一级减速器设计说明书1

设计题目：带式输送机传动装置设计

一、传动方案简图

二、已知条件：

1、带式输送机的有关原始数据：

减速器齿轮类型： 直齿圆柱齿轮 ； 输送带工作拉力：F= 2.6 kN； 输送带工作速度：V= 1.2 m/s； 滚筒直径：D= 350 mm.

2、滚筒效率：η=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； 3、工作情况：使用期限12年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，载荷有轻微振动；

4、工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；

5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产； 7、动力来源：电力，三相交流，电压380／220V。

三、设计任务：

1、传动方案的分析和拟定 2、设计计算内容

1) 运动参数的计算，电动机的选择； 2) V带传动的设计计算； 3) 齿轮传动的设计计算； 4) 轴的设计与强度计算； 5) 滚动轴承的选择与校核； 6) 键的选择与强度校核； 7) 联轴器的选择。 3、设计绘图：

1）减速器装配图一张（A0或A1图纸）；

2）零件工作图2张（低速级齿轮、低速轴，A2或A3图纸）； 3）设计计算说明书1份（>6000字）； 4）减速器三维爆炸图（此项选做）。

注：提交CAD图的同学在提交图纸和说明书打印稿的同时必需提交相应电子版文件、手工绘制

的装配图草图和手写计算说明书草稿。

四、主要参考书目

[1]李育锡.机械设计课程设计[M].北京：高等教育出版社，2008. [2]濮良贵.机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.

[3]成大仙.机械设计手册（第5版）[M].北京：化学工业出版社，2007.

目 录

机械设计基础课程设计任务书………………(1) 一、传动方案的拟定及说明………………………( 2) 二、电动机的选择………………………………….(2) 三、V带的设计计算……………………………….(3) 四、齿轮的设计…………………………………….(4) 五、轴的设计及校核………………………………（8） 六、轴承的寿命校核………………………..(13) 七、键联接的选择及校核计算……………………..(15) 八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…......(16) 九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….(17) 十、设计小结……………………………………………………(17) 十一、……………………………………………………………(17)

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设计计算及说明 结 果 一.传动方案的拟定及说明 传动方案初步确定为两级减速器（包含带轮减速和一级圆柱齿轮轮 廓传动减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构拟定 传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nW，即 nw60000Vπd600001.23.14350 65.51r/min nw65.51r/min 一般常选用同步转速为1000r/min的电动机作为原动机，传动比约在13～15左右，可选用任务书中的传动方式进行设计。 二.电机的选择 1、电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列（IP44）三向异步 电动机。它为卧式全封闭结构，具有防止灰尘等其他杂物侵入电机内部 的特点。 2、电动机容量 1)、 电机所需功率ＰＷ PWFv1000WpW2 6001.210000.963.25kW Pw3.25kW 总0.913 2)、 电动机输出功率Pd Pd2传动装置的总效率 1234 式中，12...为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书【1】表3-1查得： 齿轮传动效率为η10.98,，滑动轴承传动效率为20.99，联轴器传动效率为30.99，V带传动效率40.96。则总0.980.99PW3.50.91320.990.960.913 故Pd总3.83kW Pd3.83kW 3、电动机额定功率Pm - 2 -

设计计算及说明 由【1】表17-7选取电动机额定功率Pm4.0kW 结 果 Pm4.0kW 4、电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务 书中推荐减速装置传动比范围i6~20，则 电动机转速可选范围为 nWi65.51(6~20)393.1~1310.2r/min nd2 可见同步转速为1000r/min的电动机均符合。由【1】表17-7选定电动 机的型号为Y132M1--6。主要性能如下表： 电机型号 Y132M1--6 额定功率 4.0KW 满载转速 960r/min 堵转转矩 2.0 最大转矩 2.2 nm960r/min 5、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比 1）、总传动比i总nmnw96065.5114.654（符合6设计计算及说明 高速轴Ⅰ的输入功率 P1Pm44.00.963.84 低速轴Ⅱ的输入功率 P2P1313.840.990.983.726 滚筒轴Ⅲ的输入功率 P3P2233.7260.990.993.505 结 果 P13.84kWP23.726kWP33.505kW 3.各轴输入转矩（Nm） 1）、电机轴的转矩 T9550Pmnm95504.096039.80 T39.80Nm 129.88 2）、轴Ⅰ的转矩为 T19550P1n19550P2n29550P3n395503.84282.3595503.72665.5195503.50565.51 T1129.88Nm 543.17T23）、轴Ⅱ的转矩为 T3 510.96T2543.17Nm T3510.96Nm 4）、轴Ⅲ的转矩为 将各数据汇总如下 表1 传动参数的数据表 功率P∕kW 转矩T∕(N·m) 转速n(r∕min) 传动比i 效率η 电机轴 4.0 39.80 960 3.4 0.96 轴Ⅰ 3.84 129.88 282.35 4.31 0.97 轴Ⅱ 3.726 543.17 65.51 轴Ⅲ 3.505 510.96 65.51 1 0.98 四、传动件的设计计算 1、设计带传动的主要参数 1）、 已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷 n960r/min变动小，所需传递的额定功率p=4.0kW，小带轮转速m, 大 带轮转速n1282.35r/min，传动比i13.4。 2）、设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的 材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。 3）、确定计算工率 由【2】表8-7查得工作情况系数 KA1.2 ，故 - 4 - 设计计算及说明 PcaKAP1.24kW4.8kW 结 果 KA1.2 Pca4.8kW 选择V带的带型 根据Pca、nw 由【2】图8-10选用A型。 4）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v (1)、初选小带轮的基准直径dd1 。由【2】表8-6和【2】表8-8，取小 带轮的基准直径dd1=125mm。 (2)、验算带速v。 vπdd1nw601000π125960601000≈6.28m/s dd1125mm v6.28m/s因为5m/s设计计算及说明 α1≈ 180-(dd1-dd2) 0结 果 57.339500α1133 ≈ 133 90 57.3a0 180 -(450-125) 000 P01.382kW 4)、计算单根V带的额定功率Pr 。 由dd1=125mm和nw960r/min ，查【2】表8-4a得P01.382kW。 ΔP00.112kW根据n1960r/min,i1=3.4查【2】表8-4b得P00.112kW。 Kα0.876 查【2】表8-5得K0.876，[2]表8-2得KL1.03，于是 KL1.03 Pr(P0P0)KKL(1.3820.112)0.8761.031.348kW Pr1.348kW 7)、计算V带的根数z。 zPcaPr4.81.3483.56 z4 取Z=4根。 8）、计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由【2】表8-3得A型带的单位长度质量q=0.１kg/m,所以 (F0)min500(2.5-Kα)PcaKαzvqv5002 (F0)min181.1N(2.5-0.876)4.80.87646.28 20.16.28181.1N (Fp)min1328.64N应使带的实际初拉力F0<(F0)min 9）、计算压轴力 压轴力的最小值为 (Fp)min2z(F0)minsinα1224181.1sin133201328.64N u5.160 10）、带轮结构设计(略) 2、齿轮传动设计 1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 (1)、按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (2)、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）。 (3)、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度280—320HBS,大齿轮材料为45（调质），硬度为250—290HBS。二者硬度差为40HBS左右。 (4)、选小齿轮齿数z124，齿轮传动比为i2=4.31，则大齿轮齿数 z24.3124103.44,，取z2104。 z124 z2104 2）、按齿面接触疲劳强度设计 - 6 -

设计计算及说明 由设计计算公式进行计算，即 d1t2.323行计算。 3）、确定公式内的各计算数值 (1)、试选载荷系数Kt=1.3结 果 KT1Φdu1u[ZEσH ]2进 Kt1.3 (2)、计算小齿轮传递的转矩。 T195.510P1n15 595.5103.849603.41.298810Nmm 5T11.298810Nm5 d1 (3)、由表【2】10-7选取齿宽系数d1。 (4)、由表10-6差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2 (5)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限580MPHlim2a11ZE189.8MP2 。 σHlim1650MPσHlim2580MPa4）、计算应力循环次数。 N1=60nijLh=60×757.9×1×(2×8×300×12)=2.619×109a 9 N12.61910 N2N13.22.619103.298.1810 8N28.1810 8(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.93,KHN21.01。 (2)、计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1,则 [H]1[H]2KHN1lim1KHN2σlim2SS0.93650605MPaKHN10.93 KHN21.01 [σH]1605MP aa 1.03580585.5MP[σH]2585.5MPa5）、计算 (1)、试算小齿轮分度圆直径代人[σH]中较小的值。 1.31.0851015 6.1615.16[189.8565.5]2d1t≥2.32360.435mm d1t60.453mm (2)、计算圆周速度 vd1tn160100060.435282.356010000.893m/s v0.893m/s 6）、计算齿宽。 bdd1t160.43560.435mm b60.453mm - 7 -

设计计算及说明 7）、计算齿宽与齿高之比。 模数 mtd1tz160.435242.518mm结 果 mt2.518mm h5.67mm齿高 h2.25mt2.252.5185.67mm 齿高比 bh60.4355.6710.66 bh10.66 8）、计算载荷系数。 根据v1.07m/s，7级精度，由【2】图10-8查得动载系数KV1.04; 直齿轮，KHα=KFα=1。 Kv1.04 KHα=KFα=1 由【2】表10-2查得使用系数KA=1.25。 由【2】表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHβ1.314KA=1.25 KHβ1.314。 由bh10.66，KHβ1.422查【2】图10-13得KF1.32，故载荷系数 KKAKVKHKH1.251.0411.3141.708 KF1.32 K1.708 9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1d1t3KKt60.43531.7081.366.192mm 10）、计算模数m。 md1z166.192242.758mm d166.192mm m2.758mm 11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。 m≥32KTΦ32dz1 (YFaYSa[σF]) a12）、确定公式内的各计算值： (1)、由【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1550MP大齿轮的弯曲疲劳极限σFE2390MPa，。 a(2)、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.91，KFN20.95。 σFE1550MP13)、计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳许用安全系数S=1.4，则 σFE2390MPKFN10.91 - 8 -

a设计计算及说明 [σF]1[σF]2KFN3σFE3SKFN4σFE4S0.915501.40.953901.4357.5MPa结 果 KFN20.95 264.6MPa [σF]1357.5MPa14）、计算载荷系数K。 KKAKVKFKF1.251.0411.321.716 [σF]2264.6MPK1.716 a15）、查取齿形系数。 由【2】表10-5查得 YFa12.65 ;YFa22.177。 16）、查取应力校正系数。 由【2】表10-5查得 YSa11.58 ; YSa21.793。 YFa12.65 YFa22.177 17）、计算大、小齿轮的 YFaYSa[σ]并加以比较。 YSa11.58 YSa21.793 YFa1YSa1[σF]1YFa2YSa2[σF]20.011712357.52.1771.7930.014752264.62.691.58 大齿轮的数值大。 18）、设计计算 m≥321.7161.08510124250.0147522.12mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮 直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数 2.12mm，并就近圆整为标准值为m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆 直径d166.192mm，算出小齿轮齿数 z1d1m66.1922.526.47 ，取z127 z127 z24.3127117 ，取z2139 19)、几何尺寸的计算 (1)、计算分度圆直径 d1z1m272.567.5mmd2z2m1172.5292.5mmz2117 d167.5mm (2)、计算中心距 ad1d2267.5292.52180mm d2292.5mm a180mm 20）、计算齿轮宽度 - 9 -

b67.5mm 设计计算及说明 bdd1167.567.5mm 取B173mm , B268mm。 表2 设计后传动参数的数据表 功率P∕kW 转矩T∕(N·m) 转速n(r∕min) 传动比i 效率η 电机轴 4.0 39.80 960 3.4 0.96 轴Ⅰ 3.84 129.88 282.35 4.31 0.97 轴Ⅱ 3.726 541.93 65.66 轴Ⅲ 3.505 509.93 65.66 1 0.98 结 果 B173mm B268mm 五、轴的设计计算 选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为[-1]60MPa[σ1]60MPa。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 Ft13848N 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 Ft12T1d121.29881067.5053848N , Ft22T2d225.41910347.505Fr11401N 3119NFt23119N Fr21135N Fr1Ft1tan201401N , Fr2Ft2tan201135N 1、高速轴的设计 (1)、初步确定轴的最小直径。 按公式 dminA03 P初步计算轴的最小直径。轴的材料为45钢，调质 nA01113 处理。根据【2】表15-3，取A01113。则 P1n13.84282.35 26.973mmdmin1A0131133 - 10 -

设计计算及说明 又因为高速轴Ⅰ有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴径dmin126.973(10.1)29.670mm，圆整为30mm。 (2)、轴上各段直径的初步确定。 A段:d1=32由最小直径算出。 B段：d2=35，根据毡圈油封标准，选择轴径长度35mm。 C段：d3=40，与轴承（深沟球轴承6208）配合，取轴承内径40mm。 D段：d4=44，设计非定位轴肩高度h=2mm，高速轴内径44. E段：d5=56，设计定位轴肩高度h=6mm。 F段：d6=40，与轴承（深沟球轴承6208）配合。 (3)、轴上各段所对应的长度。 AB段长度为L150mm； 结 果 dmin130mm d132mm d235mm d340mm d444mm d556mm d640mm BC段长度为L271mm； L150mm CD段长度为L342mm； L271mm DE段长度为L461mm； L342mm EF段长度为L59.5mm； L461mm FG段长度为L635mm。 (4)、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。 L59.5mm A02115 2、低速轴的设计 1)、初步确定轴的最小直径。 按公式dminA03Pn初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A02115。则 P2n23.72665.66dmin2A023115344.192mm 又因为低速轴Ⅰ有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴径为 dm，圆整为49mm。 min244.192(10.1)48.611m- 11 -

设计计算及说明 低速轴的轮廓图如上所示。 2)、轴上各段直径的初步确定。 A段：d1=48mm，与 弹性柱销联轴器配合 结 果 dmin249mm B段：d2=55mm，设定轴肩高h=3.5mm，根据油封标准选择轴径为55mm。 C段：d3=60,与轴承配合。 D段：d4=66mm，设定非轴肩高度为3mm。 E段：d5=78mm，设定轴肩高为6mm。 F段：d6=60mm,与轴承配合。 3)、轴上各段所对应的长度。 AB段长度为L1112mm； BC段长度为L252mm； CD段长度为L350mm； DE段长度为L456mm； EF段长度为L512mm； FG段长度为L635mm； 联轴器的计算转矩TcaKAT2,查【2】表14-1，取KA1.3,则 TcaKAT21.3541.93704.51Nm d148mm d255mm d360mm d466mm d578mm d660mm L1112mm L252mm 4)、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。 L350mm 六、轴承的选择及计算 1、高速轴轴承的选择及计算 1）、高速轴的轴承选取深沟球轴承6102型=31.5kn L456mm L512mm L635mm 2）、计算轴承的径向载荷 A处轴承径向力 Fr1C处轴承径向力 Fr2FNH1FNH22FNV1FNV221733182221607.51607.522364N 2430N KA1.3 2222所以在C处轴承易受破坏。 3）、轴承的校验 (1)、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故PfpFr2,查【2】表13-6得载荷系数fp1.2。 - 12 -

Tca704.51Nm Cr=31.5kn 设计计算及说明 P1.224302916N 结 果 ,其中3，则 fp1.2 (2)、假设轴承的使用寿命为两年，即预计使用计算寿命Lh23002414400h 60nLh106轴承应有的基本额定动载荷值CPC2916360282.351440010618570N18.57kNCr (3)、验算6207轴承的寿命 Lh10660n(CrP)310660282.35(315002916)70268.7h314400h P2916N Lh14000h ε3综上所得6207轴承符合设计要求。 2、低速轴的轴承选取及计算 1）、低速轴的轴承选取深沟球轴承6012型，Cr=31.5kN。 2）、计算轴承的径向载荷 FrF2NH2 C19.347kNF2NV2567.521559.521660N Lh32972.47h3）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故PfpFr,查表【2】13-6得载荷系数fp1.2。 P1.216601992N Cr=31.5kN P1992N 3）、假设轴承的使用寿命为两年，即预计使用计算寿命Lh23002414400h轴承应有的基本额定动载荷值60nLh106CP ,其中3，则 C199236065.66144001067654N7.654kNCr 4）、验算6207轴承的寿命 Lh10660n(CrP)31066065.66(315001992Lh14400h)103717.18h3 14400h 综上所得6012轴承符合设计要求。 C7.654kN七、键连接的选择及校核 1、高速轴的键连接 1）、高速轴键的选取 - 13 -

设计计算及说明 查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键， b×h×L=8×7×40。 键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表6-2P=100～120MPa。 2）、强度校核 结 果 Lh103717.18h [σP]100~120MPap2T10kld32114.6103.5x32x28373.1MPa[p] 故满足设计要求。 2、低速轴键的选取 1）、查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键，b×h×L=20×12×56，轴的直径为66mm。 键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表6-2P=100～120MPa。 2）、强度校核 p2T10kld3 σP76.03MPa 2541.931030.512(5620)6676.03MPa[p] 故也符合设计要求 八、轴的疲劳强度校核 1、高速轴的校核 1）、高速轴的受力简化图如下所示 A、C为轴承安装位置的中心，B为小齿轮安装位置的中心，D为 大带轮安装的中心位置，其中AC=129.5mm,bc=191.5mm,cd=130mm.。 2）、水平方向力的求取 水平方向受力简图如下 - 14 -

设计计算及说明 对A点求矩 FrABFNH2ACFPAD0 即 140165FNH2129.51328259.50 得 FNH2结 果 FNH2-1925.5N 由水平方向力平衡得 FNH1-FrFNH20 解得 FNH11998.5N 3)、水平方向的剪力图和弯矩图分别为 FNH11998.5N 4）、竖直方向受力简图如下 Mh1112645NmmMh2149192Nmm因为AB与BC距离相等，故FNV11827.4n Fnv22020.6n 5）、剪力图和力矩图为 - 15 -

设计计算及说明 结 果 FNV11827.4N FNV23030.6N 6）、合力矩为 7）、转矩为MV1261664Nmm M1278461Nmm 8）、判断危险截面 所以危险截面为B截面，即为齿轮安装的位置，该处轴的直径为44mm,开有A型键槽（10×8×56,t=5），此处的抗弯截面系数为 WM2250315Nmm d3320.1x44x44x448358.68mm3 对B截面进行强度校核 - 16 -

设计计算及说明 caM(T)W22结 果 52784612(0.61.2988x104667.868)2 34.59MPa[ -1]T1108500Nmm 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直d2 径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外机壁距离 df、d1、d2至凸缘边缘距c2 离 凸台高度 大齿轮顶圆与内机壁距离 小齿轮端面与内机壁距△2 离 机座肋厚 m m=0.85δ=8.5mm - 17 -

σca34.59MPa符号 δ δ1 b b1 p df n 减速器及其形式关系 0.025a+1mm8mm,取10mm 0.80.858,取8mm 1.5δ=15mm 1.5δ1=12mm 2.5δ=25mm取25mm 0.036a+12=19.47mm取20mm a<250mm,n=4 d1 12mm 10mm d3 d4 d c1 8mm 6mm 6mm 26mm,18mm,16mm 24mm,16mm、14mm h 45mm 8mm △1 10mm 设计计算及说明 启盖螺钉 轴承端盖凸缘厚度 d5 e 10mm 10mm 结 果 2、减速器附件的选择 包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊耳，吊钩，放油孔，螺塞，封油垫，毡圈，甩油环等。 十、润滑与密封 1、润滑 1）、减速器内传动零件采用浸油润滑(L-AN46GB443-1989)，加速器的滚动轴承采用油脂润滑(钙基润滑脂2号GB491-1987)。 2）、其他零件采用油脂润滑。 2、密封 1）、箱体的剖封面可用密封胶或水玻璃密封。 2）、视孔盖、放油孔处的螺塞用石棉橡胶纸进行密封。 3）、伸出轴端处采用毡圈密封。 4）、轴承端盖采用调整垫片。

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