一級減速器設計說明書1

1、設計題目：帶式輸送機傳動裝置設計一、傳動方案簡圖二、已知條件：1、帶式輸送機的有關原始數(shù)據(jù)：減速器齒輪類型：直齒圓柱齒輪輸送帶工作拉力2.6kN；輸送帶工作速度1.2m/s；滾筒直徑350mm.2=0.9（包括滾筒與軸承的效率損失；312 （300 天計算載荷有輕微振動；4、工作環(huán)境：運送砂、石等，室內常溫，灰塵較大；5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產；7、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) 運動參數(shù)的計算，電動機的選擇；2) V帶傳動的設計計算；3)

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：減速器裝配圖一張A0或A1圖紙；零件工作圖2 張（A2 或A3圖紙；設計計算說明書1 份6000字；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.機械設計課程設計M.北京：高等教育出版社，2008. 2濮良貴.機械設計（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006.3成大仙.機械設計手冊（第 5 版）M.北京：化學工業(yè)出版社，2007

3、.目 錄機械設計基礎課程設計任務書(1)一、傳動方案的擬定及說明(二、電動機的選擇(2)三、V帶的設計計算(3)四、齒輪的設計(4)五、軸的設計及校核（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、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇(16)九、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇(17)十、設計小結(17)十一、(17)0- - PAGE 9 - PAGE PAGE 10設計計算及說明結 果一.傳動方案的擬定及說明（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擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速n，即Wn 60000V 60

4、000 /minwwd3.14350nw /min一般常選用同步轉速為 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計。二.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、 電機所需功率PFv 2 600 1.2 3.25kWWW1000P3.25kWw、 電動機輸出功率P Wpdp傳動裝置的總效率 12 234式中，1 為從電動機至滾筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。2由參考書【1】表 3-1 查得：齒輪

5、傳動效率為1 0.98, ，滑動軸承傳動效率為2 0.99 ，聯(lián)軸器傳動效率為 0.99，V 帶傳動效率 0.96。則340.913 0.98 0.99 2 0.99 0.96 0.913總總W故P PWd總3.50.913 3.83kWP3.83kWd3、電動機額定功率Pm設計計算及說明結 果由【17-7 4.0kWP4.0kWmm4、電動機的轉速m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傳動比范圍i 6 20 ，則電動機轉速可選范圍為n ndW i2 65.51 (6 20) 393.1 1310 .2r / min1000r/min17-7機的型號為Y1

6、32M1-6。主要性能如下表：電機型號Y132M1-6額定功率4.0KW滿載轉速960r/min堵轉轉矩2.0最大轉矩n 960r/ minm5、計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比總n、總傳動比in總nw96065.5114.654（620）總i14.654總2)、分配傳動比 假設 V 帶傳動分配的傳動比i1i 3.41i比i 2i1 i 4.312三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸轉速96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n nm1i9603.4 282.35n 282.35r/i n11低速軸的轉速n960m 65

7、.51滾筒 960/3.42i i122.84 5.160n65.51r/min2軸的轉速nn 65.51w2kW )n65.51r/minw設計計算及說明結 果高速軸的輸入功率P P1m44.00.96P 3.84kW1低速軸的輸入功率 P 3.84 0.99 0.98 3.726P 3.726kW23滾筒軸的輸入功率P3各軸輸入轉矩（Nm）1 1P 223.7260.990.992P 3.505kW39550P95504.01、電機軸的轉矩Tm nm960T 39.80Nm、軸的轉矩為T1T9550 Pn19550 Pnn 9550 3.84 282.35 9550 3.726 543.1

8、7T 129.88N m12、軸的轉矩為2 HYPERLINK l _TOC_250001 65.51T 543.17N m HYPERLINK l _TOC_250000 29550 PT 9550 3.505 510.964、軸的轉矩為4、軸的轉矩為將各數(shù)據(jù)匯總如下表 1電機軸3傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表軸軸軸3功率P kW4.03.843.7263.505轉矩T(Nm)39.80129.88543.17510.96轉速 n(r min)960282.3565.5165.51傳動比i3.44.311效率0.960.970.98T 510.96N m四、傳動件的設計計算1、設計帶傳動的主要參數(shù)、已知帶

9、傳動的工作條件：兩班制（共16h，連續(xù)單向運轉，載p=4.0knm 96r/min, 大帶輪轉速n1 ，傳動比i1 3.4 。、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 、確定計算工率由【】表8-7查得工作情況系數(shù) KA 1.2，故設計計算及說明結 果VPcaP 1.2 4kW 4.8kWAK1.2AP4.8kW根據(jù)P ca由【2】圖 8-10 選用A 型。caw、確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v、初選小帶輪的基準直徑d。由2】表8-6和】表8-8，取小d1帶輪的基準直徑d=125mm。d1、驗算帶速v。v dnd1 125960 6.28m/sd125mmd16010006

10、01000因為 5m/sv30m/s，故帶速合適。、計算大帶輪的基準直徑d。d21d=id=3.4125425mm1d2d1根據(jù)2】表8-8，圓整為d 450mm。d25)、確定V 帶的中心距a 和基準直徑 Ld 。(1)、根據(jù)式0.7(d+d) a2(d+d)即d1d2d1d2402.5mm a 1150mm初定中心距a 0 650mmv 6.28m/sd 450mmd2、由(d-d)2a650mm0L2ad0 2d)d1 d24a02650 (125450)(450-125)2 2243.825mm 24650由【2】表 8-2 選帶的基準長度Ld 2240mm 。(3)、計算實際中心距a

11、。L 2243.825mmd0Lda a+ Ld -Ld0= (650 + 2240 - 2243.825 ）= 648 mm022a 648mm1中心距的變化范圍為 583mm-710mm。6)、驗算小帶輪上的包角1 -(d1設計計算及說明-d) -(450-125)d2a395結 果 133014)、計算單根V帶的額定功率P。rP 1.382kW0由d=125mm和nd1 960r/min28-4aP01.382kWP 0.112kW0根據(jù)n1 960r / ,i=3.428-4bP0 0.112kW 。K0.876查【8-5K 0.876，28-2KL1.03K1.03LP (P Pr0

12、) K K L (1.382 0.112) 0.876 1.03 1.348kWP 1.348kW7)、計算V 帶的根數(shù)z。z z caPr取 Z=4 根。4.83.561.348rz 4V 帶的初拉力的最小值(F0)min(F ) 181.1N由【8-3A 型帶的單位長度質量q=0.kg/m,所以0 min(F )(2.5- K )P(2.5-0.876)4.8qv2 0 minK zv0.87646.28應使帶的實際初拉力 F0(F0)min、計算壓軸力(F 1328.64N壓軸力的最小值為1330p min(F )p min2z(F )sin1 24181.1sin1328.64N0 m

13、in222、齒輪傳動設計1、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)、按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。7 級精度88。、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料40C（調質，硬度28u 5.160320HBS大齒輪材料為4（調質，硬度為25290HB。二者硬度差z為40HBS左右。1 24、選小齒輪齒數(shù)z124，齒輪傳動比為i2=4.31，則大齒輪齒數(shù)z1042z 4.3124 103.44，取z2 104 。、按齒面接觸疲勞強度設計設計計算及說明結 果由設計計算公式進行計算即d1t KT u 11u1E 2進行計算。、確定公式內的各計算數(shù) 值、試選載荷系數(shù)Kt 、計算小齒輪傳遞的轉矩。dH

14、K1.3t95.5105 PT 11n 95.5105 3.849601.2988105NT 1.2988105 Nm11d】10-7 選取齒寬系數(shù)d1。1d10-6 差得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MP 1Ea21、由圖 10-21d 按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限ZE 189.8MP2Hlim1=650MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2 580MP 。aHlim1 650MPa、計算應力循環(huán)次數(shù)。Hlim2580MPaN =60n jL1ih=60757.91(28300=2.619N 2.6191091NN1 N2.619109 8.1810823.23.2、由2】圖1

15、0-19 取接觸疲勞壽命系數(shù)K0.93,K1.01HN1HN2N 8.181082K0.93HN1、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KHN2 1.01 H 1KHN1Slim1 0.93 650 605MPaH 1 605MPa KHN2lim21.03580 585.5MP、計H 2SaH 2aH、試算小齒輪分度圓直徑代人H 中較小的值。1.31.0851056.161189.8d1t1、計算圓周速度5.16565.52 60.435mmd1t 60.453mmd nv1t160、計算齒寬。 60.4356010000.893m/sv 0.893m/sbdd1t

16、160.43560.435mmb 設計計算及說明結 果、計算齒寬與齒高之比。模數(shù) d1t 60.435 2.518mmm2.518mmttz241齒高h 2.25mt 2.25 2.518 h 5.67mm齒高比b 60.435 b 10.66h5.67h、計算載荷系數(shù)。根據(jù)v 1.07m/s 210-8 查得動載系數(shù)KV1.04K1.04v直齒輪， KH=K=1。FK=KHF由【2】表 10-2 查得使用系數(shù)KA=1.25 。K=1.25由【10-4 7 K1.314 。HAK1.314Hb 10.66 Kh 1.422 查【2】圖 10-13 得KF 1.32 ，故載荷系數(shù)K1.32FK

17、KKAKKVH 1.25 1.04 11.314 1.708、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直 徑K 1.708d d1K1t 3 Kt 60.43531.7081.3 66.192mmm12.758mmd1 66.192mmz241m 2.758mm、按齒根彎曲疲勞校核公式對小齒輪進行設計。m 32KT3Y(YSa ) z 2 d 1F、確定公式內的各計算值：2】圖10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1大齒輪的彎曲疲勞極限 390MP 。FE2a 550MP ，a(2)、由2】圖10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)K 0.91，K 0.95。 550MPFN1FN2FE1a13)、計

18、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FE2 390MPaK FN1 0.91設計計算及說明結 果 KFN3FE3 0.91 550 357.5MPaKFN2 0.95F 1 F S1.4K0.95390FN4 FE4 S1.4 357.5MP。F 1aK K K KAVKF1.251.0411.32 F 2 264.6MPa、查取齒形系數(shù)。由【10-5 查得 Fa1 2.65 ; YFa2 2.177 。K 1.716、查取應力校正系數(shù)。由【2】表 10-5 查得 YSa1Y 1.58 ; YSa2Y 1.793。YFa1YFa2 2.65 2.177、計算大、小齒輪的 F

19、aSa 并加以比較。YSa1Y 1.58 1.793YFa1YSa1 2.69 1.58 0.011712 357.5Sa2Y2.177 1.793大齒輪的數(shù)值大。、設計計算Fa2FSa220.014752264.6m 32 1.716 1.085 105 0.014752 2.12mm1 242m 大于由齒根彎曲m 的大小主要取決于彎曲彎曲強度直徑（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)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d1 66.192mm ，算出小齒輪齒數(shù)z d1 66.19226.47，取 271m2.51z 4.31 27117

20、，取2 1392z 27119)、幾何尺寸的計算(1)、計算分度圓直徑d1dz m 27 2.5 67.5mm1z m1172.5292.5mmz1172d67.5mm122、計算中心距d d67.5 292.5d 2a 12 220）、計算齒輪寬度 180mm2a 180mmb 67.5mm設計計算及說明結 果b dd1167.5B 73mm取B 73mmB1 68mm 。表2設計后傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表1B68mm電機軸軸電機軸軸軸軸功率 PkW4.03.843.7263.505轉矩 T(Nm)39.80129.88541.93509.93轉速 n(r min)960282.3565.6665.

21、66傳動比i3.44.311效率0.960.970.98五、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1 60MPa 60MP 。為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。at1第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為t1 3848N2T21.29881052T25.419105 1401NF1 3848N , F2 3119Nt1d167.5t2d2347.5r1FFr1t1tan200 1401N,Fr2 F tan200 1135NFt2 3119N1、高速軸的設計、初步確定軸的最小直徑。F1135Nr2按公式 dmin A0 P 45 n01A11

22、301處理。根據(jù)【2】表 15-3，取A01 113 。則3dA3min101P1133.84 n3 282.35111- 9 - PAGE PAGE 10設計計算及說明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 10%-1510dmin1結 果 30mm徑dmin1 26.973 1 0.1) 30mmd 32mm、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。Cd3=40，與軸承（6208）40mmDd4=44，設計非定位軸肩高度h=2mm44.E 段：d5=56，設計定位軸肩高度h=6mm。F 段：

23、d6=40，與軸承（深溝球軸承 6208）配合。(3)、軸上各段所對應的長度。1d2d 40mm3d4d56mm5AB 段長度為L1BC 段長度為L2 ； ；d 40mm6CD 段長度為L3 42mm ；L 50mm1DE 段長度為L4 61mm ；L2 71mmEF 段長度為L5FG 段長度為L6 9.5mm ； 35mm。L42mm3L4L9.5mm(4)、各軸段的倒角設計按2】表零件倒角C與圓角半徑R的推5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dmin A0 P初步計算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼，n調質處理。根據(jù)表15-3，取A115。則0232dA

24、P32min202n21153.726 44.192mm365.663A11502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 10%-1510徑為d44.192(10.1)48.611mm49mm。min2設計計算及說明低速軸的輪廓圖如上所示。、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，設定非軸肩高度為 3mm。E 段：d5=78mm，設定軸肩高為 6mm。F 段：d6=60mm,與軸承配合。3)、軸上各段所對應

25、的長度。dmin2結 果 49mmAB 段長度為L AB 段長度為L 112mm ；1BC段長度為L；d 21CD段長度為L50mm；d32DE段長度為L；d60mm43EF段長度為L12mm；d54FG段長度為L35mm；d78mm65聯(lián)軸器的計算轉矩TKT ,查【】表14-1，取K1.3,則d 60mmcaA2A6TKT 1.3541.93704.51Nm4)、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L 薦值）進行設計。1L2六、軸承的選擇及計算L50mm3caA21、高速軸軸承的選擇及計算L、高速軸的軸承選取深溝球軸承6102型=31.5kn4、計算軸承的徑向載荷L1

26、2mm5A 處軸承徑向力 FF2 F2 17332 1607.52 2364Nr1NH1NV1L6C 處軸承徑向力 FF2 F2 18222 1607.52 2430Nr2NH2NV2K1.3所以在C 處軸承易受破壞。A、軸承的校驗T ca(1)軸承的當量載荷因深溝球軸承只受徑向載荷故P fF,2】pr2表13-6 得載荷系數(shù)fp 1.2。C=31.5knr- 11 - PAGE PAGE 12P1.22430設計計算及說明結 果、假設軸承的使用壽命為兩年，即預計使用計算壽命L 2 300 24 14400hh軸承應有的基本額定動載荷值C P60nLh106,其中 3 ，則C 291660 2

27、82.35 14400 18570N 18.57kN C106r、驗算6207 軸承的壽命fp1.2L C(r 10631500( 70268.7h P 2916Nh60nP60282.352916綜上所得6207 軸承符合設計要求。Lh 14000h2、低速軸的軸承選取及計算6012 型，Cr=31.5kN 。、計算軸承的徑向載荷3C 19.347kNrF F2 NH2 F2NV2 567.52 1559.52 1660Nr、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故P fp F ,rL32972.47hh【2】13-6 得載荷系數(shù)fpP 1.216601992N1.2 。、假設軸承的使用

28、壽命為兩年，即預計使用計算壽命Cr=31.5kNL 2 300 24 14400h 軸承應有的基本額定動載荷值h60nLC Ph106,其中 3 ，則C 199260 65.66 14400 7654N 7.654kN C106rP 1992N6207 軸承的壽命L 14400h106C10631500hL(r )3 ( 103717.18h 14400hh60nP6065.661992綜上所得 6012 軸承符合設計要求。七、鍵連接的選擇及校核1、高速軸的鍵連接、高速軸鍵的選取C 7.654kN設計計算及說明結 果查【1】表 14-26 普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取

29、 A 型鍵，bhL=8740。L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。P、強度校核 103717.18h 2T 103 2 114.6103 pkldp故滿足設計要求。2、低速軸鍵的選取14-26 普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取型鍵，bhL=201256。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。P、強度校核100120MPPa 2T 103 2541.93103 76.03MPa pkld0.512(5620)66p故也符合設計要求八、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76.03MPPaAC 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- 13 -設計計算及說明結 果r對A 點求矩r AB FNH2 AC FP AD 0即140165FNH2129.5 1328 259.5 0得FNH2-1925.5NFNH2 -1925