油封标准。

C段长度为L326mm；由轴承（深沟球轴承6207）宽度及档油环宽

度决定，

D段长度为L48mm；定位轴肩

E段长度为L561mm；齿轮齿宽

F段长度为L68mm；定位轴肩

G段长度为L729mm。

由轴承（深沟球轴承6207）宽度及档油环宽

度决定

（

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