一级减速器课程设计说明书

1、一、设计任务书1.1题目 题目：设计一带式输送机传动装置1.2任务 设计主要任务：1) 传动装置的总体设计；2) 传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；3) 装配图和零件图设计；4) 编写设计计算说明书。1.3传动方案 带式输送机传动简图：1.4设计参数 带式输送机的设计参数：题 号6-B 输送带的牵引力 F / kN5.8输送带的速度 v / (m/s)0.75输送带滚筒的直径 D / mm4101.5其它条件  工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。带式输送机的传动

2、效率为0.96。二、传动方案简述2.1传动方案说明根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机和传动装置两部分：（1）原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/220v，故原动机选用电动机。（2）传动装置的选择（3）减速器由任务书可以看出，采用二级圆柱斜齿轮传动，是展开式的。2.2电动机的选择 2.2.1 类型和结构式的选择三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中，因此在工业应用最为广泛，设计时应优先选用。Y系列的电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪音低、振动小等优点，使用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上

3、。按本传动的工作状况是：连续单向运转，工作时有轻微震动。所以选用常用的封闭式Y系列电动机。 2.2.2 功率的确定（1）工作机所需功率Pw（kW）（2）电动机至工作机的总效率（串联时） 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由设计书表2-1查得：弹性联轴器，滚子轴承，圆柱齿轮传动，V带传动=0.96，角接触、深沟球轴承。则（3）所需电机的功率（4）电动机额定功率按 ，由表17-7选取电动机额定功率2.2.3 转速的确定 由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。通常，V带的传动范围，减速器，则总传动比电动机转速可选范围为符合这一范围的

4、电动机转速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四种。根据电动机所需功率和转速查手册第178页表17-7有3种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率KW满载转速r/min质量kg1Y130S-45.51440682Y132M2-65.5960843Y160M2-85.5720119综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132S-4，其主要参数如下：额定功率kW满载转速r/min同步转速r/min质量kgADEFGHLAB5.51440150068

5、216388010331324752802.3总传动比的确定及各级传动比的分配1）、总传动比 2)、分配传动比 假设V带传动分配的传动比，则二级同轴式圆柱齿轮减速器总传动比=二级同轴式减速器中：高速级齿轮传动比低速级齿轮传动比2.4各轴转速，转矩与输入功率2.4.1各轴的的转速带轮轴0的转速: 高速轴I的转速: 中间轴II：低速轴III：滚筒轴IV: 2.4.2各轴的输入功率带轮轴0：高速轴I： 中间轴II： 低速轴III： 滚筒轴IV：2.4.3各轴的输入转矩带轮轴0：高速轴I：中间轴II：低速轴III：滚筒轴IV：综合上述，整理成下表：电动机高速轴中间轴低速轴滚筒轴IV功率P（kW）5.5

6、5.174.914.724.63转矩T(Nmm)3.64810.28636.633132.576130.049转速n（r/min）144048012834.1334.13传动比i33.753.751效率0.940.950.960.98三、传动设计3.1设计带传动的主要参数已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=5.5kw，小带轮转速，大带轮转速，传动比。设计内容：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（因为之前已经按选择了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。由教材表

7、8-7查得工作情况系数=1.2，故=2)、选择V带型。根据、由教材机械设计p157图8-11选择A型带3）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径。由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径 （2）、验算带速v 因为5m/s<7.54m/s<30m/s,故带速适合。 （3）、计算大带轮的基准直径 根据式（8-15） 根据表8-8，圆整为=315mm（4）、确定V带的中心距a和基准长度a、 根据机械设计p152式（8-20），初定中心距0.7 0.7 故290.5a830 初定中心距=500mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 =2+

8、=1675由表8-2选带的基准长度=1600mmc.计算实际中心距a+( -)/2500+（1600-1675）/2463m（5）、验算小带轮包角 180°-（-）×57.3°/a 180°-（315-100）×57.3°/463 153.4° 90° 包角满足条件（6）、计算带的根数za.计算单根V带的额定功率由=1440r/min 和=100mm，表8-4a用插值法求得=1.313kw 根据=1440r/min，i=3和A型带， 查表8-4b得=0.169kw 查表8-5得包角修正系数=0.927,表8-2得带

9、长修正系数=0.99 =(+)××=(1.313+0.169) ×0.927×0.99=1.358KW b.计算v带的根数 Z= =4.86 故取5根.（7）、计算单根V带的初拉力和最小值（）min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1（）min500+q=500+0.1x7.54x7.54 =154N应使带的实际初拉力>（）min （8）、计算带传动的压轴力（）min=2Z（）min sin=2×5×154×sin=1498.7N （9）、带轮的设计结构 大小带轮的材料为:HT200，为减便加工工艺小带轮采用实心

10、式，小带轮采用腹板式，大带轮采用轮辐式，结构图（略）。3.2齿轮传动设计3.2.1 低速轴的齿轮计算 （1）、材料选择，热处理方式 1）、由表10-1选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，齿面平均硬度 280HBS，大齿轮45号钢，调质处理，齿面平均硬度240HBS，二者材料硬度差为40HRS。 2）、精度等级仍选8级。 3）、选小齿轮=22，则=82.5，取=83 4）选取螺旋角，初选螺旋角(2）、按齿面接触强度计算 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由图1030选取区域系数ZH

11、2.433（3） 由表107选取尺宽系数d1（4） 由图1026查得10.765，20.898，则121.663（5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×128×1×（2×8×300×10）3.69×10e8 N2N1/3.759.84×10e7（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.93；KHN

12、20.96（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.93×650MPa605MPa H20.96×550MPa528MPa HH1H2/2566.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=84.03（2） 计算圆周速度v=0.563 m/s（3） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1×84.03=84.03mmmnt=3.706mmh=2.25mnt=2.25×3.706=8.339mmb/h=10.08（4） 计算纵向重合度=0.318×1×22×tan14

13、=1.744（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.56 m/s，8级精度108查得动载系数KV=1.05；由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同，故 KH=1.475由图1013查得KF=1.35由表103查得KH=KF=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1×1.05×1.4×1.475=2.17（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=93.01mm（7） 计算模数mn mn =mm=4.10mm2 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAK

14、VKFKF=1×1.05×1.4×1.35=1.98（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.744，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.877（3） 计算当量齿数z1=z1/cos=22/cos14=24.08 z2=z2/cos=83/cos14=90.86（4） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.648；Yfa2=2.198（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.581；Ysa2=1.781（6） 计算FF1=600MpaF2=420MPaKFN1=0.90KFN2=0.96F1=385.7MpaF2=288MPa（7） 计算大

15、、小齿轮的并加以比较=0.01085=0.01359 大齿轮的数值大。2） 设计计算mn=2.72由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =3可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=93.01算齿数，z1=30.08，取z1=30。z2=3.75*30=112.5，取z2=113。3 几何尺寸计算1） 计算中心距a=221.06mma圆整后取222mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=145683） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=93.15mmd2=350.85mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1b

16、=93.15mmB1=100mm B2=95mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 3.3 齿轮结构设计3.3.1高速轴的齿轮的结构设计（1）、材料选择，热处理方式 1）、由表10-1选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，齿面平均硬度 280HBS，大齿轮45号钢，调质处理，齿面平均硬度240HBS，二者材料硬度差为40HRS。 2）、精度等级仍选8级。 3）、选小齿轮=22，则=82.5，取=83 4）选取螺旋角，初选螺旋角(2）、按齿面接触强度计算 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级

17、的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt6） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由图1030选取区域系数ZH2.433（3） 由表107选取尺宽系数d1（4） 由图1026查得10.765，20.898，则121.663（5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×480×1×（2×8×300×10）1.382

18、4×10e9 N2N1/3.753.69×10e8（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.93；KHN20.96（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.93×650MPa605MPa H20.96×550MPa528MPa HH1H2/2566.5MPa7） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=55.02mm（2） 计算圆周速度v=1.382s（3） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1×55.02=55.02mmmnt=2.43mmh=2.25mnt=2.25×

19、2.43=5.468mmb/h=10.06（4） 计算纵向重合度=0.318×1×22×tan14=1.744（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.382301 m/s ，精度8，由10-8得动载系数KV=1.05；由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同，故 KH=1.455由图1013查得KF=1.38由表103查得KH=KF=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1×1.05×1.4×1.455=2.14（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=60.62mm

20、（7） 计算模数mn mn =mm=2.67mm4 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.05×1.4×1.38=2.03（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.744，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.877（3） 计算当量齿数z1=z1/cos=22/cos14=24.08 z2=z2/cos=83/cos14=90.86（4） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.648；Yfa2=2.198（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.581；Ysa2=1.781

21、（6） 计算FF1=600MpaF2=420MPaKFN1=0.90KFN2=0.96F1=385.7MpaF2=288MPa（7） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01085=0.01359 大齿轮的数值大。2） 设计计算mn=1.80mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =2满足弯曲强度，但模数选2发现算出小齿轮齿数大于40，故改选模数mn =2.5。5 几何尺寸计算1） 由中心距算齿数a=222mm ，传动比u=3.75得Z1=36.27，取Z1=36，Z2=1352） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=154083） 计算大、小齿轮

22、的分度圆直径d1=93.47mmd2=350.53mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1b=93.47mmB1=100mm B2=95mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。四、轴及轮毂连接4.1 高速轴的结构设计和强度校核工作条件; P=5.17kw , n= =110 ，考虑键槽的削弱作用，取=28mm通过分析，确定轴的结构如图：高速齿轮轴上受的力为： 受力分析如上图： Me=0.5*Fa*d=28.25N.m 弯矩图和扭矩图如图所示，可判断，C截面为危险截面。则 T=102680N.mm 取0.6根

23、据强度校核公式：所以经过校核，高速轴安全。4.2低速轴的结构设计和强度校核工作条件; P3=4.72kw， 低速轴3：=110 考虑到键的削弱作用，=56.88*1.05=59.724， 取=60mm通过分析，确定轴的结构如图：齿轮轴上受的力为： 受力分析如上图： Me=0.5*Fa*d=353656.8N.mm 弯矩图和扭矩图如图所示，可判断，B截面为危险截面。则 T=102680N.mm 取0.6根据强度校核公式：所以经过校核，低速轴安全。4.5.1高速轴键连接强度校核在带轮与高速轴连接处选用8750的A型键（双圆头），则b=8mm，h=7mm，L=36mm， 工作长度l=42mmT=10

24、2.86N.m ， k=0.5h ，d=28mm 经查表 ，所以选用此键安全。高速轴上小齿轮选用161090的A型键（双圆头），则b=16mm，h=10mm，L=90mm， 工作长度l=74mmT=102.86N.m ， k=0.5h ，d=52mm 经查表 选用此键安全4.5.2中间轴键连接强度校核在安装与高速齿轮啮合的齿轮的地方选用161090的B型键（单圆头），则b=16mm，h=10mm，L=90mm， 工作长度l=82mmT=366.33N.m k=0.5h 经查表 ，所以选用此键安全。中间轴与低速轴啮合的齿轮处选用161090的A型键（双圆头），则b=16mm，h=10mm，L=9

25、0mm， 工作长度l=74mmT=366.33N.m k=0.5h 经查表 ，所以选用此A型双键安全。4.5.3低速轴键连接强度校核在低速轴大齿轮处选用201290的B型键（单圆头），则b=20mm，h=12mm，L=90mm， 工作长度l=80mm d=75mm T=1325.76N.m k=0.5h 经查表 ，所以选用此键安全在安装联轴器的地方选用1811100的A型键（双圆头），则b=18mm，h=11mm，L=100mm， 工作长度l=82mm d=60mm T=1325.76N.m k=0.5h 经查表 五、轴承选择计算5.1 减速器各轴所用轴承代号选择高速轴选用圆锥滚子轴30208

26、，中间轴选用圆锥滚子轴承30208，低速轴选用角接触球轴承7213C。.5.2 高速轴轴承寿命计算高速轴选用圆锥滚子轴承30208 估计寿命为由之前的轴校核的受力分析可知， 经查表，Y=1.6 ，e=0.37派生轴向力 且 因为 所以轴承1（左边的）被放松，轴承2（右边的）被压紧则 计算当量动载荷P 经查表，=1.1则 查表基本额定动载荷C=63.0kN > 计算取5.3 低速轴轴承寿命计算低速轴选用角接触球轴承7213C 受力分析如下： 估计寿命为由之前的轴校核的受力分析可知， 对于7210C轴承，轴承派生轴向力Fd=eFr,但e值由Fa/Co来确定，但现在轴承轴向力Fa未定，故先选e

27、=0.46因此可估算 则 插值法由表13-5得e1=0.46824 e2=0.48842 则 由于两次的Fa/Co的值相差不大，故选e1=0.46824 e2=0.48842 计算当量动载荷P 经查表，=1.1则 查表基本额定动载荷C=69.8kN < 计算取六、减速器的润滑与密封6.1 齿轮传动的润滑对于高速级大齿轮的分度圆直径，转速；低速级，转速。高速级大齿轮的圆周速度低速级大齿轮的圆周速度将更小，故齿轮采用油浴润滑.查机械手册，选用L-AN15代号的全损耗系统用油（GB4431989）作为齿轮的润滑剂。浸油深度取浸没高速级大齿轮齿顶10mm。6.2 润滑油牌号及油量计算6.3 轴承

28、的润滑因为浸油高速级齿轮的圆周速度大于2m/s，齿轮能将较多的油飞溅到箱壁上，此时轴承采用油润滑，齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑。6.4 减速器的密封采用密封圈密封。七、联轴器选择7.1 联轴器型号选择 根据输出转矩1325.76N.m,最小轴孔直径59.724mm,联轴器选LX4，J型轴孔长度107。7.2 联轴器型计算 由输入为电动机和工作环境查得Ka=1.5，从型号中选取LX4型弹性联轴器符合，其工程转矩2500N.m，许用转速3870，配合直径在40至63之间。八、减速器箱体及其附件减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构大

29、端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，大齿轮齿顶到油池底面的距离大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3。3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔