一级减速器设计说明书附装配图和零件图.docx

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一级减速器设计说明书附装配图和零件图

设计说明书

2015-2016学年第1学期

学院：

专业：

机械设计制造及其自动化

学生姓名：

学号：

课程设计题目：

带式传动机的传动系统设计

指导教师：

日期：

2015-12-31

一、设计任务..........................................…………….……………………………2

二、电动机的选择….................……………………………..................…………2

三、分配传动比…….…………………..............................................…………3

四、V带设计…………………………….................................................………3

五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算……………....................…………………5

六、高速轴的设计计算……………………………………......................…….……9

七、低速轴的设计计算…..…………………....................................….…….12

八、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计………..…………………….………14

九、轴承的润滑………………………….........………………………….…………….16

十、减速器的密封…………………………..........……………………………………….16

十一、齿轮的润滑……………………………………………………………………………16

十二、设计心得……………………………………....………………………………………16

十二、参考文献………………....……………………………………………………………17

十三、图………………....………………………………………………………………………17

一、设计任务

1、设计题目

带式输送机的传动系统设计（第一组）：

原始数据：

滚筒圆周力F=4KN；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=320mm；

工作条件：

（1）二班制：

即每天16小时

（2）要求连续工作8年，每年按300天计算

（3）工作温度正常，有粉尘

（4）单向运转，不均匀载荷，中的冲击，空载启动。

2、设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.普通V带设计计算

6.减速器内部传动设计计算

7.传动轴的设计

8.滚动轴承校核

9.键联接设计

10.联轴器设计

11.润滑密封设计

12.箱体结构的设计

计算过程及其说明

计算结果

2、电动机的选择

1、电动机类型和结构的选择：

选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。

2、电动机功率选择：

1）查简明机械设计手册P7表1-13

η1：

V带传动效率

η2：

圆柱齿轮传动效率

η3：

齿轮传动滚动轴承（一对）效率

η4：

联轴器效率

η5：

滚筒轴承

η6：

（滚筒）平摩擦传动

P输出=FV/1000=6KW

η总=η1·η2·η3·η4·η5·η6

=0.96×0.98×0.98×0.97×0.98×0.92=0.81

2）电动机输入功率

P输入=P输出/η=7.41kW

3、确定电动机转速：

1）滚筒移速n滚=60v·1000/πd=90r/min

2）电动机转速

根据表1-14可得

iV带=2~4

i减速机=4~6

∴i总=8~24

n电动机=n滚·i总=720~2160r/min

4、综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选定电动机型号为选择Y160L-8型号的电动机。

三、分配传动比

1）根据Y160L-8型号电机可得

n=720r/min

2）实际传动比

i总=n电动机/n滚筒=8

3）分配传动比在满足i齿轮≥iV带的前提下

取i带=2.67i齿轮=3

4）计算各级转速

齿轮轴1转速

iV带=n电动机/N1

N1=270r/min

滚筒轴2转速

i齿轮=n1/n2

N2=90r/min=n滚筒

5）计算各级功率

齿轮轴功率

P1=P输入·η1=7.5Kw·0.96=7.2Kw

滚筒轴功率

P2=P1·η3·η2=7.2·0.98·0.98=6.91Kw

6）计算各级转矩

齿轮轴转矩

T1=9550·P1/n1=9550·7.2/270=254.67N·m

滚筒轴转矩

T2=9550·P2/n2=9550·6.91/90=733.23N·m

四、V带设计

1、确定计算功率Pca

Pca=KA·P=1.2×7.5kw=9kw

KA：

工作情况系数，见机械设计表8-8

n电动机=720r/min

2、根据V带轮的基准直径系列选择B型V带

3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

1）查机械设计表8-7和8-9小带轮直径dd1=140mm

2）验算带速

V=πdd1·n/60·1000=5.277m/s

因为5m/s≤5.277m/s≤25m/s所以带速合适。

3计算大带轮的基准直径

dd2=idd1=2.67×140=373.8mm

根据表8-9，取标准值为dd2=355mm

4、确定V带的中心距a0和基准长度Ld

1）0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

688.25≤a0≤990

取初选的带传动中心距a0=670mm

2）Ld0≈2a0+π/2（dd1+dd2）+（dd1-dd2）²/4a0=2134.788

根据课本P146表8-2得Ld=2200

3）计算中心距a及其变化范围

a≈a0+Ld-Ld0/2=702.60

amin=a-0.015Ld=669.6

amax=a+0.03Ld=768.6

5、验算小齿轮上的包角α1

α1=180°-（dd2-dd1）57.3°/a=162.46°≥120°

6、确定带的根数Z

Z=Pca/Pr=Kca/（P0+∆P0）KαKL=4.81

P0：

单根普通V带的基本额定功率

∆P0：

单根普通V带额定功率的增量

Kα：

包角修正系数见机械设计表8-6

kL：

修正系数见机械设计表8-2

∴z带根齿数取5根

7、确定初拉力F0

F0=500（2.5-Kα）Pca/kα2v+qv²

V带单位长度的质量见机械设计表8-3

Kα=0.95q=0.170F0=283.09N

8、计算压力轴Fp

Fp=2zF0sinα1/2=2796.04N

9、带轮结构设计（见机械设计图8-14）

根据电动机Y1601—8型号可得电动机轴径D0=42mm

1）小带轮结构

采用实心式D=d=42

L=（1.5~2）d=63~84mm

d=35mm

d1=（1.8~2）取d1=70

2）大带轮结构

采用轮幅式带轮

Dd=355za=4

L=（1.5~2）d=52.5~70mm

b﹤1.5d

L=B=70mm

h1=290³√（p/nza）=54.58mm

H2=0.8h1=43.66mm

B1=0.4h1=21.832

B2=0.86=17.4656

五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算

1.

（1）按图选用直齿圆柱齿轮传动压力角取20º

（2）参考课本表10—6选用8级精度

（3）材料选择：

选择小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（正火）。

（4）选择小齿轮齿数Z1=20

大齿轮齿数Z2=iZ=3·20=60

2、按齿面接触疲劳强度设计

（1）d1t≥3√[（2kht/Φd）·（u+1/u）·（ZH·ZE·ZΣ/[σH]）2]

I=u

1）确定公式中的参数值

①试选Kht=1.3

②转矩T1=254.67N·m

③由课本P206表10—7得Φd=1

④由课本P203图10—20得ZH=2.5

⑤由课本P202表10—5得ZE=189.8MPa

⑥计算接触疲劳强度重合度系数ZΣ

αa1=arccos[Z1·cosα/（Z1+2ha）]

=arccos[20·cos20/（20+2）]

=31.32°

αa2=arccos[Z2·cosα/（Z2+2ha*）]

=arccos[60·cos20º/（20+2）]

=24.58°

Σα=[Z1（tanα1-tanα’）+Z2（tanα2-tanα’）]/2π

=1.671

ZΣ=√[（4-Σα）/3]=0.881

⑦由课本P图10—25dc得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=570MPaσHlim2=530MPa

由图10—23查去接触疲劳寿命系数

KNH1=1KNH2=1.1

取失效概率为1%

安全系数S=1

[σH]1=KNH1·σLim=570MPa

[σH]2=KNH2·σLim=583MPa

取[σH]1和[σH]2中的最小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力

[σH]1=[σH]2=570MPa

2）试计算小齿轮分度圆直径

d1t=[（2·1.3·254.67·1000/1）·（3+1）/3·（2.5·189.8·0.881/570）2]（1/3）=78.0172mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷前的数据准备

①圆周速度v

V=πd1t·n1/（60·1000）=1.102m/s

②齿宽b

b=Φdd1t=78.017mm

2）计算实际载荷系数KH

①由机械设计表10—2的KA=1.5

②根据v，8级精度的Kv=1.05

③齿轮圆周力Ft1=2T1/d1t

=2×254.67×1000/78.017

=6528N

KAFt1/b=1.5×6528/18.017=125.51＞100N/mm

查表10—4得8级精度，小齿轮相对支撑对称布置

KHβ=1.355

∴KH=KA·KV·KHα·KHβ

=1.5×1.05×1.1×1.355=2.35

3）、分度圆直径

d1=d1t3√（KH/KHt）=78.107×3√（2.35/1.3）=95.30mm

m=d1/z1=95.3/20=4.765

3、按齿根弯曲疲劳强度计算

（1）mt≥3√[2KFt·T1·YΣ/（Φd·z1·z1）·（YFa·Ysa/[σF]]

1）确定公式中的参数值

①试选KFt=1.3

②计算弯曲疲劳强度重合度系数

YΣ=0.25+0.75/Σa

=0.25+0.75/1.67

=0.699

③计算YFa·Ysa/[σF]

由机械设计图10-17得YFa1=2.80YFa2=2.20

由机械设计图10-18得Ysa1=1.55Ysa2=1.78

由机械设计图10-24c得σSlim1=370MPa

由机械设计图10-22得KFN1=0.88KFN2=0.9

取弯曲疲劳安全系数S=1.1

[σF]1=KFN1·σHlim1/S=0.88×370/1.1=296MPa

[σF]2=KFN2·σHlim2/S=0.9×330/1.1=270MPa

YFa1·Ysa1/[σF]1=2.8×1.55/296=0.0147

YFa2·Ysa2/[σF]2=2.2×1.78/270=0.0145

∵小齿轮的YFa·Ysa/[σF]大于大齿轮

∴取YFa·Ysa/[σF]=0.0147

2）试算模数

mt≥3√（2×1.3×254.67×1000/1×20×20×0.0147）=2.5

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷前的数据准备

①圆周速度v

d1=mz=2.57×20=51.4mm

V=πd1n1/（60×1000）=π×51.4×270/（60×1000）=0.726m/s

②齿宽b

b=Φdd1=1×51.4=51.4

③宽高比b/h

h=（2ha*+c*）mt=（2×1+0.25）×2×57=5.78

b/h=51.4/5.78=8.89

2）计算实际载荷系数KF

①根据v=0.726m/s8级精度由图10-8的Kv=1.02

②Ft1=2T/d1=2×254.67×1000/51.4=9893N

KAFt1/b=1.5×9.893×1000/b=288.7＞100

由表10-3得KFα=1.1

③由表10-4得KHβ=1.342

结合b/h=8.89查图10-13得KFβ=1.32

则载荷系数

KF=KA·Kv·KFα·KFβ

=1.25×1.1×1.02×1.32

=1.85

3）m=mt3√（KF/KFt）=2.57×3√（1.85/1.3）=2.89

取实际模数m=3

按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=95.30mm

算出小齿轮齿数

z1=d1/m=95.30/3=31.76

取z1=32

则大齿轮齿数

z2=iz=3×32=96

取z2=97

z1与z2互为质数

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1=z1m=32×3=96mm

d2=z2m=97×3=291mm

（2）计算中心距

a=（d1+d2）/2=（96+291）/2=193.5mm

（3）计算齿轮宽度

b=Φdd1=1×96=96mm

考虑不可避免的安装误差，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即b1=101~106mm

5.校核

（1）齿面接触疲劳强度校核

σh=√[2KHT1/Φdd13·（u+1）/u]·ZH·ZE·ZΣ=√[2×2.35254.67/（1×323）×（3+1）/3]×2.5×189.8×00.881

=291.74MPa＜570MPa=[σH]

（2）齿根弯曲疲劳强度校核

σF1=2·KF·T1·YFa1·Ysa1·YΣ/Φd·m3z12

=2×2.57×254.67×2.8×1.55×0.726×1000/1×33322

=149.23MPa＜296MPa

σF2=2·KF·T1·YFa2·Ysa2·YΣ/Φd·m3·z12

=2×2.57×254.67×2.2×1.78×0.726×1000/1×33×972

=134.65MPa＜270MPa

6.齿轮其余尺寸

（1）齿顶圆直径为

da1=m（z1+2）=3×34=102mm

da2=m（z2+2）=3×99=297mm

（2）齿根圆直径为

df1=m（z1-2.5）=3×29.5=88.5mm

df2=m（z2-2.5）=3×94.5=289.5mm

名称

代号

计算公式

中心距

传动比

法面模数

设计和校核得出

端面模数

法面压力角

齿数

Z

略

分度圆直径

查表7-6

齿顶圆直径

略

齿根圆直径

df

查表7-6

齿轮宽

b

查表7-6

六、高速轴的设计计算

1.已求得高速轴传递功率P1=7.2kW转速n1=270r/min

小齿轮分度圆直径d1=96mm齿宽b=102mm

转矩T1=254.67N·m

选材：

45调质钢

2.求作用在齿轮上的力

Ft=2T1/d1=（2×254.67×10）/96=5305.625N

Fr=Ft×tan20°=1931.09N

3.轴的结构设计

（1）轴段①设计

由公式dmin≥A0³√[p/（n（1-β4））]与大带轮内径可得

d≤32mm的轴，有两个键槽时应增大10％~15％

取d1=35mm

带轮的轮毂宽度为63~84mm取L1=70mm

（2）轴段②设计

h=（2~3）c=2.4~3.6

d2取38mm

（3）轴段③⑥是轴承安装，考虑齿轮只受轴向力和径向力

选用深沟球轴承，轴承型号为6308

∴d3=40mm

轴承宽度为23mm，轴套宽度为12mm

L3=43mm，L6=27

（4）轴段④为齿轮位，取d4=45mm宽度略小于小齿轮齿宽

取L4=98mm

（5）轴段⑤为轴环，h=（2~3）c，d5=53mm，

宽度等于小齿轮中心到轴套的距离取L5=12mm

4.键连接：

大带轮和轴段间采用A型普通平键连接

由机械制图附表5-12查得型号为

键14×90GB1096-2003

键10×63GB1096-2003

dbhltt1

30~3810822~1605.03.3

44~5014936~1605.53.8

5.校验

（1）FNH1=FNH2=Ft/2=2652.8N

-Fpx245-FNV1×155+Frx77.5=0

FNV1×155=-Fpx245+Frx80=-2796.04+1931.09×77.5=-3454N

FNV2=Fr-Fp-FNV1=1931-2796.04+3454=2589.05N

②轴承A的总支承反力

FA=√（FNH1·FNH1+FNV1·FNV1）=4355.17N

③轴承B的总支承反力

FB=√（FNH2·FNH2+FNV2·FNV2）=3706.82N

④带轮作用在轴承A的弯矩

M带A=FP·L=2796.04×90.05×77.5=253041.62N·mm

⑤轴承B作用在高速轴上的弯矩

MＶ＝ＦＮＶ２×L=2589.05x77.05=200651.37N·mm

⑥在圆周方向产生的弯矩

MH=FNH1·80=2652.81×77.5=205592.775N·mm

⑦合成弯矩

MA=M带A=275409.94N·mm

Mr=√（MV²+MH²）=287279N·mm

T=254.67×103

（2）①齿轮轴与点A处弯矩较大，且轴径较小，故点A处剖面为危险剖面

W=πd3/32=π·403/32=6283.19mm3

②抗弯截面系数为

WT=πd3/16=π·403/16=12566.37mm3

③最大弯矩应力

σA=MA/W=253041.62/6283.19=40.27MPa

④扭剪应力

τ=T1/WT=254.67·1000/12566.37=20.27MPa

按弯度合成强度进行校核计算，扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，则当量应力为

σca=√σA²+4（ασ）²=√40.27²+4·（0.6·20.27）²

=47.05MPa＜[σ-1]

∴强度满足要求

（3）校验键

带轮处键连接的挤压应力连接强度

σp=4T1/d1hl=4×257.67×10³/35.10×63=46.76MPa＜[σp]

∴强度足够

（4）校核轴承的寿命

轴承A，B的当量载荷

PA=FA=4398.22N

PB=FB=3744.83N

∵PA＞PB,故只需校核轴承A

轴承在100℃对于球轴承Σ=3

Fp=1.2

C=PA/ft3√（60·n·ln/106）

=4355.17/1×3√（60×270×38400/106）

=37.18KN＜Cr=40.8

轴承满足要求

七、低速轴的设计计算

1.已知条件P2=6.91kwn2=90r/min

T2=733.23N·md2=297b2=96

选材45钢（调质）

2.求作用在齿轮上的力

Ft=2T2/d2=2×733.23×1000/291=5039.38N

Fr=Ft·tan20°=1834.18N

初步确定轴的最小直径

dmin≥A·3√（p/n）=105×3√（6.91/90）=44.47mm

轴上开有俩个键槽应增大7%d=47.58mm

取dmin=50mm

3.轴的结构设计

（1）轴段①设计

联轴器的计算转矩Tca=KAT3

KA查表14-1中等冲击KA=1.9

Tca=KA.T2=1.9×733.23=1393.137N/m

查机械设计简明手册选用弹性柱销联轴器L×4型号

（GB/T5014-2003）其公称转矩为2500N/m

d1=50mm，L=112mm,L1长度略小于联轴器长度取L1=110mm

（2）轴段②设计

h=（2~3）c取d2=56mm

（3）轴段③和⑥

轴段③及轴段⑥上安装轴承考虑齿轮没有轴向力存在，因此选用深沟球轴承

选取轴承型号为6311，轴承宽度为29mm，d3=55mm

轴套的宽度为15mm

L3=53mm，L6=33mm

（4）轴段④设计

轴段④上安装齿轮，为了方便齿轮安装

长度小于大齿轮宽度，取L4=92mmd4=60mm

（5）轴段⑤设计

轴段⑤为轴环，根据h=（2~3）c，取d5=68mm

L5等于大齿轮中心到轴套的距离取L5=15mm

4.键连接联轴器轴段①和轴段④采用A型普通平键

连接根据机械制图可得型号为

键14×100GB1096-2003

键18×80GB1096-2003

dbhltt1

44~5014936~1605.53.8

58~65181150~2007.04.4

5.校验

（1）①FNH1=FNH2=Ft/2=2519.69N

②MH=2519.69×80.5=202835.045N.mm

③FNV1=FNV2=917.09N

④Mv=917.09×80.5=73825.745N.mm

⑤齿轮齿宽中点所在的轴截面弯矩大并且还有转矩，其抗弯截面系数

W=πd³/32-bt（d-t）²/2d=18256.3

⑥抗扭截面系数

Wt=πd³/16-bt（d-t）²/2d=39462.05

⑦弯曲应力

σb=M/W=215852/18256.3=11.82MPa

⑧扭剪应力

τ=T/WT=733.23×10³/39462.05=18.58MPa

σ’=√（σb²+4（ατ）²）=25.23＜[σ-1]

强度满足需求

6.校核键

Σp=4t²/d2hl=4×733.23×10³/50×9×100=65.176＜[σp]

强度足够

7.校验轴承寿命

轴承A，B的当量载荷

PA=PB=2681.40N

C=PA/ft3√（60·n·ln/106）

=2681.40/1×3√（60×270×38400/106）

=15.87KN＜Cr=40.8KN

轴承满足要求

P=6kw

η总=0.81

P输入=7.41kW

n滚=90r/min

iV带=2~4

i减速机=4~6

i总=8~24

n电动机=720~2160r/min

N=720r/min

i总=8

i带=2.67i齿轮=3

N1=2