一年级减速器设计说明书附装配图和零件图.docx

1、一年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

2、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

3、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 1：V带传动效率 2：圆柱齿轮传动效率 3：齿轮传动滚动轴承（一对）效率 4：联轴器效率 5：滚筒轴承 6：（滚筒）平摩擦传动 P输出=FV/1000=6KW 总=123456 =0.960.980.980.970.980.92=0.812)电动机输入功率 P输入=P输出/=7.41kW3、确定电动机转速：1)滚筒移速 n滚=60v1000/d=90r/min2)电动机转速 根据表1-14可得 i

4、 V带=24 i减速机=46 i总=824 n电动机=n滚i总=7202160r/min4、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/min2)实际传动比 i总=n电动机/n滚筒=83)分配传动比在满足i齿轮iV带的前提下 取i带=2.67 i齿轮=34)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1=7.5Kw0.96=7.

5、2Kw 滚筒轴功率 P2=P132=7.20.980.98=6.91Kw6)计算各级转矩 齿轮轴转矩 T1=9550P1/n1=95507.2/270=254.67Nm 滚筒轴转矩 T2=9550P2/n2=95506.91/90=733.23Nm四、V带设计1、确定计算功率Pca Pca=KAP=1.27.5kw=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v1）查机械设计表8-7和8-9小带轮直径 dd1=140mm2）验算带速 V=dd1n/601000=5.277m/s 因为5m

6、/s5.277m/s25m/s所以带速合适。3计算大带轮的基准直径 dd2=idd1=2.67140=373.8mm 根据表8-9，取标准值为dd2=355mm4、确定V带的中心距a0和基准长度Ld1) 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 688.25a0990 取初选的带传动中心距a0=670mm2) Ld02a0+/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)2/4a0=2134.788 根据课本P146表8-2得Ld=22003)计算中心距a及其变化范围 aa0+Ld-Ld0/2=702.60 amin=a-0.015Ld=669.6 amax=a+0.03Ld=768.65、

7、验算小齿轮上的包角1 1=180-（dd2-dd1）57.3/a=162.461206、确定带的根数Z Z=Pca/Pr =Kca/(P0+?P0)KKL=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 K：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-K)Pca/k2v+qv2 V带单位长度的质量 见机械设计表8-3 K=0.95 q=0.170 F0=283.09N8、计算压力轴Fp Fp=2zF0sin1/2=2796.04N9、带轮结构设计（见机械设计图8-14） 根据电动

8、机 Y16018 型号可得电动机轴径D0=42mm1）小带轮结构 采用实心式D=d=42 L=（1.52）d=6384mm d=35mm d1=(1.82）取d1=702）大带轮结构 采用轮幅式带轮 Dd=355 za=4 L=(1.52)d=52.570mm b1.5d 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106 选用8级精度 （3）材料选择：选择小齿轮材料为45钢（调质），

9、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=320=602、按齿面接触疲劳强度设计(1) d1t3（2kht/d）（u+1/u）（ZHZEZ/H）2 I=u1) 确定公式中的参数值 试选Kht=1.3 转矩 T1=254.67Nm 由课本P 206表107得d=1 由课本P203 图1020得ZH=2.5 由课本P202 表105 得ZE=189.8MPa 计算接触疲劳强度重合度系数Z a1=arc cosZ1cos/(Z1+2ha) =arc cos20cos20/(20+2) =31.32 a2=arc cosZ2cos/(Z2+2ha*) =ar

10、c cos60cos20o/(20+2) =24.58 =Z1(tan1-tan)+Z2(tan2-tan)/2 =1.671 Z=(4-)/3=0.881 由课本P 图1025dc得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=570MPa Hlim2=530MPa 由图1023查去接触疲劳寿命系数 KNH1=1 KNH2=1.1 取失效概率为1% 安全系数 S=1 H1=KNH1Lim=570MPa H2=KNH2Lim=583MPa 取H1和H2中的最小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 H1=H2=570MPa2）试计算小齿轮分度圆直径d1t=(21.3254.671000/1)(3+1

11、)/3(2.5189.80.881/570)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 圆周速度v V=d1tn1/（601000）=1.102m/s 齿宽b b=dd1t=78.017mm2)计算实际载荷系数KH 由机械设计表102的KA=1.5 根据v，8级精度的Kv=1.05 齿轮圆周力 Ft1=2T1/d1t =2254.671000/78.017 =6528N KAFt1/b=1.56528/18.017=125.51100N/mm 查表104得8级精度，小齿轮相对支撑对称布置KH=1.355 KH=KAKVKHKH =1.51.051.1

12、1.355=2.353)、分度圆直径d1=d1t3(KH/KHt)=78.1073(2.35/1.3)=95.30mmm=d1/z1=95.3/20=4.7653、按齿根弯曲疲劳强度计算(1) mt32KFtT1Y/(dz1z1）（YFaYsa/F1)确定公式中的参数值 试选KFt=1.3 计算弯曲疲劳强度重合度系数 Y=0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.67=0.699 计算YFaYsa/F 由机械设计图10-17得YFa1=2.80 YFa2=2.20 由机械设计图10-18得Ysa1=1.55 Ysa2=1.78 由机械设计图10-24c得Slim1=370MPa 由机械设

13、计图10-22得KFN1=0.88 KFN2=0.9 取弯曲疲劳安全系数 S=1.1 F1=KFN1Hlim1/S=0.88370/1.1=296MPa F2=KFN2Hlim2/S=0.9330/1.1=270MPa YFa1Ysa1/F1=2.81.55/296=0.0147 YFa2Ysa2/F2=2.21.78/270=0.0145小齿轮的YFaYsa/F大于大齿轮取YFaYsa/F=0.01472）试算模数 mt3(21.3254.671000/120200.0147)=2.5（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷前的数据准备 圆周速度v d1=mz=2.5720=51.4mm V=d1

14、n1/(601000)=51.4270/(601000)=0.726m/s齿宽b b=dd1=151.4=51.4宽高比b/h h=（2ha*+c*）mt=（21+0.25）257=5.78 b/h=51.4/5.78=8.892)计算实际载荷系数KF根据v=0.726m/s 8级精度由图10-8的Kv=1.02Ft1=2T/d1=2254.671000/51.4=9893N KAFt1/b=1.59.8931000/b=288.7100 由表10-3得KF=1.1由表10-4得KH=1.342结合b/h=8.89 查图10-13得KF=1.32则载荷系数 KF=KAKvKFKF =1.251

15、.11.021.32 =1.853) m=mt3(KF/KFt)=2.573(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=332=96 取z2=97z1与z2互为质数4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=z1m=323=96mm d2=z2m=973=291mm（2）计算中心距 a=（d1+d2）/2=（96+291）/2=193.5mm（3）计算齿轮宽度 b=dd1=196=96mm考虑不可避免的安装误差，一般将小齿轮略为加宽（510

16、）mm，即b1=101106mm5.校核 （1）齿面接触疲劳强度校核 h=2KHT1/dd13(u+1)/uZHZEZ=2323)(3+1)/32.5189.80 0.881 =291.74MPa570MPa=H（2）齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFT1YFa1Ysa1Y/dm3z12 =22.57254.672.81.550.7261000/133322=149.23MPa296MPaF2=2KFT1YFa2Ysa2Y/dm3z12=22.57254.672.21.780.7261000/133972=134.65MPa270MPa6.齿轮其余尺寸 (1)齿顶圆直径为 da1=m（z1+2）

17、=334=102mm da2=m（z2+2) =399=297mm (2)齿根圆直径为 df1=m（z1-2.5）=329.5=88.5mm df2=m（z2-2.5）=394.5=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=254.67Nm 选材：45调质钢 2.求作用在齿轮上的力 Ft=2T1/d1 = (2254.67

18、10)/96 = 5305.625N Fr=Fttan20= 1931.09N3.轴的结构设计（1）轴段设计 由公式dminA03p/(n(1-4)与大带轮内径可得 d32mm的轴，有两个键槽时应增大1015 取d1=35mm 带轮的轮毂宽度为6384mm 取L1=70mm（2）轴段设计 h=（23）c=2.43.6 d2取38mm（3）轴段是轴承安装，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）轴段为齿轮位，取d4=45mm 宽度略小于小齿轮齿宽 取L4=98mm（5）轴段为轴环，h

19、=（23）c，d5=53mm， 宽度等于小齿轮中心到轴套的距离取L5=12mm4.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 1490 GB1096-2003键 1063 GB1096-2003 d b h l t t1 3038 10 8 22160 5.0 3.3 4450 14 9 36160 5.5 3.85.校验（1）FNH1 = FNH2 =Ft/2=2652.8N -Fpx245-FNV1155+Frx77.5 = 0FNV1155 = -Fpx245+Frx80 = -2796.04+1931.0977.5 =-3454NFNV2 = Fr-F

20、p-FNV1 =1931-2796.04+3454 =2589.05N轴承A的总支承反力 FA=(FNH1FNH1+FNV1FNV1)=4355.17N轴承B的总支承反力 FB=(FNH2FNH2+FNV2FNV2)=3706.82N带轮作用在轴承A的弯矩 M带A=FPL=2796.0490.0577.5=253041.62Nmm轴承B作用在高速轴上的弯矩 Mmm在圆周方向产生的弯矩 MH=FNH180=2652.8177.5=205592.775Nmm合成弯矩 MA=M带A=275409.94Nmm Mr=(MV2+MH2)=287279Nmm T=254.67103（2）齿轮轴与点A处弯矩

21、较大，且轴径较小，故点A处剖面为危险剖面 W=d3/32=403/32=6283.19mm3 抗弯截面系数为WT=d3/16=403/16=12566.37mm3 最大弯矩应力A=MA/W=253041.62/6283.19=40.27MPa 扭剪应力=T1/WT=254.671000/12566.37=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=0.6，则当量应力为ca=A2+4()2=40.272+4(0.620.27)2 =47.05MPa-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 p=4T1/d1hl=4257.67103/35

22、.1063=46.76MPap 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=3744.83NPAPB,故只需校核轴承A 轴承在100对于球轴承=3 Fp=1.2 C=PA/ft3(60nln/106) =4355.17/13(6027038400/106) =37.18KNCr=40.8轴承满足要求七、低速轴的设计计算1.已知条件 P2=6.91kw n2=90r/min T2=733.23Nm d2=297 b2=96 选材 45钢（调质）2.求作用在齿轮上的力 Ft=2T2/d2=2733.231000/291=5039.38N Fr=Ft

23、tan20=1834.18N 初步确定轴的最小直径 dminA3(p/n)=1053（6.91/90）=44.47mm 轴上开有俩个键槽 应增大7% d=47.58mm 取 dmin=50mm3.轴的结构设计（1）轴段设计 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=1.9733.23=1393.137N/m 查机械设计简明手册 选用弹性柱销联轴器L4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）轴段设计 h=（23）c 取d2=56mm

24、（3）轴段和 轴段及轴段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）轴段设计 轴段上安装齿轮，为了方便齿轮安装 长度小于大齿轮宽度，取L4=92mm d4=60mm（5）轴段设计 轴段为轴环，根据h=（23）c，取d5=68mm L5等于大齿轮中心到轴套的距离 取L5=15mm4.键连接 联轴器轴段和轴段采用A型普通平键 连接 根据机械制图可得型号为 键 14100 GB1096-2003 键 1880 GB1096-2003 d b h l t t14450 14

25、 9 36160 5.5 3.85865 18 11 50200 7.0 4.45.校验（1） FNH1=FNH2=Ft/2=2519.69N MH=2519.69 FNV1=FNV2=917.09N Mv=917.09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=d3/32-bt（d-t)2/2d=18256.3抗扭截面系数Wt=d3/16-bt(d-t)2/2d=39462.05弯曲应力b =M/W=215852/18256.3=11.82MPa扭剪应力= T/WT=733.23103/39462.05=18.58MPa=(b2+4()2)=25.23-1强度满足需求6.

26、校核键p=4t2/d2hl=4733.23103/509100=65.176p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(60nln/106) =2681.40/13(6027038400/106) =15.87KNCr=40.8KN轴承满足要求 P=6kw 总=0.81 P输入=7.41kW n滚=90r/min iV带=24 i减速机=46 i总=824 n电动机=7202160r/min N=720r/min i总=8 i带=2.67 i齿轮=3 N1=270r/min P1=7.2kw P2=6.91kw T1=254.67Nm T2=733.23Nm Pca=9kw n电动机=720r/min dd1=140mm V=5.277m/