一级减速器..doc

一级减速器.

安徽文达信息工程学院
机械设计课程设计说明书
目录
一、课程设计任务书----------------------------2
二、传动装置总体设计方案----------------------3
三、电动机的选择------------------------------4
四、确定传动装置的总传动比和分配传动比--------5
五、带轮设计----------------------------------7
六、传动零件齿轮的设计计算--------------------9
七、传动轴的设计-----------------------------12
八、键的设计和计算---------------------------14
九、轴承的选择及寿命计算---------------------15
十、箱体设计：-------------------------------16
十一、润滑设计-------------------------------19
十二、附件设计-------------------------------19
十三、设计小结-------------------------------20
十四、参考文献-------------------------------21

一、课程设计任务书
1、运动简图：

2、原始数据：
题号
参数
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
直径（mm）
320
300
300
280
300
260
250
250
200
200
350
拉力（KF）
3.5
3.2
3.2
3
2.8
3
2.8
2.8
2.8
2.5
2.8
速度（m/s）
1.6
1.6
1.5
1.4
1.3
1.35
1.35
1.3
1.25
1.2
1.3
使用年限
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
10
3、已知条件：
1、工作情况：单项运转，载荷平稳，空载启动，工作轴转速误差为+5%；
2、使用10年（每年300个工作日）;
3、小批量生产，两班制工作；
4、设计工作量：
1、减速器装配图1张（A1）；
2、零件工作图2张；
3、设计说明书1份。
二、传动装置总体设计方案:
1、组成：
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2、 确定传动方案：
3、 其传动方案如下：

三、电动机的选择：
1、选择电动机的类型：
按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率
；
根据《机械设计课程设计手册》表1-7查得：
——为V带的效率=0.96,
——闭式齿轮传动效率=0.97
——联轴器的效率=0.99
——滚动球轴承的效率==0.98,
——运输机的效率=0.9。
2、电动机的选择
负载功率:

折算到电动机的功率为:

3、确定电动机转速：
卷筒轴工作转速为：

根据《机械设计课程设计指导书》表1，可选择V带传动的传动比，一级圆柱直齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为＝×n＝（6～24）×95.54＝573.24～2292.96r/min。

根据《机械设计课程设计手册》表12-1，可供选择电机有：

序号

电动机型号

同步转速/(r/min)

额定功率/kW

满载转/(r/min)
堵转转矩
最大转矩
额定转矩
额定转矩
1
YB2S1-2
3000
5.5
2900
2.2
2.2
2
Y132S-4
1500
5.5
1440
2.2
2.2
3
Y132M2-6
1000
5.5
960
2.0
2.0
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为Y132M2-6，其主要性能如上表。
四、确定传动装置的总传动比和分配传动比
1、确定传动装置的总传动比和分配传动比：
（1）减速器总传动比
由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为
（2）分配传动装置传动比
＝×
式中分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝3，则减速器传动比为＝＝10.05/3＝3.35
2、计算传动装置的运动和动力参数：
（1）各轴转速
  0号轴转速r/min
1号轴转速
2号轴转速
3号轴转速
（2） 各轴输入功率
0号轴
1号轴
2号轴
3号轴
各轴输出功率
0号轴
1号轴
2号轴
3号轴
（3） 各轴转矩
0轴：
1轴：
2轴：
3轴：

3、运动和动力参数计算结果整理表：
轴名
功率 P/KW
转距T/N*M
转速n
r/min
转动比i
效率
输入
输出
0轴
4.84
4.84
48.15
960
1
1
1轴
4.65
4.47
133.40
320
3
0.96
2轴
4.47
4.42
441.91
95.52
3.35
0.99
3轴
4.42
4.24
423.91
95.521
1
0.96

五、带轮设计
1、确定计算功率：
根据《机械设计基础》表12-6查得工作情况系数=1.1，故

2、选取V带型号：
根据功率6.05kw，960r/min，由《机械设计》图7-11选取V带型号为A型。
3、确定带轮基准直径D1和D2：
根据《机械设计》表7-6选取=132mm
mm

根据《机械设计》表7-7选取=400mm。
4、验算带速v：

在5-25m/s的范围内，带速合适。
5、确定带长和中心距：
由0.7（+）≤≤2（+）初步确定=600mm
根据《机械设计基础》第246页得到

由《机械设计》表7-2选用基准长度
计算实际中心距：

6、验算小带轮包角：

7、确定V带根数Z：
根据《机械设计》表7-3，表7-4，表7-2，表7-8查得
单根普通V带的基本额定功率
根数

取根数为4根。
8、求作用在带轮轴上的压力：
由《机械设计》表7-1查得 q=0.10kg/m
单根V带张紧力

小带轮轴上压力为

9、带轮主要参数：
小轮直径（mm）
大轮直径（mm）

中心距a（mm）
基准长度（mm）

带速（m/s）

带的根数z
132
400
567.42
2000
6.63
4

六、传动零件齿轮的设计计算
1、材料选择：
假设工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，带式输送机载荷平稳，空载启动，连续单项运转。根据《机械设计》表9-1初选小齿轮材料为40Cr经调质处理其硬度为240-285 HBS，取260 HBS,大齿轮材料为ZG340－640经正火处理其硬度为180-286 HBS取210 HBS；齿轮等级精度为9级。
由《机械设计基础》图10－7

由表10－4，安全系数SＨ＝1.1
故　　　
由图10－10，，
由表10－4 SF＝1.3
故　　

2、按齿面接触疲劳强度设计：
根据《机械设计》表10-3取载荷系数K=1.5，第199页取齿宽系数ψa=0.4
小齿轮的转矩为
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×4．47/320
=133401.56 N mm
按《机械设计基础》式（10-6）计算中心距（已知减速器传动比=u=z1/z2=3．35）

通常取ｚ＝20－40，取ｚ１＝31取z1=31，则z2=313.35=103.85,取z2=104故实际传动比为i=104/31=3.35=i1，

模数为：
m=2a/(z1+z2)=2*177.70/(32+108)=2.63mm
根据《机械设计基础》表4-1取m=3mm。中心距为
a=0.5 m(z1+z2)=202.5mm
齿宽为
b=ψa a=0.4*202.5=81mm
取b2=81mm，b1=86mm。为补偿安装误差，保证接触齿宽，通常小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽大5-10mm.
齿轮分度圆直径d1=mz1=3*31=93mm
d2=mz2=3*104=312mm
3、验算轮齿弯曲强度（齿宽应取接触齿宽b=81mm）：
由《机械设计基础》图10-9，齿形系数YF1=2.57,YF2=2.16，得
σF1=2KT1 YF1/(bm2z1)=2×1.2×133401.56×2.57/(81×9×31)=36.40MPa＜[σF1]
σF2=σF1 YF2/YF1=36.40×2.16/2.57=30.59MPa＜[σF2]
故弯曲强度足够。
4、齿轮的圆周速度为：
v=πd1n1/(60×1000)
= πmz1n1/(60×1000)
=3.14×3×31×320/(60×1000)
=1.56m/s
对照《机械设计基础》表10-2可知选用9级精度等级。

5.齿轮的基本参数:
名称
符号
公式
齿1
齿2
齿数

31
104
分度圆直径

93
312
分度圆齿距
P
P=π m
9.42
9.42
齿顶高

=* m
3
3
齿根高

3.75
3.75
齿顶圆直径

99
318
齿根圆直径

85.5
304.5
中心距

202.5
齿宽

86
81

 七、传动轴的设计
1、 选择轴的材料：
选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由《机械设计》表14-1查得,
2、输出轴（II轴）上的功率P2，转速n2，转矩T2：
已知P2=4.42KW , n2=95.52r/min
于是T2=441.91Nm
3、初步确定轴的最小直径：
先按《机械设计基础》式（13-2）初步估算轴的最小直径。（根据表11-2选C=110）

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器;计算转矩，查《机械设计基础》表16-2,考虑到转矩变化很小，故取，则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计手册》表8-5，选取型号LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径，故取mm，半联轴器长度L1=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。
4、 轴的结构设计：

1、与联轴器配合，已知联轴器为LT8,故d1=45mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=82mm。
2、按结构和强度要求做成阶梯轴，为使联轴器能轴向定位，在轴的外端做一轴肩，所以通过轴轴承透盖、右轴承和套筒的轴段去。按题意选用两个6211型滚动轴承，故轴承处的轴径也是。安装齿轮的轴头直径取，轴环外径取，考虑轴环的左侧面与轴承内圈的端面相接，轴肩高度应低于轴承内圈，故轴环左侧呈锥形，左轴承处轴肩直径为，轴肩圆半径为1mm，齿轮与联轴器处的轴环、轴肩的圆角半径为2mm。
3、齿轮轮毂长度是85mm，故安装齿轮的轴头长度取83mm；由轴承标准查得6211轴承的轴承宽度是21mm，因此去左端轴径长度为21mm；根据齿轮端面、轴承端面与箱体内壁应保持一定的距离，取轴环和轴套的宽度为20mm；由结构草图可知跨距mm。右边的

轴段长度为2+20+21+60=103mm。其中60mm为右轴承右端面至联轴器端面的轴段长度。安装联轴器的轴头长度根据联轴器尺寸取82mm。
4、联轴器及齿轮均采用普通A型平键连接，由机械设计手册可知键的尺寸为宽度*高度*长度，联轴器（14mm*9mm*50mm），齿轮处（18mm*11mm*70mm）。
5、危险截面的强度校核:
因已知大齿轮的分度圆直径为d=312mm，轴的转矩=441091Nm
圆周力Ft=2000/d=2000×441.91/312=2832.76 N
径向力Fr=Ft tan=2832.76×tan20O=1031.04 N
由于为直齿轮，轴向力=0
其受力方向如下图所示
L=146mm
RHA=RHB=Ft/2=2832.76/2=1416.38N
MHC= RHA L/2=1416.38×146/(2×1000)=101.98 Nm
RVA=RVB=Fr/2=1031.04/2=515.52 Nm
MVC= RVA L/2=515.52×146/(2×1000)=37.12 Nm,
扭矩T=441.91Nm
校核
MC ===108.53Nm
Me ===286.50Nm

考虑到键槽d=35.321.05=37.09mm<55mm。合格。
八、键的设计和计算
1、选择键联接的类型和尺寸：

在7-4轴的结构设计中，已经选择了所用到的键，现列表如下：

序号

b

h

L
1（联轴器）

14

9

50
2（齿轮）

18

11

70

2、校核键联接的强度：
根据《机械设计基础》表9-11，由轴和齿轮材料，选取许用挤压应力[]=125MPa。
键1（联轴器）: ===87.29MPa
键2（齿轮）: ==== 38.26MPa
故满足挤压强度条件，所以所有键均符合设计要求，可用。
九、轴承的选择及寿命计算：
考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用深沟球轴承，在7-4已经选择了深沟球轴承为6211，基本尺寸为d×D×T=55mm×90mm×20mm。主要是承受径向力，由《机械设计基础》表14-6得到X=1,Y=0.
对于I轴圆周力Ft=2000/d=2000×133.04/55=4837.82N, 径向力Fr=Ft tan=4837.82×tan20O=1760.82N, P=Fr=1760.82N, X=1,Y=0
由《机械设计基础》表14-8得温度系数=1.0，球轴承=3。由《机械设计课程设计手册》表6-1查得=35.0KN。
4.09 h
从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年（年工作日为300天）。预期寿命==h=4.8×h,故所选轴承可满足寿命要求。

十、箱体结构的设计：
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用配合.
1. 机体有足够的刚度：
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H应不小于30~50mm, 取H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3. 机体结构有良好的工艺性：
铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 附件设计：
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以搬运机座或整个减速器.

5.减速器机体结构尺寸如下：

名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M18
地脚螺钉数目

查《机械课程设计指导书》表3
4
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M12
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
，，至外机壁距离

查《机械课程设计指导书》表4
26
22
18
，至凸缘边缘距离

查《机械课程设计指导书》表4
24
16
外机壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
12
齿轮端面与内机壁距离

>
12
机盖，机座肋厚

7 7
轴承端盖外径

+（5~5.5）
112（1轴）140（2轴）
轴承旁联结螺栓距离

100（1轴）100（2轴）

十一、润滑密封设计

对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度0.8m/s≤v≤12m/s，采用浸油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为 H + h ：
H=40mm , h=10mm
所以H + h =40+10=50mm
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 ,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并均匀布置，
保证部分面处的密封性。

十二、 附件设计：
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
十三、设计小节
通过次课程设计一级减速器，让我们更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我对机械行业的深入了解。通过借鉴前人的经验，和查阅设计手册，从全局考虑设计很重要。
非常感谢杨老师在课程设计过程中对我的指导，也感谢在设计过程中所有给过我帮助和讲解的同学们。
十四、参考资料
[1]机械设计课程设计/孙岩，陈晓红，熊涌主编 编号 ISBN 978-7-5640-0982-3
北京理工大学出版社 2008年12月第4次印刷。
[2]机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-019303-9
高等教育出版社 2006年5月第3次印刷。
[3]机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7
西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。
[4]机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7
西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。
[5]机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7
西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。

第 22 页 共 24 页