一级减速器设计说明书1

1、设计题目：带式输送机传动装置设计、传动方案简图方變一、已知条件:1、带式输送机的有关原始数据：减速器齿轮类型：直齿圆柱齿轮输送带工作拉力：F= 2.6 kN ；输送带工作速度： V= 1.2 m/s ； 滚筒直径：D= 350 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12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% ,载荷有轻微振动；4、工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；7、动力来源：电力，三相交流，电压

2、三、设计任务：380/ 220V。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）齿轮传动的设计计算；5）滚动轴承的选择与校核；7）联轴器的选择。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）；4） 减速器三维爆炸图（此项选做）。2） V带传动的设计计算;4）轴的设计与强度计算;6）键的选择与强度校核;A2或A3图纸）；注：提交CAD图的同学在提交图纸和说明书打印稿的同时必需提交相应电子版文件、手工绘制的装配图草图和手写计算说明书草稿。四、主要参考书目1 李育锡.机械设计课程

3、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 5版）M.北京：化学工业出版社， 2007.机械设计基础课程设计任务书 (1)一、传动方案的拟定及说明 (2)二、电动机的选择(2)三、V带的设计计算.(3)四、齿轮的设计 .(4)五、 轴的设计及校核 (8)六、 轴承的寿命校核 (13)七、 键联接的选择及校核计算 .(15)八、 铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择(16)九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 (17)十、设计小结 (17)十一、(17)-i -设计计算及说明结 果一. 传动方案的拟

4、定及说明传动方案初步确疋为两级减速器（包含带轮减速和一级圆柱齿轮轮廓传动减速），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60000 V60000 汉1.2,.n = 65 .51 r / minwnd3.14 x 350一般常选用同步转速为1000r/m in的电动机作为原动机，传动比约在1315左右，可选用任务书中的传动方式进行设计。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 ）二向异步电动机。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

5、动机容量Fv2 600 x 1.21）、电机所需功率P w PW = 3.25 kW1000 %1000 X 0.962）、电动机输出功率PdPd _ PWdt）传动装置的总效率n =叫n； ,n3 ,n4式中，32.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n =0.98,，滑动轴承传动效率为氓=0.99，联轴器传动效率为=0.99 , V带传动效率 匕=0.96。贝U2口总 =0.98 X 0.99 X 0.99 X 0.96 ft 0.913故 pd = P= 3.5&3.83kW总0.9133、电动机额定功率 Pmn w =65 .51

6、r / minPw =3.25kW口总=0.913Pd 283kW-2 -设计计算及说明纟口果由【1】表17-7选取电动机额定功率 Pm =4.0kW4、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传动比范围 r = 6 20，则 电动机转速可选范围为2nd =nW r =65.51（6 20） =393 .1 1310 .2r / 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 Y132M1-6。主要性能如下表：Pm =4.0kW电机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩Y132M1-64.0KW960r/

7、min2.02.25、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=也 =960=14.654 （符合6i总20）n w 65 .512）、分配传动比假设V带传动分配的传动比=3.4，则齿轮的传动比i2亠=14空i13.4= 4.31三、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, 滚筒轴为川轴。各轴的转速为（r/mi n ）n 960高速轴I的转速山=:m = 282.35h 3.4低速轴n的转速n2n m 960i, i2 2.845.160= 65.51滚筒 960/3.4轴川的转速nw =n2 = 65.51n m =

8、960 r / mini 总=14.654h =3.4i2 =4.3196n t = 282.35r/mi nn 2 =65.51r/minnw =65.51r/mn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P1 二Pm 4 00.96 =3.84Pt =3.84kWP2 = 3.726kWP3 =3.505kWT = 39.80N m=129.88N mT2 =543.17N mT3=510.96N m1)、电机轴的转矩9550 T -nmPm95504.039 809609550P195503.842)、轴I的转矩为129.88n1282.359550P29550

9、3.726T2:543.173)、轴n的转矩为n265.519550P395503.505T3510.964)、轴川的转矩为n365.51将各数据汇总如下低速轴n的输入功率P2 =P13 t =3.840.990.98 =3.726滚筒轴川的输入功率P3 =P 2 3 =3.7260.990.99 =3552. 各轴输入转矩（N m）表1传动参数的数据表电机轴轴I轴n轴川功率P/kW4.03.843.7263.505转矩T /(N m)39.80129.88543.17510.96转速n(r / mi n)960282.3565.5165.51传动比i3.44.311效率n0.960.970.

10、98四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数1） 、已知带传动的工作条件：两班制（共 16h），连续单向运转，载荷 变动小，所需传递的额定功率p=4.0kW，小带轮转速nm =960 r/min ,大 带轮转速n1 =282 .35 r/min ，传动比=3.4 。2）、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。3）、确定计算工率由【2】表8-7查得工作情况系数Ka =1.2 ，故-5 -设计计算及说明结 果Pea =K A p =1.2 X4kw =4.8kW选择V带的带型根据Pea、nw 由【2】图8-10选用A型。4)

11、、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dd1。由【2】表8-6和【2】表8-8，取小带轮的基准直径dd1 =125mm(2) 、验算带速v。nd d1 n wn x 125 X960v =6.28m/s60 X100060 X1000因为5m/sv30m/s，故带速合适。(3) 、计算大带轮的基准直径dd2。d d2 =i 1ddi =3.4 汉125 =425 mm根据【2】表8-8，圆整为dd2 450mm。5) 、确定V带的中心距a和基准直径Ld。(1)、根据式 0.7(dd1+dd2)仝 a 2(dd1+dd2)即402.5mm a 1150mm初定中心距

12、a0 = 650mm、由2n(d d1 - dd2)Ld0 心 2a。中阳址。？)* d1d224a 02n(450 - 125)=2 汇650 +(125 +450) += 2243.825mm24650由【2】表8-2选带的基准长度Ld =2240mm。(3)、计算实际中心距 a。L d - L d02240 - 2243.825a a0 +- (650 +) - 648 mm2 2中心距的变化范围为583mm-710mm6) 、验算小带轮上的包角aK A =1.2Pe=4.8kWeadd1 = 125mmv =6.28m/sd d2 = 450mma0 =650mmL d0 = 2243

13、.825mmL d = 2240mma = 648 mm-6 -设计计算及说明结 果-7 -设计计算及说明结 果057.3a 180 -(dd1-dd2)180 -(450 -125)a057.33950 0133 _900a = 1334）、计算单根V带的额定功率Pr。P0 =1.382kW由 dd1=125mm和 riw =960r / min，查【2】表8-4a得P。= 1.382 kW P0 =0.112kW根据 n1 =960r / min ,i 1=3.4 查【2】表8-4b得.侃 =0.112kW。K a = 0.876查【2】表8-5得K _ =0.876 ,2表 8-2 得K

14、l =1.03，于K L =1.03Pr =(P。+AP) K 僅 K l =(1.382-0.112)0.8761.03 =1.348kW7）、计算V带的根数z。4.8 ：3.56 Pr1.348P=1.348kWz =4取Z=4根。8）、计算单根V带的初拉力的最小值（F）min由【2】表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1 kg/m,所以(2.5 - K a)Pca2(2.5 -0.876)(F)min =500 “ ca qv =500K azv0.876 X4X6.284.82.16.28181.1N(F)min =181.1N应使带的实际初拉力F0 2.32 KT1 u +1 2进

15、*dU叶行计算。3) 、确定公式内的各计算数值(1) 、试选载荷系数3(2) 、计算小齿轮传递的转矩。5595.5 X10 P195 .5 X10 x 3.845T1 1.298810 N mmn19603.4、由表【2】10-7选取齿宽系数 ；=1。1、由表10-6差得材料的弹性影响系数Ze =189 .8MPa2(5)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限亦1 = 650 MP a ;大齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim2 = 580MP a。4) 、计算应力循环次数。9 g = 60n i jL h =60 X757.9 X1 X(2 X8 X300 X12) =2.61

16、9 X10N21,6191081083.23.2(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数K hn1 =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Ph 】1【；二】2K HN1 lim1SK HN2 b|im2S= 0.93650 =605MP=1.03580 =585.5MPK t =1.35=1.298810 Nd =1Ze 二 189.8MPaHlim1二 650MP%lim2 580MP92 =2.61910N 2 =8.18108K HN1 - 0.93K HN2 1.01bH h = 605MP叶2 =585.5MP5)

17、、计算(1)、试算小齿轮分度圆直径代人応中较小的值。：1.3 汉 1.085 X106.16 +1189 .82d1t 2.32 3-= 60.435mm15.16565 .5(2)、计算圆周速度二小代二 60.435282.35v =0.893m/s60 1000 60 10006)、计算齿宽。b = d d1t =160.435 = 60.435mmd 1t = 60.453mmv = 0.893m/sb = 60.453mm-10 -设计计算及说明纟口果7）、计算齿宽与齿高之比。模数m tz1d1t 6.435= 2.518mm24m t = 2.518mm齿高h - 2.25 m t=

18、 2.252.518 =5.67mnh = 5.67mm齿高比60.43510.665.67b10.66h8）、计算载荷系数。根据v = 1.07m /s , 7级精度，由【2】图10-8查得动载系数K V =1.04 ;= 1.04直齿轮，K H = K F = 1。 H aF a由【2】表10-2查得使用系数K A =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，= 1.25-11 -设计计算及说明纟口果-# -设计计算及说明纟口果K H 卩二 1.314K H $ =1.314 。bK F ： =1.32由=10.66 , K H b= 1.422查【2】图

19、10-13得K=1.32，故载荷系数 hK =K A K V K H -K H=1.25 1.04 1 1.314 =1.7089）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径K =1.708-# -设计计算及说明纟口果-# -设计计算及说明纟口果1.708d 1 二宀卄 3=60.435 3二66.192 mm1I Kt.1.3-# -设计计算及说明纟口果-# -设计计算及说明纟口果10）、计算模数m。d1m =z166.1922 .758 mm24d 丄=66.192 mmm = 2.758mm-# -设计计算及说明纟口果11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。2KT 3 ( Y Fa

20、 YSa )吟2 ( ) dZ112）、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aFE1=550MP a ,大齿轮的弯曲疲劳极限bFE2 - 390MP a。、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN1 =0.91 , K fn2 =0.95。FE1= 550MP a-# -设计计算及说明纟口果-# -设计计算及说明纟口果FE2=390MP a13）、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-# -设计计算及说明纟口果-# -设计计算及说明纟口果K FN1二 0.91-# -设计计算及说明结 果K fn3 rFE30.91 X5

21、50厅h _FE3 _357 5MPaS1.4K FN4 rFE40.95 X390”c FE4 _-264 6MPaS1.414） 、计算载荷系数K。K =K AK v Kp=1.25 X1.04 X1.32 =1.71615）、查取齿形系数。由【2】表 10-5 查得Ya1 =2.65 ;Ya2 =2.177 。16）、查取应力校正系数。由【2】表 10-5 查得 YSa1 =1.58 ;YSa2 =1.793 。Y Y17） 、计算大、小齿轮的_Fa-Sa并加以比较。刃Ya1Ysa12.69 X1.58-0.011712tf1357.5Ya2Ysa22.177 X1.793=0.0147

22、5231X0.01 4752 =2.12 mm111 X 24 2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 2.12mm，并就近圆整为标准值为m=2.5mm ,按接触强度算得的分度圆直径d =66.192 mm，算出小齿轮齿数d166.192怖Z1 26.47 ，取 Z1 27m2.5z2 =4.31 汉27 比117 ，取 z2=13919）、几何尺寸的计算（1）、计算分度圆直径d1 =Zt

23、 m = 27 汇2.5 =67 .5 mmd2 =z2m =117 X2.5 =292 .5mm、计算中心距d1 “67.5 +292 .5a =180 mm2 220）、计算齿轮宽度K FN2 =.95bh =357.5MP ab】2 =264.6MP aK =1.716Ya1 =2.65Ya2 =2.177Ysa1 =1.58Ysa2 =1.793Zt =27z2 =117d14400h60n P60 X282.352916综上所得6207轴承符合设计要求。2、低速轴的轴承选取及计算1) 、低速轴的轴承选取深沟球轴承6012型，Cr=31.5kN。2) 、计算轴承的径向载何f 2222F

24、=tF NH2 +F NV2 =P567.5+1559.5=1660N3) 、轴承的当量载何，因深沟球轴承只受径向载何，故P=fp Fr,查表【2】13-6得载荷系数fp =1.2。P=1.2 X1660 =1992N3) 、假设轴承的使用寿命为两年，即预计使用计算寿命L； =2 X300 X24 =14400h轴承应有的基本额定动载荷值,60n L : C -P宀,其中名=3，贝U 10：60 X 65.66 X 14400C =1992 X. =7654N =7.654kN14400h60n P60 X 65.661992综上所得6012轴承符合设计要求。七、键连接的选择及校核1、高速轴的

25、键连接1)、高速轴键的选取fp =1.2P =2916NL： =14000h= 3C =19.347kNL h =32972.47hCr=31.5kNP =1992NL h =14400hC =7.654kN设计计算及说明结 果查【1】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 40。键联接的组成零件均为钢，键为 静连接并有轻 微冲击，查 【2】表6-2 kP =100120MPa2）、强度校核332T X102x114.6 X10= 73.1 MPa cp kid3.5x32x28故满足设计要求。2、低速轴键的选取1） 、查【1

26、】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=20 x 12X 56,轴的直径为 66mm。键联接的组成零件均为钢，键为 静连接并有轻 微冲击，查 【2】表6-2 tp 芯100120MPa2）、强度校核332T X102 X541.93 X10!p =76.03 MPa ccrpkid0.5 :12 56 _20）汉66故也符合设计要求八、轴的疲劳强度校核1、高速轴的校核1）、高速轴的受力简化图如下所示ABCD* Frh1 * Fr* Fnti.A、C为轴承安装位置的中心，B为小齿轮安装位置的中心，D为大带轮女装的中心位置，其中AC=129.5mm,bc=191.5mm,cd=130mm.。2）、水平方向力的求取水平方向受力简图如下L h =103