一級減速器設計說明書1-一級減速器設計

1、.機械設計課程設計說 明 書設計題目： 一級直齒圓柱齒輪減速器 班級學號： 學生姓名： 指導老師： 完成日期： . v.設計題目：一級直齒圓柱齒輪減速器一、傳動方案簡圖 二、已知條件：1、有關原始數(shù)據(jù)： 運輸帶的有效拉力：F=錯誤！鏈接無效。KN運輸帶速度：V=錯誤！鏈接無效。m/S鼓輪直徑：D=錯誤！鏈接無效。mm2、工作情況：使用期限8年，2班制（每年按300天計算），單向運轉，轉速誤差不得超過±5%，載荷平穩(wěn)；3、工作環(huán)境：灰塵；4、制造條件及生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)；5、動力來源：電力，三相交流，電壓380220V。三、設計任務：1、傳動方案的分析和擬定2、設計計算內容1) 運動

2、參數(shù)的計算，電動機的選擇； 3) 帶傳動的設計計算；2) 齒輪傳動的設計計算； 4) 軸的設計與強度計算；5) 滾動軸承的選擇與校核； 6) 鍵的選擇與強度校核；7) 聯(lián)軸器的選擇。3、設計繪圖：1）減速器裝配圖一張；2）減速器零件圖二張；. v.目 錄一、傳動方案的擬定及說明4二、電機的選擇41、電動機類型和結構型式42、電動機容量43、電動機額定功率44、電動機的轉速45、計算傳動裝置的總傳動5三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)51各軸轉速52.各軸輸入功率為()53.各軸輸入轉矩（Nm）5四、傳動件的設計計算61、設計帶傳動的主要參數(shù)62、齒輪傳動設計8五、軸的設計計算111、高速軸的設計

3、112、低速軸的設計12六、軸的疲勞強度校核141、高速軸的校核142、低速軸的校核14七、軸承的選擇及計算161、高速軸軸承的選擇及計算162、低速軸的軸承選取及計算16八、鍵連接的選擇及校核171、高速軸的鍵連接172、低速軸鍵的選取17九、聯(lián)軸器的選擇18十、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及的選擇181、鑄件減速器機體結構尺寸計算表182、減速器的選擇22十一、潤滑與密封221、潤滑232、密封23十二、參考文獻24. v.設計計算及說明結果1. 傳動方案的擬定及說明 傳動方案初步確定為兩級減速（包含帶傳動減速和一級圓柱齒輪傳動減速），說明如下： 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合

4、適的傳動機構擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速，即=錯誤！鏈接無效。r/min2. 電機的選擇1、電動機類型和結構型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列（IP44）三向異步電動機。它為臥式全封閉結構，具有防止灰塵等其他雜物侵入電機內部的特點。2、電動機容量1)、 工作機所需功率 =錯誤！鏈接無效。KW2)、 電動機輸出功率傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至滾筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由參考書【1】表3-1查得：齒輪傳動效率為，滾動軸承傳動效率為，聯(lián)軸器傳動效率為，帶傳動效率，工作機效率包含軸承。則=錯誤！鏈接無效。故=錯誤！鏈接無效。KW3、 電動機額定功率由

5、【1】表17-7選取電動機額定功率4、電動機的轉速 為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置(包括V帶和一級減速器)傳動比范圍，則電動機轉速可選范圍為錯誤！鏈接無效。錯誤！鏈接無效。r/min可見同步轉速為1000r/min的電動機均符合。由【1】表17-7選定電動機的型號為Y132S-6。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉速堵轉轉矩最大轉矩Y132S-63KW960r/min2.02.25、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比=錯誤！鏈接無效。（符合6<<24）2)、分配傳動比 取帶傳動的傳動比錯誤！鏈接無效。，則齒輪的傳動比錯誤

6、！鏈接無效。三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸，滾筒軸為軸。各軸的轉速為（r/min）高速軸的轉速 錯誤！鏈接無效。低速軸的轉速 錯誤！鏈接無效。/錯誤！鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。滾筒軸的轉速 錯誤！鏈接無效。2.各軸輸入功率為()高速軸的輸入功率 錯誤！鏈接無效。低速軸的輸入功率 錯誤！鏈接無效。滾筒軸的輸入功率 錯誤！鏈接無效。3.各軸輸入轉矩（Nm）1）、軸的轉矩為 錯誤！鏈接無效。2）、軸的轉矩為 錯誤！鏈接無效。3）、軸的轉矩為 錯誤！鏈接無效。將各數(shù)據(jù)匯總如下 表1 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表 軸軸軸轉速n(rmin)錯誤！鏈接無

7、效。錯誤！鏈接無效。錯誤！鏈接無效。功率PkW錯誤！鏈接無效。錯誤！鏈接無效。錯誤！鏈接無效。轉矩T(N·m)錯誤！鏈接無效。錯誤！鏈接無效。錯誤！鏈接無效。四、傳動件的設計計算1、設計帶傳動的主要參數(shù)已知帶傳動的工作條件：兩班制工作，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=錯誤！鏈接無效。kw小帶輪轉速錯誤！鏈接無效。r/min 大帶輪轉速錯誤！鏈接無效。r/min，傳動比錯誤！鏈接無效。設計內容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經(jīng)選擇了V帶傳動，所以帶的設計按V帶傳動設計方法進行）1）、計算功率=1.

8、1×錯誤！鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。kw2)、選擇V帶型 根據(jù)、由圖8-10機械設計p157選擇A型帶（d1=112140mm）3）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準直徑，由（機械設計p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑（2）、驗算帶速v錯誤！鏈接無效。m/s因為5m/s<錯誤！鏈接無效。m/s<30m/s,帶輪符合推薦范圍（3）、計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)式8-15，初定=315mm（4）、確定V帶的中心距a和基準長度 a、 根據(jù)式8-20 機械設計p152 0.7 0.7308a880 初定中心距=600 mm b、由式8-22

9、計算帶所需的基準長度=2+=2×600 +×0.5×（125+315）+（315-125）（315-125）/4×600 1906mm由表8-2先帶的基準長度=1950mmc.計算實際中心距a+( -)/2600+（1950-1906）/2622mm中心距滿足變化范圍:308880mm（5）.驗算小帶輪包角180°-（-）/a×57.3°180°-（315-125）/600×57.3° 162°>90° 包角滿足條件（6）.計算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達的功率 根據(jù)=96

10、0r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=1.37kw單根v帶的傳遞功率的增量 已知A型v帶，小帶輪轉速=960r/min 轉動比 i=/=2 查表8-4b得=0.11kw計算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù)=0.99=(+)××=(1.37+0.11)×0.96×0.99=1.41KWZ= =錯誤！鏈接無效。/1.41=錯誤！鏈接無效。故取3根.（7）、計算單根V帶的初拉力和最小值500*+qVV=178.9N對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=268N對于運轉后的V帶,初拉力為:1.3=232.5N（8

11、）計算帶傳動的壓軸力=2Zsin(/2)=1064.8N（9）.帶輪的設計結構A.帶輪的材料為:HT200B.V帶輪的結構形式為:腹板式. C結構圖 （略）2、齒輪傳動設計1）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)、按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2)、帶式機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB1009588）。(3)、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料40Cr（調質），硬度280320HBS,大齒輪材料為45（調質），硬度為250290HBS。二者硬度差為40HBS左右。(4)、選小齒輪齒數(shù)，齒輪傳動比為i2=錯誤！鏈接無效。，則大齒輪齒數(shù)24×錯誤！

12、鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。，取錯誤！鏈接無效。2）、按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行計算，即進行計算。3）、確定公式內的各計算數(shù)值(1)、試選載荷系數(shù)(2)、計算小齒輪傳遞的轉矩。錯誤！鏈接無效。nm(3)、由表【2】10-7選取齒寬系數(shù)。(4)、由表10-6差得材料的彈性影響系數(shù),(5)、由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。4）、計算應力循環(huán)次數(shù)。(1)、由【2】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。(2)、計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,則5）、計算(1)、試算小齒輪分度圓直徑代人中較小的值。=錯誤！鏈接無效。mm(

13、2)、計算圓周速度錯誤！鏈接無效。m/s6）、計算齒寬。1×錯誤！鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。mm7）、計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 錯誤！鏈接無效。/24=錯誤！鏈接無效。mm齒高 2.25×錯誤！鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。mm 齒高比 錯誤！鏈接無效。/錯誤！鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。8）、計算載荷系數(shù)。根據(jù)錯誤！鏈接無效。m/s，9級精度，由【2】圖10-8查得動載系數(shù);直齒輪，。由【2】表10-2查得使用系數(shù)。由【2】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，。由，查【2】圖10-13得，故載荷系數(shù)9）、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑錯誤！鏈

14、接無效。mm10）、計算模數(shù)m。錯誤！鏈接無效。/24=錯誤！鏈接無效。11）、按齒根彎曲疲勞校核公式對小齒輪進行設計。12） 、確定公式內的各計算值：(1)、由【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。(2)、由【2】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。13)、計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞許用安全系數(shù)S=1.4，則14）、計算載荷系數(shù)K。15）、查取齒形系數(shù)。由【2】表10-5查得 。16）、查取應力校正系數(shù)。由【2】表10-5查得 。17）、計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。18）、設計計算錯誤！鏈接無效。mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的

15、模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)錯誤！鏈接無效。mm，并就近圓整為標準值為m=錯誤！鏈接無效。mm，按接觸強度算得的分度圓直徑錯誤！鏈接無效。mm，算出小齒輪齒數(shù) 錯誤！鏈接無效。/2=錯誤！鏈接無效。 ，取錯誤！鏈接無效。錯誤！鏈接無效。×錯誤！鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。，取錯誤！鏈接無效。19)、幾何尺寸的計算(1)、計算分度圓直徑d1=錯誤！鏈接無效。×錯誤！鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。mmd2=錯

16、誤！鏈接無效。×錯誤！鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。mm(2)、計算中心距錯誤！鏈接無效。+錯誤！鏈接無效。/2=錯誤！鏈接無效。mm20） 、計算齒輪寬度 1×錯誤！鏈接無效。=錯誤！鏈接無效。mm取b2=錯誤！鏈接無效。mm,b1=錯誤！鏈接無效。mm。5、 軸的設計計算選取軸的材料為45鋼調質，查【2】表15-1得許用應力為。為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為1、高速軸的設計(1)、初步確定軸的最小直徑。按公式 初步計算軸的最小直徑。軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)【2】表15-3，取。則又因為高速軸有1個鍵槽，應增大

17、軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。故軸應相應地增大5%-10%?，F(xiàn)將軸增大6%。則增大后的最小軸徑，取為25mm。(2)、軸上各段直徑的初步確定。A段:d1=25由最小直徑算出。B段：d2=32，根據(jù)氈圈油封標準。C段：d3=35，與軸承（深溝球軸承6207）配合，取軸承內徑35mm。D段：d4=40，設計非定位軸肩高度h=2.5mm，高速軸內徑40。E段：d5=56，高速軸齒輪分度圓直徑56。F段：d6=40，設計定位軸肩高度h=2.5mm。G段：d7=35，與軸承（深溝球軸承6207）配合。 (3)、軸上各段所對應的長度。A段長度為；根據(jù)帶輪輪轂寬度B段長度為；根據(jù)氈圈油封標準。C段長度為；

18、由軸承（深溝球軸承6207）寬度及檔油環(huán)寬度決定，D段長度為；定位軸肩E段長度為；齒輪齒寬F段長度為；定位軸肩G段長度為。由軸承（深溝球軸承6207）寬度及檔油環(huán)寬度決定(4)、各軸段的倒角設計按【2】表15-2（零件倒角C與圓角半徑R的推薦值）進行設計。2、低速軸的設計1)、初步確定軸的最小直徑。按公式初步計算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取。則錯誤！鏈接無效。mm又因為低速軸有兩個鍵槽，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。故軸應相應地增大6%-10%。現(xiàn)將軸增大6%。則增大后的最小軸徑為錯誤！鏈接無效。×1.06=錯誤！鏈接無效。mm，圓整為38

19、mm。低速軸的輪廓圖如上所示。2)、軸上各段直徑的初步確定。A段：d1=38mm，與彈性柱銷聯(lián)軸器配合B段：d2=43mm，設定軸肩高h=2.5mm。C段：d3=45,與軸承配合。D段：d4=50mm，設定非軸肩高度為2.5mm。E段：d5=55mm，設定軸肩高為2.5mm。F段：d6=45mm,與軸承配合。3)、軸上各段所對應的長度。A段長度為；根據(jù)彈性柱銷聯(lián)軸器寬度B段長度為；根據(jù)軸肩與箱體之間的距離C段長度為；根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度D段長度為；齒輪齒寬減速2mmE段長度為；定位軸肩F段長度為；根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度4)、各軸段的倒角設計按【2】表15-2（零件倒角C與圓角半徑R的

20、推薦值）進行設計。六、軸的疲勞強度校核1、高速軸的校核Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示（1）軸支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =錯誤！鏈接無效。N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124=458N（2）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×62=41.09 Nm 合成彎矩： （3）畫轉矩圖： T= Ft×d2/2=錯誤！鏈接無效。Nm （4）畫當量

21、彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （5）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：e= MD/W= MD/(0.1·D13)=54.912×1000/(0.1×453)=

22、6.026 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：2、低速軸的校核（1）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =錯誤！鏈接無效。N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124=430N（2）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= 119.72 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×62=59.86 Nm 合成彎矩： （3）畫轉矩圖： T= Ft×d2/2=錯誤！鏈接無效。

23、 Nm （4）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （5）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=330.7Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=330.7×1000/(0.1×653)=12.04 Nm<-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：e= MD/W= MD/(0.1·D13)=302.4×1000/(0.1

24、5;503)=24.19Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：七、軸承的選擇及計算1、高速軸軸承的選擇及計算1）、高速軸的軸承選取深溝球軸承6207型Cr=31.5kN2）、計算軸承的徑向載荷 A處軸承徑向力 C處軸承徑向力 所以在C處軸承易受破壞。3）、軸承的校驗(1)、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查【2】表13-6得載荷系數(shù)。(2)、軸承的使用壽命為8年，2班制，即預計使用計算壽命軸承應有的基本額定動載荷值 ,其中，則(3)、驗算6207軸承的壽命綜上所得6207軸承符合設計要求。2、低速軸的軸承選取及計算1）、低速軸的軸承選取深溝球軸承62

25、09型，Cr=31.5kN。2）、計算軸承的徑向載荷3）、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查表【2】13-6得載荷系數(shù)。軸承的使用壽命為8年，即預計使用計算壽命軸承應有的基本額定動載荷值 ,其中，則4）、驗算6209軸承的壽命綜上所得6209軸承符合設計要求。八、鍵連接的選擇及校核1、高速軸的鍵連接1）、高速軸鍵的選取查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，b×h×L=8×7×42。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2=100120MPa。2）、強度校核故滿足設計要求。2、低速軸鍵的選取1）、連接大齒輪的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，b×h×L=14×9×41，軸的直徑為50mm。連接聯(lián)軸器的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，b×h×L=12×8×63，軸的直徑為36mm。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2=100120MPa。2）、強度校核故也符合設計要求九、聯(lián)軸器的選擇在減速器輸出軸與卷筒之間聯(lián)