一级减速器设计说明书(1)

1、机械设计课程设计设计题目:一级直齿圆柱齿轮减速器班级学号:指导老师:完成日期二设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器、传动方案简图、条件：1、有关原始数据：运输带的有效拉力：F=1.47KN运输带速度：V=1.55m/S鼓轮直径：D=310mm2、工作情况：使用期限8年,2班制载荷平稳；3、工作环境：灰尘；4、制造条件及生产批量：小批量生产；5、动力来源：电力,三相交流,电压每年按300天计算,单向运转,转速误差不得超过土5%,380/220V.三、设计任务:1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容1)2)5)7)运动参数的计算,电动机的选择;齿轮传动的设计计算；滚动轴承的选择与校核；联轴器的选择.

2、3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;3、设计绘图：1减速器装配图一张;2减速器零件图二张;一、传动方案的拟定及说明错误！未定义书签.二、电机的选择错误！未定义书签.1、电动机类型和结构型式错误！未定义书签.2、电动机容量错误！未定义书签.3、电动机额定功率Pm错误！未定义书签.4、电动机的转速错误！未定义书签.5、计算传动装置的总传动错误！未定义书签.三、计算传动装置的运动和动力参数错误！未定义书签.1 .各轴转速错误！未定义书签.2 .各轴输入功率为(kW)错误！未定义书签.3 .各轴输入转矩(Nm)错误！未定义书签.四、传动件的设计计算错误！未定义书签.1、设计

3、带传动的主要参数错误！未定义书签.2、齿轮传动设计错误！未定义书签.五、轴的设计计算错误！未定义书签.1、高速轴的设计错误！未定义书签.2、低速轴的设计15六、轴的疲劳强度校核171、高速轴的校核172、低速轴的校核17七、轴承的选择及计算211、高速轴轴承的选择及计算212、低速轴的轴承选取及计算22八、键连接的选择及校核231、高速轴的键连接232、低速轴键的选取23九、联轴器的选择24十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择241、铸件减速器机体结构尺寸计算表252、减速器附件的选择22H一、润滑与密封261、润滑262、密封27十二、参考文献24一.传动方案的拟定及说明传动方案初步

4、确定为两级减速包含带传动减速和一级圆柱齿轮传动减速,说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择适宜的传动机构拟定传动方案,可先由条件计算其驱动卷筒的转速nW,即60000V600001.55nw=95.54r/mind3.14310二.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IP44三向异步电动机.它为卧式全封闭结构,具有预防灰尘等其他杂物侵入电机内部的特2、电动机容量1、工作机所需功率PwPWFV1.471.55=2.28KW2、电动机输出功率PdPd-pW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【1】表3

5、-1查得：齿轮传动效率为n0.97,滚动轴承传动效率为20.99,联轴器传动效率为30.99,带传动效率40.96,工作机效率50.96包含轴承._一一2一一一一一那么总0.970.990.990.960.96=0.867故PdPW=2.63KW总3、电动机额定功率Pm由【1】表17-7选取电动机额定功率Pm3kW4、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才V带和一级减速器传动比范围i620,那么电动机转速可选范围为ndnwi95.546-20573.25-1910.83r/min可见同步转速为1000r/min的电动机均符合.由【1】表17-

6、7选定电动机的型号为Y132S-6.主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩Y132S-63KW960r/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nm-960-=10.05符合6<i总<24nw95.542、分配传动比取带传动的传动比i12.50,那么齿轮的传动比i总10.05i12.54.02三、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速设计计算及说明结果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,滚筒轴为出轴.各轴的转速为r/min960高速轴I的转速12.5384.00ni低速轴n的转速n2384.00/4.02=9

7、5.54i2滚筒轴出的转速95.54nwn22 .各轴输入功率为kW高速轴I的输入功率PPm42.630.962.52低速轴n的输入功率P2P212.520.990.972.42滚筒轴出的输入功率P3F2232.420.990.992.373 .各轴输入转矩Nm9550P1、轴I的转矩为Ti162.72ni9550P2、轴n的转矩为T2242.06叫9550Po3、轴出的转矩为T33237.24n3将各数据汇总如下表1传动参数的数据表轴I轴n轴出转速n(r/min)384.0095.5495.54功率Pkw2.522.422.37转矩T/(Nm)62.72242.06237.24四、传动件的设

8、计计算1、设计带传动的主要参数带传动的工作条件：两班制工作,连续单向运转,载荷平稳,所需传递的额定功率p=2.63kw小带轮转速n1960.00r/min大带轮转速02384.00r/min,传动比ii2.50.设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中央距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等由于之前已经选择了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papa=KaP1.1X2.63=2.89kw2、选择V带型根据Pa、01由图8-10?机械设计?p157选才iA型带d1=112140mm3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v、初选小带轮的基准直径dd,由?

9、机械设计?p155表8-6和p157表8-8,取小带轮基准直径dd1125mm2、验算带速v设计计算及说明结果dd1n1125960,vm/s6.28m/s601000601000由于5m/s<6.28m/s<30m/s,带轮符合推荐范围(3)、计算大带轮的基准直径根据式8-15dd2idd12.5125mm312.5mm,初定dd=315mm22(4)、确定V带的中央距a和基准长度Lda、根据式8-20?机械设计?p1520.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)0.7(125315)a02(125315)308a880初定中央距a0=600mmb、由式8-22计算带所需的基准

10、长度1c-dddd1dd210-2a0+dd1dd224a0-2X600+兀>0.5X(125+315)+(315-125)(315-125)/4X600=1906mm由表8-2先带的基准长度1d-1950mmc.计算实际中央距a=a0+(ld-10)/2=600+(1950-1906)/2=622mm中央距满足变化范围:308880mm(5) .验算小带轮包角1 =180-(dd2-dd1)/aX57.3°设计计算及说明结果=180-(315-125)/600X57.3°=162>90°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n1=

11、960r/min和dd1=125mm表8-4a用插值法求得p0=1.37kw单根v带的传递功率的增量APoA型v带,小带轮转速n1=960r/minn1转动比i=dd1/dd2=2n2查表8-4b得Ap0=0.11kw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-0.99pr=(p0+Ap0)XkXkL-(1.37+0.11)X0.96X0.99-1.41KWZ-pc-2.89/1.41-2.05故取3根.(7)、计算单根V带的初拉力和最小值(2.5k也F°min=500*+qVV-178.9NZVk对于新安装的V带,初拉力:1.5F0min-268

12、N对于运车t后的V带,初拉力为:1.3F0min-232.5N(8) .计算带传动的压轴力FpFP-2ZF0sin(1/2)-1064.8N(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,选用直齿圆柱齿轮传动.(2)、带式机为一般工作机器,速度不高,应选用8级精度(GB1009588).(3)、材料选择.由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质),硬度280320HBS,大齿轮材料为45(调质),硬度为250290HBS.二者硬度差为40HBS左右.(4)、

13、选小齿轮齿数z124,齿轮传动比为i2=4.02,那么大齿轮齿数Z224X4.02=96.46,取Z296.2)、按齿面接触疲劳强度设计品由设计计算公式进行计算,即232Kt工u1ZeZhZVduh进行计算.3)、确定公式内的各计算数值(1)、试选载荷系数Kt1.3(2)、计算小齿轮传递的转矩.Ti62.72nm、由表【2】10-7选取齿宽系数d1.1(4)、由表10-6差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2,Zh2.5(5)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限设计计算及说明结果由im1=650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2580MPao4)、计算应力循

14、环次数.N160njLh603841(283008)8.85108上882.21084.024.02(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.93,KHN21.01.(2)、计算接触疲劳许用应力.取失效概率为1%,平安系数S=1,那么H1KhN10.93650605MPaSh2KHN2fm21.01580585.5MPaS5)、计算(1)、试算小齿轮分度圆直径代人昨中较小的值.dj2Ktu1ZeZhZ2丫duh=51.12mm(2)、计算圆周速度d1tn151.12384,V601000601000.mS6)、计算齿宽.bdd1t1X51.12=51.12mm7)、计算齿宽与齿

15、高之比.,d1t模数mt51.12/24-2.13mmZi齿高h2.25mt2.25X2.13=4.79mmb齿局比一51.12/4.79=10.67h8、计算载荷系数.根据v1.03m/s,9级精度,由2】图10-8查得动载系数Kv1.04；直齿轮,Khx二Kfx=1.由【2】表10-2查得使用系数Ka1.25.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,Khb1.314.,b由b10.67,Kh«1.422查【2】图10-13得Kf1.32,故载荷系数KKaKvKhKh1.251.0411.3141.719、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1dt3K

16、Kt1.715112习55.99mm1.310、计算模数m.d1mZi55.99/24=2.3311、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计.2KTiYFaYSa、m制'2丁一ddZ1吓12、确定公式内的各计算值：、由【2】图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限rFE1550Mpa,大齿轮的弯曲疲劳极限TFE2390MPa.2、由2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni0.91,Kfn20.95.13、计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳许用平安系数S=1.4,那么KFN30FE3SKFN4年E4S0.915501.40.953901.4357.5MPa264.6MPa14、计算载荷

17、系数KoKKAKVKFKF1.251.0411.321.7215、查取齿形系数.由【2】表10-5查得YFa12.65;YFa22.177.16、查取应力校正系数.由12】表10-5查得YSa11.58;YSa21.793.17、计算大、小齿轮的书随并加以比拟.YFa1YSa1*1YFa2YSa2作22.691.58357.50.0117122.1771.7930.014752264.6大齿轮的数值大.18、设计计算30.0147521.77mm21.3762.72102124比照计算结果,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

18、度所决定的承载水平,而齿面接触疲劳强度所决定的承载水平,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1.77mm,并就近圆整为标准值为m=2.0mm,按接触强度算得的分度圆直径&55.99mm,算出小齿轮齿数d1寸z155.99/2=28.00,取z128mZ24.02X28=112.54,取z211219)、几何尺寸的计算(1)、计算分度圆直径d1=28X2.0=56.0mmd2=112X2.0=224.0mm(2)、计算中央距dd2一a:256.0+224.0/2=140.0mm20)、计算齿轮宽度bdd11X56.0=56.0mm取b2=56mm,b1=61mm

19、.五、轴的设计计算选取轴的材料为45钢调质,查【2】表15-1得许用应力为.160MPa0为了对轴进行校核,先求作用在轴上的齿轮的啮合力.第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为2T1262.721032T22242.06103由一2240N,后-2161Nd156d2224Fr1Ft1tan2d815N,FFt2tan20)787N1、高速轴的设计ABCDEF；1、初步确定轴的最小直径.p、按公式dminA03初步计算轴的最小直径.轴的材料为45钢,调质处1n理.根据【2】表15-3,取Aoi110.那么dminiA.-20.6mm:n1又由于高速轴I有1个键槽,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度

20、的削弱.故轴应相应地增大5%-10%.现将轴增大6%.那么增大后的最小轴径dmin120.6(10.06)21.84mm,取为25mm.2、轴上各段直径的初步确定.A段:d1=25由最小直径算出.B段：d2=32,根据毡圈油封标准.C段：d3=35,与轴承深沟球轴承6207配合,取轴承内径35mm.D段：d4=40,设计非定位轴肩高度h=2.5mm,高速轴内径40.E段：d5=56,高速轴齿轮分度圆直径56.F段：d6=40,设计定位轴肩高度h=2.5mm.G段：d7=35,与轴承深沟球轴承6207配合.3、轴上各段所对应的长度.A段长度为L150mm；根据带轮轮毂宽度B段长度为L238mm；

21、根据毡圈油封标准.C段长度为L326mm；由轴承深沟球轴承6207宽度及档油环宽度决定,D段长度为L48mm；定位轴肩E段长度为L561mm；齿轮齿宽F段长度为L68mm；定位轴肩G段长度为L729mm.由轴承深沟球轴承6207宽度及档油环宽度决定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.2、低速轴的设计1、初步确定轴的最小直径.按公式dminAoJP初步计算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,n调质处理.根据表15-3,取A02110.那么7人/2dmin2A02七32.31mm.山又由于低速轴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

22、地增大6%-10%.现将轴增大6%.那么增大后的最小轴径为dmin232.31X1.06=34.25mm,圆整为38mm.yFEDCBA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：d1=38mm,与弹性柱销联轴器配合B段：d2=43mm,设定轴肩高h=2.5mm.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Li68mm；根据弹性柱销联轴器宽度B段长度为L239mm；根据轴肩与箱体之间的距离C段长度为L342mm；根据轴承的宽度与档

23、油环宽度D段长度为L454mm；齿轮齿宽减速2mmE段长度为L510mm；定位轴肩F段长度为L629mm；根据轴承的宽度与档油环宽度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.设计计算及说明结果六、轴的疲劳强度校核1、高速轴的校核Ft,Fr的方向如卜图所示(1)轴支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型.水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=1119.91N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承那么Fa=0那么RA=RB'=FrX62/124=458N(2)画学矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MC=RAX62=1

24、16.65Nm垂直面的弯矩：MC1'=MC2'=RA'X62=41.09Nm合成甯矩：MC1MC2Jmc2MC12J116.65241.092123.68NmClC2CCC1(3)画转矩图：T=FtXd2/2=62.72Nm(4)回当量弯矩图由于是单向回转,转矩为脉动循环,a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：1MeC2VMC22(aT)2307.56Nm设计计算及说明结果(5)判断危险截面并验算强度1右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面.MeC2=307.56Nm,由课本表13-1有：前11=60Mpa那么：走=MeC2

25、/W=MeC2/(0.1D43)=307.56X1000/(0.1X603)=14.24Nm<(r-12：右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面：MdJ(aT)20.691.5254.912Nmoe=MD/W=MD/(0.1D13)=54.912X1000/(0.1X453)=6.026Nm<前1所以确定的尺寸是平安的.以上计算所需的图如下：VE11EF!i111111.VH11Rift,119.47Nn：1Rfl,1II11111i；L4flIkJ11EtI11111iii734Nn!zdithMli1126Nn：州1IH1_L_1f一传-dtr-i-2、低速轴

26、的校核(1)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型.水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=1080.62N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承那么Fa=0那么RA'=RB'=FrX62/124=430N(2)画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩:水平面的弯矩：MC=RAX62=119.72Nm垂直面的弯矩：MC1'=MC2'=RA'X62=59.86Nm合成弯矩：MciMC2,Mc2MC12.119,72259.862133.85Nm(3)画转矩图：T=FtXd2/2=242.06Nm(4)画当量弯矩图由于是单向回转,转矩

27、为脉动循环,a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：Mec2,MC22(aT)2330.7Nm(5)判断危险截面并验算强度1右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面.MeC2=330.7Nm,由课本表13-1有：(T-1=60Mpa贝U:元=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=330.7X1000/(0.1X653)=12.04Nm<(r-12：右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面：2MD%,(aT)20.6504.0302.4Nm走=MD/W=MD/(0.1D13)=302.4X1000/(0.1X503)=24.19

28、Nm<前1所以确定的尺寸是平安的.以上计算所需的图如下:Ra总B'5孔驼Nr133.33口,7Nin302,4Nr1/rTlTn口n七、轴承的选择及计算1、高速轴轴承的选择及计算1、高速轴的轴承选取深沟球轴承6207型Cr=31.5kN2、计算轴承的径向载荷A处轴承径向力Fri,Fnhi2Fnvi2Jl092279521351NC处轴承径向力Fr25Fnh22Fnv221053276721303N所以在C处轴承易受破坏.设计计算及说明结果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PfpF02,查【2】表13-6得载荷系数fp1.2.pP1.2135116

29、21N(2)、轴承的使用寿命为8年,2班制,即预计使用计算寿命Lh16300838400h一,一,、一|60nLh,一轴承应有的根本额定动载荷值CP-U,其中3,那么)106一16038438400-C16213z18864N18.864kNCr1106r(3)、验算6207轴承的寿命106Cr3106315003Lh一(二)3()370325h38400h60nP603841621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6209型,Cr=31.5kN.2)、计算轴承的径向载荷FrJf2nh2F2NV2J1053276721303N3)、轴承

30、的当量载荷,因深沟球轴承只受径向载荷,故PfpFr,查表【2】13-6得载荷系数fp1.2.P1.213031564N轴承的使用寿命为8年,即预计使用计算寿命Lh16300838400h轴承应有的根本额定动载荷值设计计算及说明结果i60nLhc淇中3,那么10-6095.5438400-C1564313628N13.628kNCrV106r4)、验算6209轴承的寿命106Cr3106315003Lh一()3()375264h38400h60nP6095.541564综上所得6209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【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-2003)选取A型键,bXhXL=8X7X42.键联接的组成零件均为钢,键为静连接并后稍微冲击,查【2】表6-2p=100120MPa.2)、强度校核_332T10262.7210r】p40MPappkld3.5x32x25p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,bXhXL=14X9X41,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