机械设计课程设计一级减速器设计说明书

1、课程设计题 目：系 别：专业班级：学 号：学生姓名：指导教师： 时 间:设计题目：带式输送机传动装置设计、传动方案简图一级圆杜齿轮减速器Ir带式运输机严、已知条件:1、带式输送机的有关原始数据:减速器齿轮类型：斜齿圆柱齿轮输送带工作拉力：F= 4.5 kN ； 运输带速度： v= 0.82 r/min ； 滚筒直径：D= 330 mm.2、 滚筒效率：n =0.96 （包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作情况：使用期限 8年，两班制（每年按 300天计算），单向运转，转速误差不得超过土 5%，载荷较平稳；4、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；5、 动力来源：电力，三相交流，电压3

2、80 / 220V。三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容2） V带传动的设计计算；4）链传动的设计计算；6）滚动轴承的选择与校核;8）联轴器的选择。A2或A3图纸）；1）运动参数的计算，电动机的选择；3）齿轮传动的设计计算；5）轴的设计与强度计算；7）键的选择与强度校核；3、设计绘图：1）减速器装配图一张（A0或A1图纸）；2）零件工作图2张（低速级齿轮、低速轴,3）设计计算说明书1份（6000 字）；四、主要参考书目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（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006.3 成大仙.机械设计手册（第

3、5版）M.北京：化学工业出版社，2007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 Pm 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（kW）53. 各轴输入转矩（N m） 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 83、链传动设计 12五、联轴器的设计13六、轴的设计计算 121、高速轴的设计132、低速轴的设计16七、轴承的选择及计算 191、高速轴轴承的选择及计算 192、低速轴的轴承选取及计算 20八、键连接的

4、选择及校核 201、高速轴的键连接 202、低速轴键的选取 20九、 铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 201、铸件减速器机体结构尺寸计算表 212、减速器附件的选择 22十、润滑与密封221、润滑222、密封22十一、设计小结22十二、参考文献 23、传动方案的拟定及说明传动方案初步确定为三级减速（包含带轮减速、一级圆柱齿轮传动减速和链传动减速），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=47.48r / min15 -、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

5、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）、电机所需功率P PFV 4.5 0.82 3.69W2）、电动机输出功率PdPi_PW1】表3-1查得: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【V带传动效率10.95，滚动轴承传动效率为20.98，齿轮传动效率为n 0.97,链传动效率0.93,联轴器传动效率为50.99 ,卷筒传动效率6 0.96。则412345 =0.7513Pw3.69故 Fd-4.91kW总 0.7513总、3、电动机额定功率Pm由【1】表17-7选取电动机额定

6、功率 Fm5.5k4、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、一级减速器和链传动）传动比范围i （2 4）（3 6）（2 4）12 96，则电动机转速可选范围为ndn i 47.48 (12 96) 570 4558 r / min可见同步转速为1500r/min的电动机符合。由【1】表17-7选定电动机的型号为Y132S-4。主要性电机型号额定 功率满载转速堵转转矩最大转矩Y132S-45.5KW1440r/min2.22.2能如下表:5、计算传动装置的总传动 比总并分配传动比n 14401 、总传动比总nw丙830.332）、分配传

7、动比取V带传动的传动比ii 2.5，链传动的传动比为i32.5，则齿轮的传动比i2i 总30.33iii32.5 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、n轴，链轮轴为川轴、卷筒轴 各轴的转速为（r/min ）高速轴I的转速n1n m1440576i12.5低速轴n的转速门2576118.76i24.85链轮轴川的转速门3n2 /2.5 118.76/2.547.5卷筒轴的转速n4=n3=47.52.各轴输入功率为(kW)高速轴I的输入功率PPm14.91 0.954.6645低速轴n的输入功率巳P1 234.6645 0.980.

8、974.434链轮轴川的输入功率P2 244.434 0.980.93 4.04卷筒轴的输入功率F4P3254.04 0.98 l0.99 3.923.各轴输入转矩（N m)9550 P9550 4.66451）、轴I的转矩为T177.345762 )、轴n的转矩为3 )、轴川的转矩为4 )、卷筒轴的转矩为9550 P29550 4.434118.769550 P39550 4.04匕47.59550 F49550 3.92n447.5356.56812.25788.13将各数据汇总如下表1传动参数的数据表轴I轴n轴川卷筒 轴功率F/ kW4.66454.4344.043.92转矩T /(N

9、-m)77.34356.56812.25788.13转速 n(r /mi n)576118.7647.547.5四、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，稍有波动，所需传递的额定功率p=4.91kw小带轮转速n1 1440r/m大带轮转速n2 576r/m，传动比i1 2.5。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)1 )、计算功率 Pa pa= KA P 1.3 4.91 kw 6.383kw2)、选择V带型 根

10、据Pa、6由图8-10机械设计p157选择B型带(d1=125 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vdd1 n1v60 1000125 1440,m /s60 10009.42m /s因为5m/s9.42m/s90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 n-i =1440r/min 和 dd1 =125mm表 8-4a用插值法求得p0 =2.2kw单根v带的传递功率的增量 p0已知B型v带，小带轮转速 n1 =14

11、40r/min转动比i=n1=dd1 / d d2 =2.5n2查表 8-4b 得 p0 =0.46kw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 =0.92pr=( p0+A p0) X k X kL=(2.2+0.46) X 0.96 X 0.92=2.35KWZ= -PC =6.383/2.35=2.72故取 3 根.Pr(7) 、计算单根V带的初拉力和最小值l(2.5 k )pcFmin = 500*c +qVV=190.0NZVk对于新安装的V带,初拉力为:1.5 F0min =285N对于运转后的V带，初拉力为:1.3 F0min =247N(

12、8) .计算带传动的压轴力FpFP=2ZF0si n(J2)=754N(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，选用斜齿圆柱齿轮传动。、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095 88)。、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Z1 24,齿轮传动比为i2=4.85，则大齿

13、轮齿数Z24.85 24116.4,，取 z2116。2) 、按齿面接触疲劳强度设计，初步选定3= 15。fez彳僉4 f I 0丿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Kt3(2) 、选取区域系数 Zh=2.425(3) 、由图 10-26 查得 10.76,20.84,则121.60(4)、计算小齿轮传递的转矩。Ti 77.34N m、由表【2】10-7选取齿宽系数 d 1。1、由表10-6差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa至、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限曲im1 =650MPa ；大齿轮的接触疲劳 强度

14、极限 Hlim2 580MPa。4) 、计算应力循环次数。N1 60njLh 60 576 1 (2 8 300 8) 1.327 1(09N22.74 108N,1.327 104.854.85(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数 Khn1 0.93, Khn2 1.01。(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h1H 2KhN1 lim1SK HN2 OIim2S_0.93 650 605MPa1.03 580 585.5MPa5) 、计算(1)、试算小齿轮分度圆直径代人【中较小的值。d1t =45.4mm(2)、计算圆周速度d1t n145.4 576

15、60 1000 60 10006) 、计算齿宽。1.37m/sbd d1t 1 45.4 45.4mm7) 、计算齿宽与齿高之比。模数mtd1tZ145.4241.89mm齿高h 2.25mt 2.25 1.89 4.2525mm齿高比b45.41 n rphI u. uo4.2525计算纵向重合度=0.318 $ dzan 3 =2.058）、计算载荷系数。根据v 1.37m/s, 7级精度，由【2】图10-8查得动载系数KV 1.04;斜齿轮，Kh a=KFa =1.2。由【2】表10-2查得使用系数 KA 1。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， KH31.

16、314。由b 10.5 , KH3 1.422查【2】图10-13得Kf1.32，故载荷系数hK KaKvKh Kh 1 1.04 1.2 1.314 1.649）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d149.06mmd149.06m -Z12.045mm2410）、计算模数m。11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。叫12KTY2 cos2Z1YF“sa1F112）、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OFE1 550MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限OFE2390MPa。、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.91 , KFn

17、2 0.95。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F1Kfn3(TFE30.91 550 357.5MPaS1.4F2K FN4(tFE40.95 390FN4 也264.6MPaS1.414、计算载荷系数 K。15）、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数0.8516 ）、查取齿形系数。由【2】表 10-5 查得 YFa1 2.65;YFa2 2.177。17 ）、查取应力校正系数。由【2】表10-5查得Ysa1 1.58；Ysa2 1.793。1718 ）、计算大、小齿轮的 皆并加以比较。Y Fa1YSa1F 1Y Fa2 YSa20F2

18、2.69 1.580.011712357.52.177 1.7930.014752264.6大齿轮的数值大。18 ）、设计计算耳10.014752 1.483 2 1.65 77.34 103 0.85 cos215V1 1.6 242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1.48mm，并就近圆整为标准值为 m=2mm ,按接触强度算得的分度圆直径d1 49.06mm，算出小齿轮齿数d1 co

19、smn49.06 cos15223.69，取 Z124Z24.85 24116.4，取 z 2 116(1) 、计算中心距amn(Z1 Z2) 2 (24 116)a1145mm2cos2 cos15取 a1=145mm（2）、确定螺旋角arccosmn(Z1 Z2)2aarccos 2(24116)214515.1（3）、计算大小齿轮分度圆直径cos15.1d2 =Z2mncos15.1o50mm240mm(4) 、确定齿宽b2ad1 1 50 50mm取 B2 55mm, B1 50mm3、链传动设计1）、选择链轮齿数取小链轮齿数 乙=30,大链轮的齿数为z2=i z2=2.5 30=75

20、。2）、根据链的布置形式，分别由 1个单排链构成。3）、确定计算功率由文献【2】表9-6查得KA 1.0，由文献【2】图9-13查得KZ 0.82，单排链。P24.434KW则单排链的计算功率为Pea KaKzP2 1.0 0.82 4.434KW3.636KW4）、选择链条型号和节距根据Pea 3.636KW 及n2 118.76味命，由文献【2】图9-11选择10A。由文献【2】表9-1，链条节距为P 15.875mm5）、计算链条数和中心距初选中心距 a。（30 50） P （30 50） 15.875mm476.25 793.75mm取 a0700mm相应的链长节数为L P0乙Z22Z

21、2Z2 P（2a70030 302 -15.8752140.7取链21 -条节数LP 140节。6）、计算链速v,确定润滑方式n z1Pv600 1000118.76 30 15.875600 1000ms0.97ms由v 0.97叹 和链号10A，由文献【2】图9-14可知采用滴油润滑。7）、计算压轴力FPP有效圆周力为 Fe 100010003.636N 3748NeV0.97链轮水平布置时的压轴力系数K fp1.15，则压轴力为Fp KfpF。1.15 3748N4310N五、联轴器的设计联轴器的计算转矩Tea KaT3，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取ka 1.3，则Tea

22、KaT31.3 8122501055925N .mm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 TL10型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N.m。半联轴器的孔径d =65mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm六、轴的设计计算与校核选取轴的材料为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。 高速级齿轮上的作用力为Ft2T1 27340 3094Nd150Fr匚 tan nF tcos3094tan20ocos15.f1166NFa Fttan3094 tan 15.1o 835

23、N按公式dmin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 A 01110。则dmim A1彳區 110 346645 22mm. n1576又因为高速轴I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10%-15%现将轴增大10%则增大后的最小轴径 dmini 20 (10.1)24.3mm，取为25mm(2) 、轴上各段直径的初步确定。A段:d仁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(圆锥滚子轴承 30207)配合，取轴承内径 35mmD段：d4=40,设计非定位轴肩高度 h=2.5mm高速轴内径

24、40.E段：d5=50,高速轴齿轮分度圆直径 50.F段：d6=40,设计定位轴肩高度 h=2.5mmG段：d7=35，与轴承(圆锥滚子轴承 30207)配合。(3) 、轴上各段所对应的长度。A段长度为L1 50mm ；B段长度为L2 58mm ；C段长度为L 3 17mm ；D段长度为L4 8mm ；E段长度为L5 55mm ；F段长度为L 6 8mm ；G段长度为L 7 17mm。、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。(5) 按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图A 02110。则25 -丄FBr HA

25、j5MHCJlUll lrriT-,n.、MHBrvA1-rfTTiriTrnirnfTll片加rnnmTITnmi 作水平面内的弯矩图。支点反力为Ft3094F HAFHB；1547N2 21-1截面处和2-2截面处的弯矩M H1 1547 50N .mm 77350N .mmM H2 1547 26N .mm 40222N .mm 作垂直平面内的弯矩图，支点反力巳 Fa*d2 2111662835 54200357.55NF/bFr Fva 1161 357.55 803.45N1-1截面左侧弯矩为MV1 左Fva - 357.55 50 17877.5N .mm21- 1截面右侧弯矩为1

26、Mv 1 右Fvb803.45 50 40175.5N .mm2MV2 Fvb 32803.45 3225710.4N .mm 作合成弯矩图M . M 2截面处的弯矩为hM 2v. M 2/ 1左 M 1 2H1(17877.5)2(77350)2 63056N mmM 2/ 勺右M 2h 1. (40175.5)2 (77350)287012N .mm2-2截面M 2, M 2v 2 M h 2 、(25710)2 (40222)2 45246N mm 作转矩图T=77.34N.mm 求当量弯矩因减速器单向运转，修正系数为0.6Mei M 21右 ( T )2. (87012)2 (0.6

27、77340)2 92268N .mmMe2 . M 22 ( T )2. (45246)2 (0.6 77340)2 82014N .mm 确定危险截面及校核强度截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩 M Me2，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于d4d3也应该对截面2-2校核1-1截面e1M e1W922680.1 d43922680.1 40314MPa2-2截面e2M e2W820140.1 d3820140.1 35310MPa由表15-1得许用弯曲应力1 60MPa，满足 e 1条件，故设计的轴有足够的强度，并有定裕量。2、FtFr低速轴的设计2T22 356560d

28、2匚 tan nF tcos2402971NFa1)、tan 20o0 1120Ncos15.12971 tan 15.10 802N2971Ft tan初步确定轴的最小直径。mi n2A023P2 110 3：4.434 36mm n218.76又因为低速轴i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 10%-15%现将轴增大10%则增大后的最小轴径为dmin2 36 (10.1)39.6mm，圆整为 40mmFED C B A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：d仁40mm与 弹性柱销联轴器配合B段：d2=43mm设定轴肩高 h=1.5mm=

29、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L1 68mm ；B段长度为L 2 61mm ；C段长度为L 3 30mm ；D段长度为L4 48mm ；E段长度为L 5 10mm ；F段长度为L 6 17mm ；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。5）按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图L丄*MHCJ MHBnflnnTWMWnrirnnF严2FcWMS

30、/C2fveMVCLErrnwnnrlllinn 1专1皿 11 irm i m-.一 作水平面内的弯矩图。支点反力为FhaFhb 电 2971 1485.5N2 21-1截面处和2-2截面处的弯矩M H1 1485.5 47N .mm 69818.5N .mmM H2 1485.5 32N .mm 47536N .mm 作垂直平面内的弯矩图，支点反力匸 Fr Fa*d 1120802 150.2Fva2 2l22 9419.58NF/b Fr Fva 112019.58 1140N1- 1截面左侧弯矩为1M V1 左 Fva19.58 47920N.mm22- 2截面处的弯矩为M V2Fvb

31、 32456.583214610N.mm 作合成弯矩图M . M 2h M 2v1-1截面M 佐.M 2V1 左M 2h 1M 佑.M 2v佑M 2h1.( 920)2(27354)227369N.mm、(21459)2(27354)234767N.mm2-2截面M2 M2V2 MH2(14610)2 (18624)223670N.mm 作转矩图T=87420N.mm 求当量弯矩因减速器单向运转，修正系数为0.6Me1 M 2佑Ct )2. (34767)2 (0.6 356560)2 376526N .mmMe2 M 22 ( T )2(23670)2 (0.6 356560)2 36254

32、8N .mm 确定危险截面及校核强度截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩 M Me2，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于d4d3也应该对截面2-2校核1-1截面e1M e1W376526376526R7 07石 14MPa2-2截面e2M e2W3625480.1 da33625480.1 35310MPa29 -1条件，故设计的轴有足够的强度，并有由表15-1得许用弯曲应力1 60MPa，满足 e定裕量。七、轴承的选择及计算1、高速轴轴承的选择及计算1 ）、高速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30207型Cr=31.5kN2）、计算轴承的径向载荷A 处轴承径向力Fr1_ Fnh12

33、Fnv1222532209023073NC 处轴承径向力Fr2-”FNH2FNV2132920893159N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P f p F2,查【2】表13-6得载荷系数fp 1.2。P 1.2 31593791N轴承的预计使用寿命为8年，即预计使用计算寿命 Lh 16 300 8 38400h 轴承应有的基本额定动载荷值C P厝，其中3，则C一 60 576 3840020.57kN Cr37913 10620570N、验算30207轴承的寿命106Cr 310631500 3Lh60n(P )60 576 (37

34、91 )60268.7h48000h综上所得30207轴承符合设计要求。2、低速轴的轴承选取及计算1） 、低速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30209型，Cr=31.5kN。2）、计算轴承的径向载荷FrF2nh2 F2nv2 . 567.52 1559.52 1660N3）、轴承的当量载荷，因圆锥滚子轴承受径向载荷,P 1.2 1660 1992N、假设轴承的使用寿命为十年，即预计使用计算寿命额定动载荷值C P Z60nLh ,其中 3，则V 106故P fp Fr ,查表【2113-6得载荷系数fp 1.2。Lh 16 300 838400h轴承应有的基本199260 118.76 3840010

35、9678N9.678kNCr-354）、验算30209轴承的寿命Lh101(2)360n ( P )610( 31500 )360 118.76( 1992 )103717.18h32000h综上所得30209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【11表14-26普通平键的型式和尺寸（ GB/T1096-2003 ）选取A型键，bX h X L=8 X 7X 42。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【21表6-2 p =100120MP&2 ）、强度校核32T 10kid32 77.34 103.5x32x2836.5MPap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 X hx L=14 X 9x 45,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，bx hx