一级减速器设计说明书附装配图和零件图.docx
《一级减速器设计说明书附装配图和零件图.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《一级减速器设计说明书附装配图和零件图.docx（29页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
一级减速器设计说明书附装配图和零件图
设计说明书
2015-2016学年第1学期
学院：
专业：
机械设计制造及其自动化
学生姓名：
学号：
课程设计题目：
带式传动机的传动系统设计
指导教师：
日期：
2015-12-31
一、设计任务..........................................…………….……………………………2
二、电动机的选择….................……………………………..................…………2
三、分配传动比…….…………………..............................................…………3
四、V带设计…………………………….................................................………3
五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算……………....................…………………5
六、高速轴的设计计算……………………………………......................…….……9
七、低速轴的设计计算…..…………………....................................….…….12
八、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计………..…………………….………14
九、轴承的润滑………………………….........………………………….…………….16
十、减速器的密封…………………………..........……………………………………….16
十一、齿轮的润滑……………………………………………………………………………16
十二、设计心得……………………………………....………………………………………16
十二、参考文献………………....……………………………………………………………17
十三、图………………....………………………………………………………………………17
一、设计任务
1、设计题目
带式输送机的传动系统设计（第一组）：
原始数据：
滚筒圆周力F=4KN；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=320mm；
工作条件：
（1）二班制：
即每天16小时
（2）要求连续工作8年，每年按300天计算
（3）工作温度正常，有粉尘
（4）单向运转，不均匀载荷，中的冲击，空载启动。
2、设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.普通V带设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构的设计
计算过程及其说明
计算结果
2、电动机的选择
1、电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机功率选择：
1）查简明机械设计手册P7表1-13
η1：
V带传动效率
η2：
圆柱齿轮传动效率
η3：
齿轮传动滚动轴承（一对）效率
η4：
联轴器效率
η5：
滚筒轴承
η6：
（滚筒）平摩擦传动
P输出=FV/1000=6KW
η总=η1·η2·η3·η4·η5·η6
=0.96×0.98×0.98×0.97×0.98×0.92=0.81
2）电动机输入功率
P输入=P输出/η=7.41kW
3、确定电动机转速：
1）滚筒移速n滚=60v·1000/πd=90r/min
2）电动机转速
根据表1-14可得
iV带=2~4
i减速机=4~6
∴i总=8~24
n电动机=n滚·i总=720~2160r/min
4、综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选定电动机型号为选择Y160L-8型号的电动机。
三、分配传动比
1）根据Y160L-8型号电机可得
n=720r/min
2）实际传动比
i总=n电动机/n滚筒=8
3）分配传动比在满足i齿轮≥iV带的前提下
取i带=2.67i齿轮=3
4）计算各级转速
齿轮轴1转速
iV带=n电动机/N1
N1=270r/min
滚筒轴2转速
i齿轮=n1/n2
N2=90r/min=n滚筒
5）计算各级功率
齿轮轴功率
P1=P输入·η1=7.5Kw·0.96=7.2Kw
滚筒轴功率
P2=P1·η3·η2=7.2·0.98·0.98=6.91Kw
6）计算各级转矩
齿轮轴转矩
T1=9550·P1/n1=9550·7.2/270=254.67N·m
滚筒轴转矩
T2=9550·P2/n2=9550·6.91/90=733.23N·m
四、V带设计
1、确定计算功率Pca
Pca=KA·P=1.2×7.5kw=9kw
KA：
工作情况系数，见机械设计表8-8
n电动机=720r/min
2、根据V带轮的基准直径系列选择B型V带
3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1）查机械设计表8-7和8-9小带轮直径dd1=140mm
2）验算带速
V=πdd1·n/60·1000=5.277m/s
因为5m/s≤5.277m/s≤25m/s所以带速合适。
3计算大带轮的基准直径
dd2=idd1=2.67×140=373.8mm
根据表8-9，取标准值为dd2=355mm
4、确定V带的中心距a0和基准长度Ld
1）0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
688.25≤a0≤990
取初选的带传动中心距a0=670mm
2）Ld0≈2a0+π/2（dd1+dd2）+（dd1-dd2）2/4a0=2134.788
根据课本P146表8-2得Ld=2200
3）计算中心距a及其变化范围
a≈a0+Ld-Ld0/2=702.60
amin=a-0.015Ld=669.6
amax=a+0.03Ld=768.6
5、验算小齿轮上的包角α1
α1=180°-（dd2-dd1）57.3°/a=162.46°≥120°
6、确定带的根数Z
Z=Pca/Pr=Kca/（P0+?
P0）KαKL=4.81
P0：
单根普通V带的基本额定功率
?
P0：
单根普通V带额定功率的增量
Kα：
包角修正系数见机械设计表8-6
kL：
修正系数见机械设计表8-2
∴z带根齿数取5根
7、确定初拉力F0
F0=500（2.5-Kα）Pca/kα2v+qv2
V带单位长度的质量见机械设计表8-3
Kα=0.95q=0.170F0=283.09N
8、计算压力轴Fp
Fp=2zF0sinα1/2=2796.04N
9、带轮结构设计（见机械设计图8-14）
根据电动机Y1601—8型号可得电动机轴径D0=42mm
1）小带轮结构
采用实心式D=d=42
L=（1.5~2）d=63~84mm
d=35mm
d1=（1.8~2）取d1=70
2）大带轮结构
采用轮幅式带轮
Dd=355za=4
L=（1.5~2）d=52.5~70mm
b﹤1.5d
L=B=70mm
h1=2903√（p/nza）=54.58mm
H2=0.8h1=43.66mm
B1=0.4h1=21.832
B2=0.86=17.4656
五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算
1.
（1）按图选用直齿圆柱齿轮传动压力角取20o
（2）参考课本表10—6选用8级精度
（3）材料选择：
选择小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（正火）。
（4）选择小齿轮齿数Z1=20
大齿轮齿数Z2=iZ=3·20=60
2、按齿面接触疲劳强度设计
（1）d1t≥3√[（2kht/Φd）·（u+1/u）·（ZH·ZE·ZΣ/[σH]）2]
I=u
1）确定公式中的参数值
①试选Kht=1.3
②转矩T1=254.67N·m
③由课本P206表10—7得Φd=1
④由课本P203图10—20得ZH=2.5
⑤由课本P202表10—5得ZE=189.8MPa
⑥计算接触疲劳强度重合度系数ZΣ
αa1=arccos[Z1·cosα/（Z1+2ha）]
=arccos[20·cos20/（20+2）]
=31.32°
αa2=arccos[Z2·cosα/（Z2+2ha*）]
=arccos[60·cos20o/（20+2）]
=24.58°
Σα=[Z1（tanα1-tanα’）+Z2（tanα2-tanα’）]/2π
=1.671
ZΣ=√[（4-Σα）/3]=0.881
⑦由课本P图10—25dc得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=570MPaσHlim2=530MPa
由图10—23查去接触疲劳寿命系数
KNH1=1KNH2=1.1
取失效概率为1%
安全系数S=1
[σH]1=KNH1·σLim=570MPa
[σH]2=KNH2·σLim=583MPa
取[σH]1和[σH]2中的最小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力
[σH]1=[σH]2=570MPa
2）试计算小齿轮分度圆直径
d1t=[（2·1.3·254.67·1000/1）·（3+1）/3·（2.5·189.8·0.881/570）2]（1/3）=78.0172mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷前的数据准备
①圆周速度v
V=πd1t·n1/（60·1000）=1.102m/s
②齿宽b
b=Φdd1t=78.017mm
2）计算实际载荷系数KH
①由机械设计表10—2的KA=1.5
②根据v，8级精度的Kv=1.05
③齿轮圆周力Ft1=2T1/d1t
=2×254.67×1000/78.017
=6528N
KAFt1/b=1.5×6528/18.017=125.51＞100N/mm
查表10—4得8级精度，小齿轮相对支撑对称布置
KHβ=1.355
∴KH=KA·KV·KHα·KHβ
=1.5×1.05×1.1×1.355=2.35
3）、分度圆直径
d1=d1t3√（KH/KHt）=78.107×3√（2.35/1.3）=95.30mm
m=d1/z1=95.3/20=4.765
3、按齿根弯曲疲劳强度计算
（1）mt≥3√[2KFt·T1·YΣ/（Φd·z1·z1）·（YFa·Ysa/[σF]]
1）确定公式中的参数值
①试选KFt=1.3
②计算弯曲疲劳强度重合度系数
YΣ=0.25+0.75/Σa
=0.25+0.75/1.67
=0.699
③计算YFa·Ysa/[σF]
由机械设计图10-17得YFa1=2.80YFa2=2.20
由机械设计图10-18得Ysa1=1.55Ysa2=1.78
由机械设计图10-24c得σSlim1=370MPa
由机械设计图10-22得KFN1=0.88KFN2=0.9
取弯曲疲劳安全系数S=1.1
[σF]1=KFN1·σHlim1/S=0.88×370/1.1=296MPa
[σF]2=KFN2·σHlim2/S=0.9×330/1.1=270MPa
YFa1·Ysa1/[σF]1=2.8×1.55/296=0.0147
YFa2·Ysa2/[σF]2=2.2×1.78/270=0.0145
∵小齿轮的YFa·Ysa/[σF]大于大齿轮
∴取YFa·Ysa/[σF]=0.0147
2）试算模数
mt≥3√（2×1.3×254.67×1000/1×20×20×0.0147）=2.5
（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷前的数据准备
①圆周速度v
d1=mz=2.57×20=51.4mm
V=πd1n1/（60×1000）=π×51.4×270/（60×1000）=0.726m/s
②齿宽b
b=Φdd1=1×51.4=51.4
③宽高比b/h
h=（2ha*+c*）mt=（2×1+0.25）×2×57=5.78
b/h=51.4/5.78=8.89
2）计算实际载荷系数KF
①根据v=0.726m/s8级精度由图10-8的Kv=1.02
②Ft1=2T/d1=2×254.67×1000/51.4=9893N
KAFt1/b=1.5×9.893×1000/b=288.7＞100
由表10-3得KFα=1.1
③由表10-4得KHβ=1.342
结合b/h=8.89查图10-13得KFβ=1.32
则载荷系数
KF=KA·Kv·KFα·KFβ
=1.25×1.1×1.02×1.32
=1.85
3）m=mt3√（KF/KFt）=2.57×3√（1.85/1.3）=2.89
取实际模数m=3
按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=95.30mm
算出小齿轮齿数
z1=d1/m=95.30/3=31.76
取z1=32
则大齿轮齿数
z2=iz=3×32=96
取z2=97
z1与z2互为质数
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=32×3=96mm
d2=z2m=97×3=291mm
（2）计算中心距
a=（d1+d2）/2=（96+291）/2=193.5mm
（3）计算齿轮宽度
b=Φdd1=1×96=96mm
考虑不可避免的安装误差，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即b1=101~106mm
5.校核
（1）齿面接触疲劳强度校核
σh=√[2KHT1/Φdd13·（u+1）/u]·ZH·ZE·ZΣ=√[2××323）×（3+1）/3]×2.5×189.8×00.881
=291.74MPa＜570MPa=[σH]
（2）齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=2·KF·T1·YFa1·Ysa1·YΣ/Φd·m3z12
=2×2.57×254.67×2.8×1.55×0.726×1000/1×33322
=149.23MPa＜296MPa
σF2=2·KF·T1·YFa2·Ysa2·YΣ/Φd·m3·z12
=2×2.57×254.67×2.2×1.78×0.726×1000/1×33×972
=134.65MPa＜270MPa
6.齿轮其余尺寸
（1）齿顶圆直径为
da1=m（z1+2）=3×34=102mm
da2=m（z2+2）=3×99=297mm
（2）齿根圆直径为
df1=m（z1-2.5）=3×29.5=88.5mm
df2=m（z2-2.5）=3×94.5=289.5mm
名称
代号
计算公式
中心距
传动比
法面模数
设计和校核得出
端面模数
法面压力角
齿数
Z
略
分度圆直径
查表7-6
齿顶圆直径
略
齿根圆直径
df
查表7-6
齿轮宽
b
查表7-6
六、高速轴的设计计算
1.已求得高速轴传递功率P1=7.2kW转速n1=270r/min
小齿轮分度圆直径d1=96mm齿宽b=102mm
转矩T1=254.67N·m
选材：
45调质钢
2.求作用在齿轮上的力
Ft=2T1/d1=（2×254.67×10）/96=5305.625N
Fr=Ft×tan20°=1931.09N
3.轴的结构设计
（1）轴段①设计
由公式dmin≥A03√[p/（n（1-β4））]与大带轮内径可得
d≤32mm的轴，有两个键槽时应增大10％~15％
取d1=35mm
带轮的轮毂宽度为63~84mm取L1=70mm
（2）轴段②设计
h=（2~3）c=2.4~3.6
d2取38mm
（3）轴段③⑥是轴承安装，考虑齿轮只受轴向力和径向力
选用深沟球轴承，轴承型号为6308
∴d3=40mm
轴承宽度为23mm，轴套宽度为12mm
L3=43mm，L6=27
（4）轴段④为齿轮位，取d4=45mm宽度略小于小齿轮齿宽
取L4=98mm
（5）轴段⑤为轴环，h=（2~3）c，d5=53mm，
宽度等于小齿轮中心到轴套的距离取L5=12mm
4.键连接：
大带轮和轴段间采用A型普通平键连接
由机械制图附表5-12查得型号为
键14×90GB1096-2003
键10×63GB1096-2003
dbhltt1
30~3810822~1605.03.3
44~5014936~1605.53.8
5.校验
（1）FNH1=FNH2=Ft/2=2652.8N
-Fpx245-FNV1×155+Frx77.5=0
FNV1×155=-Fpx245+Frx80=-2796.04+1931.09×77.5=-3454N
FNV2=Fr-Fp-FNV1=1931-2796.04+3454=2589.05N
②轴承A的总支承反力
FA=√（FNH1·FNH1+FNV1·FNV1）=4355.17N
③轴承B的总支承反力
FB=√（FNH2·FNH2+FNV2·FNV2）=3706.82N
④带轮作用在轴承A的弯矩
M带A=FP·L=2796.04×90.05×77.5=253041.62N·mm
⑤轴承B作用在高速轴上的弯矩
MＶ＝ＦＮＶ２×·mm
⑥在圆周方向产生的弯矩
MH=FNH1·80=2652.81×77.5=205592.775N·mm
⑦合成弯矩
MA=M带A=275409.94N·mm
Mr=√（MV2+MH2）=287279N·mm
T=254.67×103
（2）①齿轮轴与点A处弯矩较大，且轴径较小，故点A处剖面为危险剖面
W=πd3/32=π·403/32=6283.19mm3
②抗弯截面系数为
WT=πd3/16=π·403/16=12566.37mm3
③最大弯矩应力
σA=MA/W=253041.62/6283.19=40.27MPa
④扭剪应力
τ=T1/WT=254.67·1000/12566.37=20.27MPa
按弯度合成强度进行校核计算，扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，则当量应力为
σca=√σA2+4（ασ）2=√40.272+4·（0.6·20.27）2
=47.05MPa＜[σ-1]
∴强度满足要求
（3）校验键
带轮处键连接的挤压应力连接强度
σp=4T1/d1hl=4×257.67×103/35.10×63=46.76MPa＜[σp]
∴强度足够
（4）校核轴承的寿命
轴承A，B的当量载荷
PA=FA=4398.22N
PB=FB=3744.83N
∵PA＞PB,故只需校核轴承A
轴承在100℃对于球轴承Σ=3
Fp=1.2
C=PA/ft3√（60·n·ln/106）
=4355.17/1×3√（60×270×38400/106）
=37.18KN＜Cr=40.8
轴承满足要求
七、低速轴的设计计算
1.已知条件P2=6.91kwn2=90r/min
T2=733.23N·md2=297b2=96
选材45钢（调质）
2.求作用在齿轮上的力
Ft=2T2/d2=2×733.23×1000/291=5039.38N
Fr=Ft·tan20°=1834.18N
初步确定轴的最小直径
dmin≥A·3√（p/n）=105×3√（6.91/90）=44.47mm
轴上开有俩个键槽应增大7%d=47.58mm
取dmin=50mm
3.轴的结构设计
（1）轴段①设计
联轴器的计算转矩Tca=KAT3
KA查表14-1中等冲击KA=1.9
Tca=KA.T2=1.9×733.23=1393.137N/m
查机械设计简明手册选用弹性柱销联轴器L×4型号
（GB/T5014-2003）其公称转矩为2500N/m
d1=50mm，L=112mm,L1长度略小于联轴器长度取L1=110mm
（2）轴段②设计
h=（2~3）c取d2=56mm
（3）轴段③和⑥
轴段③及轴段⑥上安装轴承考虑齿轮没有轴向力存在，因此选用深沟球轴承
选取轴承型号为6311，轴承宽度为29mm，d3=55mm
轴套的宽度为15mm
L3=53mm，L6=33mm
（4）轴段④设计
轴段④上安装齿轮，为了方便齿轮安装
长度小于大齿轮宽度，取L4=92mmd4=60mm
（5）轴段⑤设计
轴段⑤为轴环，根据h=（2~3）c，取d5=68mm
L5等于大齿轮中心到轴套的距离取L5=15mm
4.键连接联轴器轴段①和轴段④采用A型普通平键
连接根据机械制图可得型号为
键14×100GB1096-2003
键18×80GB1096-2003
dbhltt1
44~5014936~1605.53.8
58~65181150~2007.04.4
5.校验
（1）①FNH1=FNH2=Ft/2=2519.69N
②MH=2519.69×
③FNV1=FNV2=917.09N
④Mv=917.09×
⑤齿轮齿宽中点所在的轴截面弯矩大并且还有转矩，其抗弯截面系数
W=πd3/32-bt（d-t）2/2d=18256.3
⑥抗扭截面系数
Wt=πd3/16-bt（d-t）2/2d=39462.05
⑦弯曲应力
σb=M/W=215852/18256.3=11.82MPa
⑧扭剪应力
τ=T/WT=733.23×103/39462.05=18.58MPa
σ’=√（σb2+4（ατ）2）=25.23＜[σ-1]
强度满足需求
6.校核键
Σp=4t2/d2hl=4×733.23×103/50×9×100=65.176＜[σp]
强度足够
7.校验轴承寿命
轴承A，B的当量载荷
PA=PB=2681.40N
C=PA/ft3√（60·n·ln/106）
=2681.40/1×3√（60×270×38400/106）
=15.87KN＜Cr=40.8KN
轴承满足要求
P=6kw
η总=0.81
P输入=7.41kW
n滚=90r/min
iV带=2~4
i减速机=4~6
i总=8~24
n电动机=720~2160r/min
N=720r/min
i总=8
i带=2.67i齿轮=3
N1=270r/min
P1=7.2kw
P2=6.91kw
T1=254.67N·m
T2=733.23N·m
Pca=9kw
n电动机=720r/min
dd1=140mm
V=5.277m/s
升级会员 