一級減速器設計說明書

1、指導老師：童念慈學號：1558020120104姓名：陳偉班級：2015機電一體化（機械制造一班）學院：機電工程課題：一級直齒圓柱齒輪減速器設計一級減速器設計說明書 目錄一、 設計任務書二、 電動機的選擇三、 傳動裝置運動和動力參數計算四、 V帶的設計五、 齒輪傳動設計與校核六、 軸的設計與校核七、 滾動軸承選擇與校核計算八、 鍵連接選擇與校核計算九、 聯軸器選擇與校核計算十、 潤滑方式與密封件類型選擇十一、 設計小結十二、 參考資料一、設計任務說明書 1、 減速器裝配圖1張；2、 主要零件工作圖2張；3、 設計計算說明書原始數據：（p10表1-4）1-A輸送帶的工作拉力;F=2000 輸送帶

2、工作速度：V=1.3m/s 滾筒直徑：D=180工作條件：連續(xù)單向運載，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期限15年，每年300個工作日，每日工作16小時，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%傳動簡圖:二、電動機的選擇 工作現場有三相交流電源，因無特殊要求，一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機為Y系列鼠籠式三相異步交流電動機，其效率高，工作可靠，結構簡單，維護方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。本裝置的工作場合屬一般情況，無特殊要求。故采用此系列電動機。 1.電動機功率選擇 1選擇電動機所需的功率: 工作機所需輸出功率Pw= 故Pw= 3.60 kw 工作機實際需要

3、的電動機輸入功率Pd= 其中 查表得：為聯軸器的效率為0.98 為直齒齒輪的傳動效率為0.97 為V帶輪的傳動效率為0.96 為滾動軸承的效率為0.99 故輸入功率Pd=4.09KW2. 選擇電動機的轉速 r/min按機械設計手冊推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍，取V帶傳動比，則總傳動比合理范圍為I總=620。故電動機轉速的可選范圍為(620)x76.43=到之間查表得符合這一范圍的同步轉速有960和1420r/min。方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉速（r/min）電動機質量（kg）傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動單級減速器1Y100L1-4515001

4、4203410.8734.962Y132M-1410009604012.462.55.94根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合所以選擇Y132M1-6 額定功率4kw，滿載轉速960，功率因素0.773. 傳動比的計算與分配 =960/86=12 所以=4 =3三、傳動裝置的運動和動力參數的計算 1.計算各軸轉速 電機軸 n=960（r/min） 主動軸nI=nm/i帶=960/2=480(r/min) 輸出軸nII=nI/i齒=480/6=80(r/min) 滾筒轉速

5、 nll=80（r/min） 2.計算各軸的功率（KW） 主動軸PI=Pd帶=3.90.96=3.744KW 輸出軸PII=PI軸承齒輪=3.7440.990.97=3.6KW 3.計算各軸轉矩 TI=9550pl/n1 =9550x3.74/480=74.41KN.m TII =9550pll/n2=9550x3.6/80=429KN.m四、V帶的設計 1.皮帶輪傳動的設計計算 選擇普通V帶輪 插機械設計手冊得：kA=1.2 Pd=KAP=1.24=4.8KW 據Pd=4.8KW和n1=480r/min 查表得：選用A型V帶 2.確定帶輪基準直徑以及中心距的確定 取d1=100 d2=3x1

6、00=300 根據 初選中心距為ao=800 3.確定皮帶長度 Ld=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2x800+3.14x(100+300)2+24x800=1450.5 查機械技術基礎得選取相近的L=1600 4確定中心距 =800+（1600-1450)2=875 5.驗算小帶輪包角 1=180-57.30 (dd2-dd1)/a =180-57.30x200875 =165.94120 所以包角符合要求 6.計算皮帶輪的根數 Z= Pd/(P0+P0)KKL 查表P0=0.97 Ka=0.95 KL=1.03 =0.11 =4.80.97+0.11)x0

7、.95x1.03=4.45所以選A型V帶5根皮帶輪五、齒輪的設計與校核 1.選擇齒輪材料與熱處理 所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面。查閱表1 表6-8，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 由d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3 確定有關參數如下：傳動比i齒=4 取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= 420=80 查表齒寬系數因為是對稱分布 取d=1.1 3.小齒輪的轉矩T1=9.

8、55106P1/n1=9.551063.744/480=74490N.mm 4.載荷系數k : 取k=1.2 5.計算循環(huán)應力次數 許用接觸應力H H= Hlim ZN/SHmin 查表： Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa 接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天24h計算，由公式N=60njtn N1=6048053008=345600000 N2=N/u=345600000/4=86400000 根據機械設計手冊，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0 H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa H

9、2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得： d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3 =49.04mm 模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 查書可得，取m=2.5 6.計算齒輪主要尺寸 分度圓直徑：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.580mm=200mm 齒寬：b=dd1=1.150mm=55mm 取b2=55mm b1=60mm 7計算齒輪的圓周速度V V=n1d1/601000=3.1448050/601000=1.25 m/s 因為V6m/s，故取8級精度合適 8.計算齒輪傳動的中心矩a a=(d1+d

10、2)/2= (50+200)/2=125mm 9.驗算齒輪的彎曲強度 (1)復合齒形因數YFs 查表得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 (2) 許用彎曲應力 bb= bblim YN/SFmin (3)查表得彎曲疲勞極限bblim應為： bblim1=490Mpa bblim2=410Mpa (4）查表得彎曲疲勞壽命系數YN： YN1=1 YN2=1 （5）彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 （6)計算得彎曲疲勞許用應力為 bb1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpa bb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/

11、1=410Mpa (7)校核計算 bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa bb1 bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa bb2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠六、軸的設計與校核 1.選擇軸的材料 選軸的材料為45號鋼，調質處理 2.軸的最小直徑取C=110或=30 計算得d37.73 所以取=40 3.軸的結構設計 根據軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動 軸和從動軸均設計為階梯軸。 計算 = 因必須符合軸承密封元件的要求，經查表，取=44mm； 計算 d3=d2+（15）mm=4549mm. 且必須與軸承的內徑一致，圓整 =45mm，初選

12、軸承型號為6209 計算 d4=d3+(15)mm=4650,為裝配方便而加大直徑，應圓整為標準直 徑，一般取0，2，5，8尾數，取=50mm； 計算 d5=d4+2(0.070.1)xd4=5760 取=58mm； 計算 d6=d3=45 同一軸上的軸承選擇同一型號，以便減少軸承座孔鏜 制和減少軸承類型。 從動軸長度的選取 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。大帶輪輪轂靠軸肩

13、、平鍵和螺栓分別實現軸向定位和周向固定。 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，安裝齒輪段長度為輪 轂寬度小2mm。 L1=60 L2=50 L3=55 L4=55 L=65 L5=10 L6=704.從動軸的校核計算按許用應力校核軸的彎曲強度軸的受力簡圖 （圖A）（L =113mm）（1)求支持反力水平面支反力垂直面支反力 （2)作彎矩圖水平彎矩（圖B）垂直彎矩（圖C）（3）求合成彎矩，作出合成彎矩圖（圖E）（4）.作扭矩圖（圖D）C點左 C點右 （5)作危險截面當量彎矩圖（圖E）該軸單項工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取=0.59 (6)校核危險截面軸徑 45

14、號優(yōu)質碳素鋼調質處理時，查機械設計基礎 C剖面的軸徑 故：強度足夠 5.主動軸校核計算 同理d1=c =115x0.3555=35d2=38 d3=40 d4=45 d5=50 d6=40 L1=45 L2=42 L3=46 L4=55 L5=10 L6=42七、滾軸承的選擇與校核計算 1.從動軸的滾動軸承選擇與校核 初步選擇6209滾動軸承 尺寸如 表1軸承代號尺寸/mmdDB6209458519 壽命計劃： 要求軸承壽命：（5年，按每年工作365天，每班工作24個小時）=43800h 計算選用軸承壽命 查機械零件設計手冊 基本額定動負荷KN 動載荷系數 當量動載荷 溫度系數 載荷系數 對球

15、軸承壽命系數 Lh= = =7254134h43800h 所以強度符合要求 2.主動軸的滾動軸承的選擇與校核 根據之前設計的主動軸直徑 初選6208滾動軸承 要求軸承壽命：（5年，按每年工作365天，每班工作24個小時）=43800h 計算選用軸承壽命 查機械零件設計手冊 基本額定動負荷KN 動載荷系數 當量動載荷 溫度系數 載荷系數 對球軸承壽命系數 Lh= = =634987h43800h 所以強度符合要求八、鍵的選擇與校核 1.材料選擇及其許用擠壓應力選擇45號優(yōu)質碳素鋼，查機械零件設計手冊 其許用擠壓應力 2.主動軸外伸端，d=40考慮到鍵在軸中部安裝，選擇平鍵就可以了，且聯軸器軸長度

16、=62mm，故選擇12x8x100 GB/T1096型鍵。 b=12 h=8 L=100 靜連接工作面擠壓應力 =10.36MPa 則：強度足夠， 合適 3.從動軸外伸端，d=50考慮到鍵在軸中部安裝，選擇平鍵就可以了，故（r/min）選擇。 b=14 L=50 h=9 靜連接工作面的擠壓應力： 則：強度足夠，合適九、聯軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經濟問題，選用彈性套柱聯軸器K=1.3=9550=9550558.67KN.M選用TL8型彈性套住聯軸器，公稱尺寸轉矩=600，。采用Y型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=40，軸孔長度L=112TL8型彈性套住聯軸器有

17、關參數型號公稱轉矩T/(Nm)許用轉速n/（r軸孔直徑d/mm軸孔長度L/mm外徑D/mm材料軸孔類型LT1060036004011265HT200Y型 十、潤滑方式以及密封方式的選擇 1.潤滑方式、密封方式簡要說明 （1)齒輪的速度小于5m/s查機械零件設計手冊P981表314-26，選用浸油潤滑方式并根據表314-27，選用150號機械油； (2)軸承采用潤油脂潤滑，并根據表314-23選用ZL-3型潤油脂 2.密封件的選擇 (1)軸承內部與機體內部處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內部 (2)軸承外部與端用半粗羊毛氈圈加以密封 （3）箱座與箱蓋凸緣結合面與觀察孔、油孔之間都采用靜密封方式十一、設計小結 課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計 算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。 此次減速器的設計，是我上大學以來的第一次簡單的設計。這次設計只是對減速器的基本尺寸和形狀的設計的了解，并沒有進行公差配合以及位置度等技術要求。通過這次減速器的設計，我體會到了在機械加工與設計中。參數選取的重要性，以及參數的合理性。每個參數的選取都是按照相應的國家