一級減速器設(shè)計說明書

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上專心-專注-專業(yè)專心-專注-專業(yè)精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上專心-專注-專業(yè)設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置設(shè)計一、傳動方案簡圖 二、已知條件：1、帶式輸送機的有關(guān)原始數(shù)據(jù)： 減速器齒輪類型： 直齒圓柱齒輪 ； 輸送帶工作拉力：F= 2.6 kN； 輸送帶工作速度：V= 1.2 m/s； 滾筒直徑：D= 350 mm.2、滾筒效率：=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；3、工作情況：使用期限12年，兩班制（每年按300天計算），單向運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速誤差不得超過5%，載荷有輕微振動；4、工作環(huán)境：運送砂、石等，室內(nèi)常溫，灰塵較大；5、檢修間隔期：四年一次

2、大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)；7、動力來源：電力，三相交流，電壓380220V。三、設(shè)計任務：1、傳動方案的分析和擬定2、設(shè)計計算內(nèi)容1) 運動參數(shù)的計算，電動機的選擇； 2) V帶傳動的設(shè)計計算；3) 齒輪傳動的設(shè)計計算； 4) 軸的設(shè)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(shè)計繪圖：1）減速器裝配圖一張（A0或A1圖紙）；2）零件工作圖2張（低速級齒輪、低速軸，A2或A3圖紙）；3）設(shè)計計算說明書1份（6000字）；4）減速器三維爆炸圖（此項選做）。注：提交CAD圖的同學在提交圖紙

3、和說明書打印稿的同時必需提交相應電子版文件、手工繪制的裝配圖草圖和手寫計算說明書草稿。四、主要參考書目 1李育錫.機械設(shè)計課程設(shè)計M.北京：高等教育出版社，2008. 2濮良貴.機械設(shè)計（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006. 3成大仙.機械設(shè)計手冊（第5版）M.北京：化學工業(yè)出版社，2007.目 錄機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任務書(1)一、傳動方案的擬定及說明( 2)二、電動機的選擇.(2)三、V帶的設(shè)計計算.(3)四、齒輪的設(shè)計.(4)五、軸的設(shè)計及校核（8）六、軸承的壽命校核.(13)七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.(15)八、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇.(16)九、潤滑與密封

4、方式的選擇、潤滑劑的選擇.(17)十、設(shè)計小結(jié)(17)十一、(17)設(shè)計計算及說明結(jié) 果傳動方案的擬定及說明 傳動方案初步確定為兩級減速器（包含帶輪減速和一級圓柱齒輪輪廓傳動減速），說明如下： 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機作為原動機，傳動比約在1315左右，可選用任務書中的傳動方式進行設(shè)計。電機的選擇1、電動機類型和結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)，具有防止灰塵等其他雜物侵入電機內(nèi)部的特點。2、電動機容量

5、1)、 電機所需功率 2)、 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(gòu)和軸承的效率。由參考書【1】表3-1查得：齒輪傳動效率為，滑動軸承傳動效率為，聯(lián)軸器傳動效率為，V帶傳動效率。則故電動機額定功率由【1】表17-7選取電動機額定功率4、電動機的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為可見同步轉(zhuǎn)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Y132M1-6。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y132M1-64.0KW960r/min2.0

6、2.25、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比（符合620）2)、分配傳動比 假設(shè)V帶傳動分配的傳動比，則齒輪的傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速為（r/min）高速軸的轉(zhuǎn)速 低速軸的轉(zhuǎn)速 滾筒960/3.4軸的轉(zhuǎn)速 2.各軸輸入功率為()高速軸的輸入功率 低速軸的輸入功率 滾筒軸的輸入功率 3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩（Nm）1）、電機軸的轉(zhuǎn)矩 2）、軸的轉(zhuǎn)矩為 3）、軸的轉(zhuǎn)矩為 4）、軸的轉(zhuǎn)矩為 將各數(shù)據(jù)匯總?cè)缦?表1 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表 電機軸軸軸軸功率PkW4.03.843.7263.505轉(zhuǎn)矩T(

7、Nm)39.80129.88543.17510.96轉(zhuǎn)速n(rmin)960282.3565.5165.51傳動比i3.44.311效率0.960.970.98 四、傳動件的設(shè)計計算1、設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)1）、 已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷變動小，所需傳遞的額定功率p=4.0kW，小帶輪轉(zhuǎn)速, 大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比。2）、設(shè)計內(nèi)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(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等。3）、確定計算工率由【2】表8-7查得工作情況系數(shù) ，故選擇V帶的帶型根據(jù) 由【2】圖8-10選用A型。4）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速

8、v(1)、初選小帶輪的基準直徑 。由【2】表8-6和【2】表8-8，取小帶輪的基準直徑=125mm。(2)、驗算帶速v。因為5m/sv30m/s，故帶速合適。(3)、計算大帶輪的基準直徑。=i1=mm 根據(jù)【2】表8-8，圓整為。5)、確定V帶的中心距a和基準直徑。(1)、根據(jù)式 即 初定中心距(2)、由由【2】表8-2選帶的基準長度。(3)、計算實際中心距a。 中心距的變化范圍為583mm-710mm。6)、驗算小帶輪上的包角 4)、計算單根V帶的額定功率 。由=125mm和 ，查【2】表8-4a得kW。根據(jù),i1=3.4查【2】表8-4b得。查【2】表8-5得，2表8-2得，于是7)、計算

9、V帶的根數(shù)z。 取Z=4根。8）、計算單根V帶的初拉力的最小值由【2】表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.kg/m,所以應使帶的實際初拉力9）、計算壓軸力壓軸力的最小值為、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(略)齒輪傳動設(shè)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7級精度（GB1009588）。(3)、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度280320HBS,大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），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=4.31，則大齒輪齒

10、數(shù)，取。2）、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行計算，即 進行計算。3）、確定公式內(nèi)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(zhuǎn)矩。(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。(2)、計算圓周速度6）、計算齒寬。7）、計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 齒高比 8

11、）、計算載荷系數(shù)。根據(jù)，7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10）、計算模數(shù)m。11）、按齒根彎曲疲勞校核公式對小齒輪進行設(shè)計。、確定公式內(nèi)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

12、】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(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(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(guān)，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.12mm，并就近圓整為標準值為m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) ，取 ，取19)、幾何尺寸的計算(1)、計算分度圓直徑(2)、計算中心距、計算齒輪寬度 取。 表2 設(shè)計后傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表

13、電機軸軸軸軸功率PkW4.03.843.7263.505轉(zhuǎn)矩T(Nm)39.80129.88541.93509.93轉(zhuǎn)速n(rmin)960282.3565.6665.66傳動比i3.44.311效率0.960.970.98軸的設(shè)計計算 選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，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(shè)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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)【2】表15-3，取。則又因為高速軸有兩個鍵槽，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10%

14、-15%?，F(xiàn)將軸增大10%。則增大后的最小軸徑，圓整為30mm。(2)、軸上各段直徑的初步確定。 A段:d1=32由最小直徑算出。 B段：d2=35，根據(jù)氈圈油封標準，選擇軸徑長度35mm。C段：d3=40，與軸承（深溝球軸承6208）配合，取軸承內(nèi)徑40mm。D段：d4=44，設(shè)計非定位軸肩高度h=2mm，高速軸內(nèi)徑44.E段：d5=56，設(shè)計定位軸肩高度h=6mm。F段：d6=40，與軸承（深溝球軸承6208）配合。(3)、軸上各段所對應的長度。AB段長度為；BC段長度為；CD段長度為；DE段長度為；EF段長度為；FG段長度為。(4)、各軸段的倒角設(shè)計按【2】表15-2（零件倒角C與圓角半

15、徑R的推薦值）進行設(shè)計。2、低速軸的設(shè)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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取。則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10%-15%?，F(xiàn)將軸增大10%。則增大后的最小軸徑為，圓整為49mm。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=48mm，與 彈性柱銷聯(lián)軸器配合B段：d2=55mm，設(shè)定軸肩高h=3.5mm，根據(jù)油封標準選擇軸徑為55mm。C段：d3=60,與軸承配合。D段：d4=66mm，設(shè)定非軸肩高度為3mm。E段：d5=78mm，設(shè)定軸肩高為6mm。F

16、段：d6=60mm,與軸承配合。3)、軸上各段所對應的長度。AB段長度為；BC段長度為；CD段長度為；DE段長度為；EF段長度為；FG段長度為；聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查【2】表14-1，取,則4)、各軸段的倒角設(shè)計按【2】表15-2（零件倒角C與圓角半徑R的推薦值）進行設(shè)計。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6102型=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)、假設(shè)軸承的使用壽命為兩年，即預計使用計算

17、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(shè)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6012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)。、假設(shè)軸承的使用壽命為兩年，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6207軸承的壽命綜上所得6012軸承符合設(shè)計要求。七、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，bhL=8

18、740。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(shè)計要求。2、低速軸鍵的選取1）、查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，bhL=201256，軸的直徑為66mm。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(shè)計要求八、軸的疲勞強度校核1、高速軸的校核1）、高速軸的受力簡化圖如下所示 A、C為軸承安裝位置的中心，B為小齒輪安裝位置的中心，D為大帶輪安裝的中心位置，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簡圖如下對A點求矩 即 得 由水平方向力平衡得 解得 3)、水平方向的剪力圖和彎矩圖分別為4）、豎直方向受力簡圖如下因為AB與BC距離相等，故 5）、剪力圖和力矩圖為6）、合力矩為7）、轉(zhuǎn)矩為8）、判斷危險截面 所以危險截面為B截面，即為齒輪安裝的位置，該處軸的直徑為44mm,開有A型鍵槽（10856,t=5），此處的抗彎截面系數(shù)為對B截面進行強度校核鑄