一级减速器设计项目说明指导书附装配图和零件图.doc

设计说明书- 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：带式传动机传动系统设计指 导 教 师：日 期：-12-31目录一、设计任务.2二、电动机选择.2三、分配传动比.3四、V带设计.3五、直齿圆柱齿轮传动设计计算.5六、高速轴设计计算.9七、低速轴设计计算.12八、减速器铸造箱体关键结构尺寸设计.14九、轴承润滑.16十、减速器密封.16十一、齿轮润滑16十二、设计心得.16十二、参考文件.17十三、图.17一、设计任务1、设计题目带式输送机传动系统设计（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：即天天16小时 （2）要求连续工作8年，每十二个月按300天计算 （3）工作温度正常，有粉尘 （4）单向运转，不均匀载荷，中冲击，空载开启。2、设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机选择3.确定传动装置总传动比和分配传动比4.计算传动装置运动和动力参数5.一般V带设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴设计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.箱体结构设计计算过程及其说明计算结果二、 电动机选择1、电动机类型和结构选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于通常见途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，适适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求机械。2、电动机功率选择：1)查简明机械设计手册 P7 表1-13 1：V带传动效率 2：圆柱齿轮传动效率 3：齿轮传动滚动轴承（一对）效率 4：联轴器效率 5：滚筒轴承 6：（滚筒）平摩擦传动 P输出=FV/1000=6KW 总=123456 =0.960.980.980.970.980.92=0.812)电动机输入功率 P输入=P输出/=7.41kW3、确定电动机转速：1)滚筒移速 n滚=60v1000/d=90r/min2)电动机转速 依据表1-14可得 i V带=24 i减速机=46 i总=824 n电动机=n滚i总=7202160r/min4、 综合考虑电动机和传动装置尺寸、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型号电动机。三、分配传动比1)依据Y160L-8型号电机可得 n=720r/min2)实际传动比 i总=n电动机/n滚筒=83)分配传动比在满足i齿轮iV带前提下 取i带=2.67 i齿轮=34)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1=7.5Kw0.96=7.2Kw 滚筒轴功率 P2=P132=7.20.980.98=6.91Kw6)计算各级转矩 齿轮轴转矩 T1=9550P1/n1=95507.2/270=254.67Nm 滚筒轴转矩 T2=9550P2/n2=95506.91/90=733.23Nm四、V带设计1、确定计算功率Pca Pca=KAP=1.27.5kw=9kw KA：工作情况系数，见机械设计表8-8 n电动机=720r/min 2、 依据V带轮基准直径系列选择B型V带3、 确定带轮基准直径dd并验算带速v1） 查机械设计表8-7和8-9小带轮直径 dd1=140mm2） 验算带速 V=dd1n/601000=5.277m/s 因为5m/s5.277m/s25m/s所以带速适宜。3计算大带轮基准直径 dd2=idd1=2.67140=373.8mm 依据表8-9，取标准值为dd2=355mm4、确定V带中心距a0和基准长度Ld1) 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 688.25a0990 取初选带传动中心距a0=670mm2) Ld02a0+/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)/4a0=2134.788 依据书本P146表8-2得Ld=22003)计算中心距a及其改变范围 aa0+Ld-Ld0/2=702.60 amin=a-0.015Ld=669.6 amax=a+0.03Ld=768.65、验算小齿轮上包角1 1=180-（dd2-dd1）57.3/a=162.461206、确定带根数Z Z=Pca/Pr =Kca/(P0+P0)KKL=4.81 P0：单根一般V带基础额定功率 P0：单根一般V带额定功率增量 K：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-K)Pca/k2v+qv V带单位长度质量 见机械设计表8-3 K=0.95 q=0.170 F0=283.09N8、计算压力轴Fp Fp=2zF0sin1/2=2796.04N9、带轮结构设计（见机械设计图8-14） 依据电动机 Y16018 型号可得电动机轴径D0=42mm1）小带轮结构 采取实心式D=d=42 L=（1.52）d=6384mm d=35mm d1=(1.82）取d1=702）大带轮结构 采取轮幅式带轮 Dd=355 za=4 L=(1.52)d=52.570mm b1.5d L=B=70mm h1=290(p/nza)=54.58mm H2=0.8h1=43.66mm B1=0.4h1=21.832 B2=0.86=17.4656五、直齿圆柱齿轮传动设计计算1.（1）按图选择直齿圆柱齿轮传动压力角取20 （2）参考书本表106 选择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=320=602、按齿面接触疲惫强度设计(1) d1t3（2kht/d）（u+1/u）（ZHZEZ/H）2 I=u1) 确定公式中参数值 试选Kht=1.3 转矩 T1=254.67Nm 由书本P 206表107得d=1 由书本P203 图1020得ZH=2.5 由书本P202 表105 得ZE=189.8MPa 计算接触疲惫强度重合度系数Z a1=arc cosZ1cos/(Z1+2ha) =arc cos20cos20/(20+2) =31.32 a2=arc cosZ2cos/(Z2+2ha*) =arc cos60cos20/(20+2) =24.58 =Z1(tan1-tan)+Z2(tan2-tan)/2 =1.671 Z=(4-)/3=0.881 由书本P 图1025dc得小齿轮和大齿轮接触疲惫极限分别为Hlim1=570MPa Hlim2=530MPa 由图1023查去接触疲惫寿命系数 KNH1=1 KNH2=1.1 取失效概率为1% 安全系数 S=1 H1=KNH1Lim=570MPa H2=KNH2Lim=583MPa 取H1和H2中最小者作为该齿轮副接触疲惫许用应力 H1=H2=570MPa 2）试计算小齿轮分度圆直径d1t=(21.3254.671000/1)(3+1)/3(2.5189.80.881/570)2(1/3)=78.0172mm(2) 调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷前数据准备 圆周速度v V=d1tn1/（601000）=1.102m/s 齿宽b b=dd1t=78.017mm2)计算实际载荷系数KH 由机械设计表102KA=1.5 依据v，8级精度Kv=1.05 齿轮圆周力 Ft1=2T1/d1t =2254.671000/78.017 =6528N KAFt1/b=1.56528/18.017=125.51100N/mm 查表104得8级精度，小齿轮相对支撑对称部署KH=1.355 KH=KAKVKHKH =1.51.051.11.355=2.353)、分度圆直径d1=d1t3(KH/KHt)=78.1073(2.35/1.3)=95.30mmm=d1/z1=95.3/20=4.7653、按齿根弯曲疲惫强度计算(1) mt32KFtT1Y/(dz1z1）（YFaYsa/F1)确定公式中参数值 试选KFt=1.3 计算弯曲疲惫强度重合度系数 Y=0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.67=0.699 计算YFaYsa/F 由机械设计图10-17得YFa1=2.80 YFa2=2.20 由机械设计图10-18得Ysa1=1.55 Ysa2=1.78 由机械设计图10-24c得Slim1=370MPa 由机械设计图10-22得KFN1=0.88 KFN2=0.9 取弯曲疲惫安全系数 S=1.1 F1=KFN1Hlim1/S=0.88370/1.1=296MPa F2=KFN2Hlim2/S=0.9330/1.1=270MPa YFa1Ysa1/F1=2.81.55/296=0.0147 YFa2Ysa2/F2=2.21.78/270=0.0145小齿轮YFaYsa/F大于大齿轮取YFaYsa/F=0.01472）试算模数 mt3(21.3254.671000/120200.0147)=2.5（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷前数据准备 圆周速度v d1=mz=2.5720=51.4mm V=d1n1/(601000)=51.4270/(601000)=0.726m/s齿宽b b=dd1=151.4=51.4宽高比b/h h=（2ha*+c*）mt=（21+0.25）257=5.78 b/h=51.4/5.78=8.892)计算实际载荷系数KF依据v=0.726m/s 8级精度由图10-8Kv=1.02Ft1=2T/d1=2254.671000/51.4=9893N KAFt1/b=1.59.8931000/b=288.7100 由表10-3得KF=1.1由表10-4得KH=1.342结合b/h=8.89 查图10-13得KF=1.32则载荷系数 KF=KAKvKFKF =1.251.11.021.32 =1.853) m=mt3(KF/KFt)=2.573(1.85/1.3)=2.89 取实际模数m=3 按接触疲惫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=332=96 取z2=97z1和z2互为质数4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=z1m=323=96mm d2=z2m=973=291mm（2）计算中心距 a=（d1+d2）/2=（96+291）/2=193.5mm（3）计算齿轮宽度 b=dd1=196=96mm考虑不可避免安装误差，通常将小齿轮略为加宽（510）mm，即b1=101106mm 5.校核 （1）齿面接触疲惫强度校核 h=2KHT1/dd13(u+1)/uZHZEZ=22.35254.67/(1323)(3+1)/32.5189.80 0.881 =291.74MPa570MPa=H（2）齿根弯曲疲惫强度校核F1=2KFT1YFa1Ysa1Y/dm3z12 =22.57254.672.81.550.7261000/133322=149.23MPa296MPaF2=2KFT1YFa2Ysa2Y/dm3z12=22.57254.672.21.780.7261000/133972=134.65MPa270MPa6. 齿轮其它尺寸 (1)齿顶圆直径为 da1=m（z1+2）=334=102mm da2=m（z2+2) =399=297mm (2)齿根圆直径为 df1=m（z1-2.5）=329.5=88.5mm df2=m（z2-2.5）=394.5=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、高速轴设计计算1.已求得高速轴传输功率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=254.67Nm 选材：45调质钢 2. 求作用在齿轮上力 Ft=2T1/d1 = (2254.6710)/96 = 5305.625N Fr=Fttan20= 1931.09N3. 轴结构设计（1）轴段设计 由公式dminA0p/(n(1-4)和大带轮内径可得 d32mm轴，有两个键槽时应增大1015 取d1=35mm 带轮轮毂宽度为6384mm 取L1=70mm（2） 轴段设计 h=（23）c=2.43.6 d2取38mm（3）轴段是轴承安装，考虑齿轮只受轴向力和径向力 选择深沟球轴承，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）轴段为齿轮位，取d4=45mm 宽度略小于小齿轮齿宽 取L4=98mm（5） 轴段为轴环，h=（23）c，d5=53mm， 宽度等于小齿轮中心到轴套距离取L5=12mm4.键连接：大带轮和轴段间采取A型一般平键连接由机械制图附表5-12查得型号为键 1490 GB1096-键 1063 GB1096- d b h l t t1 3038 10 8 22160 5.0 3.3 4450 14 9 36160 5.5 3.85. 校验（1）FNH1 = FNH2 =Ft/2=2652.8N -Fpx245-FNV1155+Frx77.5 = 0FNV1155 = -Fpx245+Frx80 = -2796.04+1931.0977.5 =-3454NFNV2 = Fr-Fp-FNV1 =1931-2796.04+3454 =2589.05N轴承A总支承反力 FA=(FNH1FNH1+FNV1FNV1)=4355.17N轴承B总支承反力 FB=(FNH2FNH2+FNV2FNV2)=3706.82N带轮作用在轴承A弯矩 M带A=FPL=2796.0490.0577.5=253041.62Nmm轴承B作用在高速轴上弯矩 ML=2589.05x77.05=51.37Nmm在圆周方向产生弯矩 MH=FNH180=2652.8177.5=205592.775Nmm合成弯矩 MA=M带A=275409.94Nmm Mr=(MV+MH)=287279Nmm T=254.67103（2）齿轮轴和点A处弯矩较大，且轴径较小，故点A处剖面为危险剖面 W=d3/32=403/32=6283.19mm3 抗弯截面系数为WT=d3/16=403/16=12566.37mm3 最大弯矩应力A=MA/W=253041.62/6283.19=40.27MPa 扭剪应力=T1/WT=254.671000/12566.37=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=0.6，则当量应力为ca=A+4()=40.27+4(0.620.27) =47.05MPa-1强度满足要求（3）校验键 带轮处键连接挤压应力连接强度 p=4T1/d1hl=4257.6710/35.1063=46.76MPap 强度足够（4）校核轴承寿命 轴承A，B当量载荷 PA=FA=4398.22N PB=FB=3744.83NPAPB,故只需校核轴承A 轴承在100对于球轴承=3 Fp=1.2 C=PA/ft3(60nln/106) =4355.17/13(6027038400/106) =37.18KNCr=40.8轴承满足要求七、低速轴设计计算1.已知条件 P2=6.91kw n2=90r/min T2=733.23Nm d2=297 b2=96 选材 45钢（调质）2. 求作用在齿轮上力 Ft=2T2/d2=2733.231000/291=5039.38N Fr=Fttan20=1834.18N 初步确定轴最小直径 dminA3(p/n)=1053（6.91/90）=44.47mm 轴上开有俩个键槽 应增大7% d=47.58mm 取 dmin=50mm3.轴结构设计（1）轴段设计 联轴器计算转矩 Tca=KAT3 KA查表14-1 中等冲击KA=1.9 Tca=KA.T2=1.9733.23=1393.137N/m 查机械设计简明手册 选择弹性柱销联轴器L4型号 （GB/T5014-) 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）轴段设计 h=（23）c 取d2=56mm（3） 轴段和 轴段及轴段上安装轴承考虑齿轮没有轴向力存在，因 此选择深沟球轴承 选择轴承型号为6311，轴承宽度为29mm，d3=55mm 轴套宽度为15mm L3=53mm，L6=33mm（4） 轴段设计 轴段上安装齿轮，为了方便齿轮安装 长度小于大齿轮宽度，取L4=92mm d4=60mm（5） 轴段设计 轴段为轴环，依据h=（23）c，取d5=68mm L5等于大齿轮中心到轴套距离 取L5=15mm4.键连接 联轴器轴段和轴段采取A型一般平键 连接 依据机械制图可得型号为 键 14100 GB1096- 键 1880 GB1096- d b h l t t14450 14 9 36160 5.5 3.85865 18 11 50200 7.0 4.45. 校验（1） FNH1=FNH2=Ft/2=2519.69N MH=2519.6980.5=202835.045N.mm FNV1=FNV2=917.09N Mv=917.0980.5=73825.745N.mm齿轮齿宽中点所在轴截面弯矩大而且还有转矩，其抗弯截面系数 W=d/32-bt（d-t)/2d=18256.3抗扭截面系数Wt=d/16-bt(d-t)/2d=39462.05弯曲应力b =M/W=215852/18256.3=11.82MPa扭剪应力= T/WT=733.2310/39462.05=18.58MPa=(b+4()=25.23-1强度满足需求6.校核键p=4t/d2hl=4733.2310/509100=65.176p强度足够7.校验轴承寿命 轴承A，B当量载荷 PA=PB=2681.40N C=PA/ft3(60nln/106) =2681.40/13(6027038400/106) =15.87KNCr=40.8KN轴承满足要求 P=6kw 总=0.81 P输入=7.41kW n滚=90r/min iV带=24 i减速机=46 i总=824 n电动机=7202160r/min N=720r/min i总=8 i带=2.67 i齿轮=3 N1=270r/min P1=7.2kw P2=6.91kw T1=254.67Nm T2=733.23Nm Pca=9kw n电动机=720r/min dd1=140mm V=5.277m/s dd2=355mm a0=670mm Ld=2200 a=702.60 amin=669.6 amax=768.61=162.46 Z=5F0=283.09NFp=2796.04NL=6384mmd=35mmd1=70Dd2=355 za=4L=52.570mmL=B=70mmh1=54.58mmH2=43.66mmB1=21.832B2=17.4656Kht=1.3T1=254.67Nmd=1ZH=2.5Ze=189.8MPaa1=31.32a2=24.58 =1.671Z=0.881KNH1=1 KNH2=1.1H1=570MPaH2=583MPa d1t=78.0172mm V=1.102m/s b=78.017mm KA=1.5 Kv=1.05 Ft1=6528N KAFt1/b=125.51 KH=1.355 KH=2.35 d1=95.30mm m=4.765 KFt=1.3 Y=0.699YFa1=2.80 YFa2=2.20Ysa1=1.55 Ysa2=1.78Slim1=370MPaKFN1=0.88 KFN2=0.9 S=1.1F1=296MPaF2=270MPaYFa1Ysa1/F1=0.0147YFa2Ysa2/F2=0.0145m =2.57d1=51.4mmV=0.726m/sb=51.4h=5.78b/h=8.89 Kv=1.02Ft1=9893NKAFt1/b=288.7KF=1.1KH=1.342KF=1.32KF =1.85m=2.89取实际模数m=3d1=95.30mmz1=32z2=97 d1=96mm d2=291mm a=193.5mm b=96mm b1=101106mm 取b1=102 b2=96 h=291.74MPa F1=149.23MPa F2=134.65MPa da1=102mm da2=297mm df1=88.5mm df2=289.5mm结果小齿轮大齿轮193.533032979629110229788.5283.510296P1=7.2kw b=102mmT1=254.67Nm45钢 （调质）Ft= 5305.625NFr=1931.09Nd1=35mmL1=70mmd2取38mm轴承型号为6308d3=d6=40mmL3=43mmL6=27取d4=45mmL4=98mmd5=53mmL5=12mm键 1490 GB1096-键 1063 GB1096-FNH1 = 2652.8NFNV155 =-3454NFNV2 = 2589.05N图1图2FA=4355.17NFB=3706.82NM带A=253041.62NmmM=51.37NmmMH=205592.775MA=275409.94Mr=287279N*mmT=254.67x103W=6283.19mm3WT=12566.37mm3A=40.27MPa=20.27MPaca=47.05MPap=46.76MPaP1=7.2KW n1=270r/mind1=96mm b1=102mmT1=254.67选择45号钢（调质）P2=6.91kw n2=90r/minT2=733.23Nmd2=297 b2=9645钢（调质）Ft=5039.38NFr=1834.18Ndmin=50mmd1=50mmL1=110mmd2=56mmd3=d6=55mm轴承型号为6311L3=53mmL3=53mm，L6=33mmd4=60mmL4=92mmd5=68mmL5=15mm键 14100 GB1096-键 1880 GB1096-图3图4FNH1=FNH2=2519.69NMH=202835.045N.mmFNV1=FNV2=917.09NMv=73825.745N.mmW=18256.3Wt=39462.05b=11.82MPa=18.58MPa=25.23MPaPA=PB=2681.40NC=15.87KN八、减速器铸造箱体关键结构尺寸设计名称符号尺寸关系计算结果箱座壁厚d0.025a+1810箱盖壁厚d10.02a+1810箱盖凸缘厚b11.5d115箱座凸缘厚b1.5d15箱座底凸缘厚b22.5d30地脚螺钉直径df0.036a+1220地脚螺钉数目na250时，n=4 a250500，n=6a500时，n=84轴承旁联接螺栓直径d10.75df16盖和座联接螺栓直径d2(0.50.6)df12联接螺栓d2间距l150200150200轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df8检验孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df6定位销直径d(0.70.8)d28df、d1、d2至外箱壁距离C1见表“凸台及凸缘结构尺寸”26 22 18df、d2至凸缘边缘距离C2见表“凸台及凸缘结构尺寸”24 20 16轴承旁凸台半径R1C224凸台高度h依据低速级轴承座外径确定，方便于扳手操作为准52外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(510)52齿轮顶圆和内箱壁距离D1D1.2d23齿轮端面和内箱壁距离D2d10箱盖、箱座肋厚m1、m2m10.85d1，m20.85d12九、轴承润滑滚动轴承润滑剂能够是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方法能够依据齿轮圆周速度判定。因为V齿2m/s，所以均选择脂润滑。采取脂润滑轴承时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承和箱体内部隔开，且轴承和箱体内壁需保持一定距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选择通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1987），它适适用于宽温度范围内多种机械设备润滑，选择牌号为ZL-1润滑脂。十、减速器密封为预防箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在组成箱体各零件间，如箱盖和箱座间、及外伸轴输出、输入轴和轴承盖间，需设置不一样形式密封装置。对于无相对运动结合面，常见密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴密封，则需依据其不一样运动速度和密封要求考虑不一样密封件和结构。本设计中因为密封界面相对速度较小，故采取接触式密封。输入轴和轴承盖间V 3m/s，输出轴和轴承盖间也为V 3m/s，故均采取半粗羊毛毡封油圈。十一、齿轮润滑闭式齿轮传动，依据齿轮圆周速度大小选择润滑方法。圆周速度v12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池浸油润滑。采取浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度最少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离大于30-50mm。依据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达成33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。十二、设计心得 在这次课程设计作业过程中因为在设计方面我们没有经验，理论基础知识把握得不牢靠，在设计中难免会出现这么那样题目，如：在选择计算标准件时候可能会出现误差，假如是联络紧密或循序渐进计算误差会更大，在查表和计算上精度不够正确；其次：在确定设计方案，选择电动机方面就被“卡住了”，拖了很久，同学在这方面知识比较缺乏，幸好得到了老师指点，找到了方法，把题目处理了；再次，在轴设计方面也比较微弱，联轴器选择，轴受力分析等方