一级减速器设计方案

1、一、传动方案拟定3二、电动机选择3三、计算总传动比及分配各级的传动比5四、运动参数及动力参数计算5五、传动零件的设计计算6六、轴的设计计算13七、滚动轴承的选择及校核计算20八、键联接的选择及校核计算23九、参考文献24十、总结24机械设计课程设计计算说明书计算过程及计算说明一、传动方案拟定第15组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：使用年限7年，工作为二班工作制，连续单向运转，载荷轻微冲击；环境最高温度350C；小批量生产。（2） 原始数据：运输带工作拉力F=2500N；运输带工作速度V=2.0m/s（允许误差为±5%）；滚筒直径D=460mm；滚筒长度L=500

2、mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×3轴承×齿轮×联轴器×滚筒 =0.95×0.983×0.98×0.99×0.96=0.8328(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/(1000总)=2500×2.0/(1000×0.8328)=6.0038KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.0/（×460）=83.0374r/min 按

3、机械设计使用手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=35。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（620）×83.0374=489.221660.75r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500 r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步

4、转速，选定电动机型号为Y160M-6。其主要性能：额定功率：7.5KW，同步转速1000r/min, 满载转速970r/min，额定转矩2.0。质量120kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=970/83.0374=11.6812、分配各级伟动比（1） 据机械设计使用手册，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=35合理）（2） i总=i齿轮×I带i带=i总/i齿轮=11.6814/5=2.3362四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=970r/minnII=nI/i带=970/2.3362=415.2041(r/min)n

5、III=nII/i齿轮=415.2041/5=83.0408(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=6.0038KWPII=PI×带=6.0038×0.95=5.7036KWPIII=PII×轴承×齿轮=5.7036×0.98×0.98 =5.4777KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×6.0038/970=59109.5N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×5.

6、7036/415.2041 =131187N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×5.4777/83.0408 =623996N·mm五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本机械设计基础P218表13-8得：kA=1.2PC=KAP=1.2×7.5=9.0KW由课本机械设计基础P219图13-15得：选用B型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由机械设计基础P219图13-15得，推荐的小带轮基准直径为125130mm由机械设计基础P219表13-19得 则取d

7、d1=130mm>dmin=125 dd2=nI/nII·dd1=（970/415.2041）×130=303.7mm由课本机械设计基础P219表13-9，取dd2=315mm实际从动轮转速n2=nIdd1/dd2 =970×130/315 =400.32 r/min转速误差为：(nII-n2)/nII=(415.2041-400.32)/415.2041 =0.036<0.05(允许)带速V：V=dd1nI/（60×1000）=×130×970/（60×1000） =6.602m/s在525m/s范围内，带速合

8、适。（3） 确定V带基准长度Ld和中心矩a初步选取中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5×(130+315)=667.5mm取a0=750mm，符合0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 由课本机械设计基础P220得带长：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×750+1.57(130+315)+(315-130)2/（4×750） =2210mm根据课本机械设计基础P212表（13-2）对B型带取Ld=2500mm根据课本机械设计基础P220式（13-16）得：aa0+（Ld-L0）/2=750+（2500-22

9、10）/2 =750+145 =895mm(4)验算小带轮包角1=1800-57.30（dd2-dd1）/a =1800-57.30（315-130）/895=1800-11.8 =168.20>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本机械设计基础P214表（13-3）P0=2.08 KW根据课本机械设计基础P216表（13-5）P0=0.30KW根据课本机械设计基础P217表（13-7）K=0.97根据课本机械设计基础P212表（13-2）KL=1.03由课本机械设计基础P218式（13-15）得Z=PC/P0=PC/(P0+P0)KKL =9.0/ (2.08+0.30) 

10、5;0.97×1.03 =3.8取4根(6)计算轴上压力由课本机械设计基础P212表13-1查得q=0.17kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：F0=500PC （2.5/K）-1 /ZV +qV2=(500×9.0) (2.5/0.97)-1 /(4×6.602)+0.17×6.6022N=276.19N则作用在轴承的压力FQ，由课本机械设计基础P221式（13-18）FQ=2ZF0sin1/2=2×4×276.19sin(165.60/2)=2192.09N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器

11、传递功率，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为217286HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度197286HBS；根据课本机械设计基础P168表11-2初选7级精度。由课本机械设计基础P166图11-1查得：Hlim1=720Mpa Hlim2=600Mpa Flim1=610Mpa Flim2 =470Mpa由课本P171机械设计基础表11-5，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1/SH=720/1.0Mpa=720.0MpaH2=Hlim2/SH=600/1.0Mpa=600Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25F1=

12、Flim1 /SF=610/1.25Mpa=488.0MpaF2=Flim2 /SF =470/1.25Mpa=376.0Mpa(2)按齿面接触疲劳强度设计转矩T1T1=9.55×106×P/ nII=9.55×106×6.0038/ 415.2041 =138092N·mm确定有关参数如下：传动比i齿=5 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=5×24=120 实际传动比I0=120/24=5传动比误差：i-i0/I=5-5/5=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=5由课本机械设计基础P175表11-6取d=0

13、.9由课本机械设计基础P169表11-3取载荷系数k =1.2由课本机械设计基础P171表11-4取弹性系数ZE=188对于标准齿轮ZH=2.5故得：d1(2KT1×(u+1) ×(ZEZH)/( d××H2)1/3 =(2×1.2×138092×（5+1）×（188×2.5）2/（0.9×5×5882）) 1/3= 65.60mm模数：m=d1/Z1=65.60/24=2.7mm根据课本机械设计基础P57表4-1取标准模数：m=3mm确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=3&#

14、215;24mm=72mmd2=mZ2=3×120mm=360mm齿顶圆直径:da1=m(Z1+2)=3×(24+2)=78mm da2=m(Z2+2)=3×(120+2)=366mm齿宽：b=dd1=0.9×72mm=64.8mm取 b1=70mm b2=65mm中心距a=（d1+d2）/2=(72+360)/2=216mm(3)校核齿根弯曲疲劳强度根据齿数Z1=24,Z2=120由课本机械设计基础P173图（11-8）和（11-9）所得齿形系数YFa和应力修正系数YSaYFa1=2.75 YSa1=1.58YFa2=2.14 YSa2=1.83将求得

15、的各参数代入式F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=2×1.2×138092/（70×32×24） ×2.75×1.58Mpa=95.24Mpa< F1=488.0 MpaF2=F1 YFa2YSa2/YFa1YSa1=95.24×2.14×1.83/(2.75×1.58) Mpa =85.84Mpa< F2=376.0Mpa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(4)计算齿轮的圆周速度VV=d1nII/60×1000=3.14×72×415.2041/（60

16、15;1000）=1.56m/s对照课本机械设计基础P168表11-2可知选用9级精度适合六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 1、按扭矩初算轴径（1）选材：选用45#调质，硬度217255HBS（2）估计最小处轴径d1 根据课本机械设计基础P245（14-2）式，并查表14-2，取c=115d1C(P/n) 1/3=115 (5.7035/415.2041)1/3mm=27.5

17、4mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=27.54×(1+5%)mm=28.92选d1=30mm（2）确定轴各段直径和长度段：d1=30mm 长度取L1=60mmh=2c c=1.5mm段:d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36mmd2=36mm初选用7208c型角接触球轴承，其内径为40mm,宽度为17mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，故II段长：L2=（20+17+55）=92mm段直径d3=50mmL

18、3= 20mm段直径与齿轴齿顶圆直径相等d4=78mm长度接近齿轮齿宽，即L4=72+3=75mm段直径d5=d3=50mm. 长度L5=19mm段直径d6=d2=40mm， 长度L6=22mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=114mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=72mm求转矩：已知T1=138092N·mm求圆周力：Ft根据课本机械设计基础P168（11-1）式得Ft=2T1/d1=2×138092 /72=3835.9N求径向力Fr根据课本机械设计基础P168（11-2）式得Fr=Ft·tan=3835.9×tan200=13

19、96.2N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=57mm(1)绘制轴受力简图（如图a）(2)绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=698.1NFAZ=FBZ=Ft/2=1917.95N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=698.1×114/（2×1000）=39.8N·m (3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1917.95×114/（2×1000）=109.3N·m (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2

20、=(39.82+109.32)1/2=116.3N·m (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=9.55×（5.7036/415.2041）×106=131.2N·m (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=116.32+(0.6×131.2)21/2=140.4N·m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d43=10003×140.4/0.1×783=29.6MPa<

21、 -1b=60MPa该轴强度足够。 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度217255HBS根据课本机械设计基础P245，表（14-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(5.4777/83.0408)1/3=46.5mm取d=48mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度段：d1=48mm 长度取L1=82mmh=2c c=1.5mm段:d2=d1+2h=4

22、8+2×2×1.5=54mmd2=54mm初选用7211c型角接触球轴承，其内径为55mm,宽度为20mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为41mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+20+41）=83mm段直径d3=61mmL3= 60mm段直径d4=67mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=61+2×3=67mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

23、段直径d5=55mm. 长度L5=22mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=110mm (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=360mm求转矩：已知T3=623996N·mm求圆周力Ft：根据课本机械设计基础P168（11-1）式得Ft=2T3/d2=2×623996/360=3466.6N求径向力Fr根据课本机械设计基础P168（11-1a）式得Fr =Ft·tan200=3466.6×0.36379=1261.1N两轴承对称LA=LB=55mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1261.1/2=630.

24、5NFAZ=FBZ=Ft/2=3466.6/2=1733.3N (2)由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=630.5×55/1000=34.7N·m (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1733.3×55/1000=95.3N·m (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（34.72+95.32）1/2 =101.4N·m (5)计算当量弯矩：根据课本机械设计基础P246得=0.6Mec=MC2+(T)21/2=101.42+(0.6×623.996)21/2 =387.

25、9N·m (6)校核危险截面C的强度由式（14-5）e=Mec/（0.1d3）=10003×387.9/(0.1×613)=17.1Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×5=29200小时1、计算输入轴承 （1）已知n=415.2041r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=1917.95N初先两轴承为角接触球轴承7208C型根据课本机械设计基础P281（16-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=1208.3N (2) FS1+F

26、a=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=1208.3N FA2=FS2=1208.3N (3)求系数x、yFA1/FR1=1208.3N/1917.95N=0.63FA2/FR2=1208.3/1917.95N=0.63根据课本机械设计基础P280表（16-11）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2根据课本机械设计基础P279表（16-9）取f P=1.2根据课本机械设计基础P284得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.2×(1×1917

27、.95+0)=2301.54NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.2×(1×1917.95+0) =2301.54N (5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=2301.54N角接触球轴承=3根据手册得7208C型的Cr=36500N由课本机械设计基础P279（16-3）式得LH=16667(ftCr/P)/n =166671×36500/(2301.54×1.1)3/415.2041=120293h>29200h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=80.0403r/min Fa=0 FR=FAZ=1733.3N试选7210C型角接触球轴

28、承根据课本机械设计基础P281表（16-12）得FS=0.63FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×1733.3=1091.98N (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=1091.98N (3)求系数x、yFA1/FR1=1091.98/1733.3=0.63FA2/FR2=1091.98/1733.3=0.63根据课本机械设计基础P280表（16-11）得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0 (4)计算

29、当量动载荷P1、P2根据课本机械设计基础P279表（16-9）取fP=1.2P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.2×(1×1733.3+0)=2079.96NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.2×(1×1733.3+0)= 2079.96N (5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=2079.96 =3根据手册P71 7211C型轴承Cr=52800N根据课本机械设计基础P279 表（16-8）得：ft=1根据课本机械设计基础P278 （16-2）式得Lh=16670(ftCr/P)/n =16670(1×52800/2079.96

30、)3/80.0403 =3406934 h >29200h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=30mm,L1=60mm查手册得，选用C型平键，得：键A 8×7 l=L1-b=60-8=52mmT2=131.187N·m h=7mm根据设计手册得p=4T2/dhl=4×131187/(30×7×52) =48.05Mpa<R(110Mpa)2、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=55mm L2=83mm T=624Nm查手册选用A型平键键16×10 l=L2-b=83-16=67mm h=10mm据设计手册得p=

31、4T/dhl=4×624000/55×10×67=16.9Mpa<p (110Mpa)九、参考文献（1）机械设计基础（第五版）（2）机械设计使用手册（3）实用标准件与装配工具手册（4）机械制图（第五版） （5）机械基础综合课程设计十、总结这次关于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械

32、设计、材料力学、公差与配合、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3. 在这次的课程设计过程中,综合运用已修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学 习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。由于时间紧迫，设计过程出现不少错误，有待改正；课设过程查阅大量的设计手册，但是有的标准不一，取值难免出现误差；F=2500NV=2.0m/sD=460mmL=500mm总=0.8328P工作=6.0038KWn滚筒=83.0374r/min电动机型号Y160M-6i总=11.681据手册得i齿轮=5i带=2.3362nI =970r/minnII=415.2041r/minnIII=83.0408r/minPI=6.0038KWPII