《一級減速器設計說明書一級減速器設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《一級減速器設計說明書一級減速器設計（30頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 機械設計課程設計 說 明 書 設計題目： 一級直齒圓柱齒輪減速器 班級學號： 學生姓名： 指導老師： 完成日期： 整理為word格式 設計題目：一級直齒圓柱齒輪減速器

2、一、傳動方案簡圖 二、已知條件： 1、有關原始數據： 運輸帶的有效拉力：F=1.47 KN 運輸帶速度：V=1.55m/S 鼓輪直徑：D=310mm 2、工作情況：使用期限8年，2班制（每年按300天計算），單向運轉，轉速誤差不得超過±5%，載荷平穩(wěn)； 3、工作環(huán)境：灰塵； 4、制造條件及生產批量：小批量生產； 5、動力來源：電力，三相交流，電壓380／220V。 三、設計任務： 1、傳動方案的分析和擬定 2、設計計算內容 1) 運動參數的計算，電動機的選擇； 3) 帶傳動的

3、設計計算； 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： 1）減速器裝配圖一張； 2）減速器零件圖二張； 整理為word格式 目 錄 一、傳動方案的擬定及說明 4 二、電機的選擇 4 1、電動機類型和結構型式 4 2、電動機容量 4 3、電動機額定功率 4 4、電動機的轉速 4 5、計算傳動裝置的總傳動 5 三、計算傳動裝置的運動和動力參數 5 1．各軸轉速 5 2.各軸輸入功率為

4、() 5 3.各軸輸入轉矩（Nm） 5 四、傳動件的設計計算 6 1、設計帶傳動的主要參數 6 2、齒輪傳動設計 8 五、軸的設計計算 11 1、高速軸的設計 11 2、低速軸的設計 12 六、軸的疲勞強度校核 14 1、高速軸的校核 14 2、低速軸的校核 14 七、軸承的選擇及計算 16 1、高速軸軸承的選擇及計算 16 2、低速軸的軸承選取及計算 16 八、鍵連接的選擇及校核 17 1、高速軸的鍵連接 17 2、低速軸鍵的選取 17 九、聯(lián)軸器的選擇 18 十、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇 18 1、鑄件減速器機體結構尺寸計算表 18

5、2、減速器附件的選擇 22 十一、潤滑與密封 22 1、潤滑 23 2、密封 23 十二、參考文獻 24 整理為word格式 設計計算及說明 結果 1. 傳動方案的擬定及說明 傳動方案初步確定為兩級減速（包含帶傳動減速和一級圓柱齒輪傳動減速），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，即 =95.54 r/min 2. 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

6、止灰塵等其他雜物侵入電機內部的特點。 2、電動機容量 1)、 工作機所需功率ＰＷ =2.28 KW 2)、 電動機輸出功率 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至滾筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由參考書【1】表3-1查得： 齒輪傳動效率為，滾動軸承傳動效率為，聯(lián)軸器傳動效率為，帶傳動效率，工作機效率包含軸承。則=0.867 故=2.63 KW 3、 電動機額定功率 由【1】表17-7選取電動機額定功率 整理為word格式 設計計算及說明 結果 4、電動機的轉速 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

7、減速裝置(包括V帶和一級減速器)傳動比范圍，則 電動機轉速可選范圍為 573.25 —1910.83 r/min 可見同步轉速為1000r/min的電動機均符合。由【1】表17-7選定電動機的型號為Y132S--6。主要性能如下表： 電機型號 額定功率 滿載轉速 堵轉轉矩 最大轉矩 Y132S--6 3KW 960r/min 2.0 2.2 5、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 1）、總傳動比=10.05 （符合6<<24） 2)、分配傳動比 取帶傳動的傳動比2.50 ，則齒輪的傳動比4.02 三、計算傳動裝置的運動和動力參數 1．各軸轉速

8、減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：Ⅰ軸、Ⅱ軸，滾筒軸為Ⅲ軸。 各軸的轉速為（r/min） 高速軸Ⅰ的轉速 384.00 低速軸Ⅱ的轉速 384.00 /4.02 =95.54 滾筒軸Ⅲ的轉速 95.54 2.各軸輸入功率為() 整理為word格式 設計計算及說明 結果 高速軸Ⅰ的輸入功率 2.52 低速軸Ⅱ的輸入功率 2.42 滾筒軸Ⅲ的輸入功率 2.37 3.各軸輸入轉矩（Nm） 1）、軸Ⅰ的轉矩為 62.72 2）、軸Ⅱ的轉矩為

9、 242.06 3）、軸Ⅲ的轉矩為 237.24 將各數據匯總如下 表1 傳動參數的數據表 軸Ⅰ 軸Ⅱ 軸Ⅲ 轉速n(r∕min) 384.00 95.54 95.54 功率P∕kW 2.52 2.42 2.37 轉矩T∕(N·m) 62.72 242.06 237.24 四、傳動件的設計計算 1、設計帶傳動的主要參數 已知帶傳動的工作條件：兩班制工作，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，所需傳

10、遞的額定功率p=2.63 kw小帶輪轉速960.00 r/min 大帶輪轉速384.00 r/min，傳動比2.50 。 設計內容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經選擇了V帶傳動，所以帶的設計按V帶傳動設計方法進行） 整理為word格式 設計計算及說明 結果 1）、計算功率 =1.1×2.63 =2.89 kw 2)、選擇V帶型 根據、由圖8-10《機械設計》p157選擇A型帶（d1=112—140mm） 3）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v (1)、初選小帶輪的基準直徑，由（《機械設

11、計》p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑 （2）、驗算帶速v 6.28 m/s 因為5m/s<6.28 m/s<30m/s,帶輪符合推薦范圍 （3）、計算大帶輪的基準直徑 根據式8-15 ， 初定=315mm （4）、確定V帶的中心距a和基準長度 a、 根據式8-20 《機械設計》p152 0.7 0.7 308a880 初定中心距=600 mm b、由式8-22計算帶所需的基準長度 =2+ =2×600 +π×0.5×（125+315 ）+（315

12、-125）（315-125）/4×600 ＝1906mm 由表8-2先帶的基準長度=1950mm c.計算實際中心距 整理為word格式 設計計算及說明 結果 a＝+( -)/2＝600+（1950-1906）/2＝622mm 中心距滿足變化范圍:308—880 mm （5）.驗算小帶輪包角 ＝180°-（-）/a×57.3° ＝180°-（315-125）/600 ×57.3° ＝162°>90° 包角滿足條件 （6）.計算帶的根數 單根V帶所能傳達的功率 根據=960r/min 和=125mm 表8-4a 用插值法求

13、得=1.37kw 單根v帶的傳遞功率的增量Δ 已知A型v帶，小帶輪轉速=960r/min 轉動比 i==/=2 查表8-4b得Δ=0.11kw 計算v帶的根數 查表8-5得包角修正系數=0.96,表8-2得帶長修正系數=0.99 =(+Δ)××=(1.37+0.11) ×0.96×0.99=1.41KW Z= =2.89 /1.41=2.05 故取3根. （7）、計算單根V帶的初拉力和最小值 ＝500*+qVV=178.9N 對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=268N 對于運轉后的V帶,初拉力為:1.3=232.5N （8）．計算

14、帶傳動的壓軸力 整理為word格式 設計計算及說明 結果 =2Zsin(/2)=1064.8N （9）.帶輪的設計結構 A.帶輪的材料為:HT200 B.V帶輪的結構形式為:腹板式. C．結構圖 （略） 2、齒輪傳動設計 1）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數 (1)、按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2)、帶式機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB10095—88）。 (3)、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料40Cr（調質），硬度280—320HBS,大齒輪材料為45（調質），硬度為250—290HBS。二者硬度差為4

15、0HBS左右。 (4)、選小齒輪齒數，齒輪傳動比為i2=4.02 ，則大齒輪齒數 24×4.02 =96.46 ，取96 。 2）、按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行計算，即進行計算。 3）、確定公式內的各計算數值 (1)、試選載荷系數 (2)、計算小齒輪傳遞的轉矩。 62.72 nm (3)、由表【2】10-7選取齒寬系數。 (4)、由表10-6差得材料的彈性影響系數, (5)、由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 4）、計算應力循環(huán)次數。 整理為word格式 設計計算及說明 結果 (1

16、)、由【2】圖10-19取接觸疲勞壽命系數。 (2)、計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%，安全系數S=1,則 5）、計算 (1)、試算小齒輪分度圓直徑代人中較小的值。 =51.12 mm (2)、計算圓周速度 1.03 m/s 6）、計算齒寬。 1×51.12 =51.12 mm 7）、計算齒寬與齒高之比。 模數 51.12 /24=2.13 mm 齒高 2.25×2.13 =4.79 mm 齒高比 51.12 /4.79 =

17、10.67 8）、計算載荷系數。 根據1.03 m/s，9級精度，由【2】圖10-8查得動載系數; 直齒輪，。 由【2】表10-2查得使用系數。 整理為word格式 設計計算及說明 結果 由【2】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，。 由，查【2】圖10-13得，故載荷系數 9）、按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 55.99 mm 10）、計算模數m。 55.99 /24=2.33 11）、按齒根彎曲疲勞校核公式對小齒輪進行設計。 12） 、確定公式內的各計算值： (1)、由【2】圖10-20c查得小齒

18、輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。 (2)、由【2】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，。 13)、計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞許用安全系數S=1.4，則 14）、計算載荷系數K。 15）、查取齒形系數。 由【2】表10-5查得 。 16）、查取應力校正系數。 整理為word格式 設計計算及說明 結果 由【2】表10-5查得 。 17）、計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數值大。 18）、設計計算 1.77 mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決

19、于彎曲彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲疲勞強度算得的模數1.77 mm，并就近圓整為標準值為m=2.0 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑55.99 mm，算出小齒輪齒數 55.99 /2=28.00 ，取28 4.02 ×28 =112.54 ，取112 19)、幾何尺寸的計算 (1)、計算分度圓直徑 d1=28 ×2.0 =56.0 mm d2=112 ×2.0 =224.0 mm (2)、計算中心距 56.0 +224.0 /

20、2=140.0 mm 20） 、計算齒輪寬度 1×56.0 =56.0 mm 取b2=56 mm,b1=61 mm。 整理為word格式 設計計算及說明 結果 5、 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。為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。 第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為 1、高速軸的設計 (1)、初步確定軸的最小直徑。 按公式 初步計算軸的最小直徑。軸的材料為45鋼，調質處理。根據【2】表15-3，取。則

21、 又因為高速軸Ⅰ有1個鍵槽，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。故軸應相應地增大5%-10%?，F將軸增大6%。則增大后的最小軸徑，取為25mm。 (2)、軸上各段直徑的初步確定。 A段:d1=25由最小直徑算出。 B段：d2=32，根據氈圈油封標準。 C段：d3=35，與軸承（深溝球軸承6207）配合，取軸承內徑35mm。 D段：d4=40，設計非定位軸肩高度h=2.5mm，高速軸內徑40。 E段：d5=56，高速軸齒輪分度圓直徑56。 F段：d6=40，設計定位軸肩高度h=2.5mm。 整理為word格式 設計計算及說明 結果 G段：d7=35，與軸承

22、（深溝球軸承6207）配合。 (3)、軸上各段所對應的長度。 A段長度為；根據帶輪輪轂寬度 B段長度為；根據氈圈油封標準。 C段長度為；由軸承（深溝球軸承6207）寬度及檔油環(huán)寬度決定， D段長度為；定位軸肩 E段長度為；齒輪齒寬 F段長度為；定位軸肩 G段長度為。由軸承（深溝球軸承6207）寬度及檔油環(huán)寬度決定 (4)、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。 按公式初步計算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取。則 32.31 mm 又因為低速軸

23、Ⅰ有兩個鍵槽，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。故軸應相應地增大6%-10%?，F將軸增大6%。則增大后的最小軸徑為32.31 ×1.06=34.25 mm，圓整為38mm。 整理為word格式 設計計算及說明 結果 低速軸的輪廓圖如上所示。 2)、軸上各段直徑的初步確定。 A段：d1=38mm，與彈性柱銷聯(lián)軸器配合 B段：d2=43mm，設定軸肩高h=2.5mm。 C段：d3=45,與軸承配合。 D段：d4=50mm，設定非軸肩高度為2.5mm。 E段：d5=55mm，設定軸肩高為2.5mm。 F段：d6=45mm,與軸承配合。 3)、軸上各段所對應

24、的長度。 A段長度為；根據彈性柱銷聯(lián)軸器寬度 B段長度為；根據軸肩與箱體之間的距離 C段長度為；根據軸承的寬度與檔油環(huán)寬度 D段長度為；齒輪齒寬減速2mm E段長度為；定位軸肩 F段長度為；根據軸承的寬度與檔油環(huán)寬度 4)、各軸段的倒角設計按【2】表15-2（零件倒角C與圓角半徑R的推薦值）進行設計。 六、軸的疲勞強度校核 1、高速軸的校核 Ft，Fr的方向如下圖所示 整理為word格式 設計計算及說明 結果 （1）軸支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2

25、 =1119.91 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124=458N （2）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=41.09 Nm 合成彎矩： （3）畫轉矩圖： T= Ft×d2/2=62.72 Nm （4）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：

26、 （5）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =54.912×1000/(0.1×453)=6.026 Nm<［σ-1］ 整理為word格式 設計計算及說

27、明 結果 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下： 2、低速軸的校核 （1）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1080.62 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 430N （2）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= 119.72 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=59.86 Nm 整理為word格式 設計計算及

28、說明 結果 合成彎矩： （3）畫轉矩圖： T= Ft×d2/2=242.06 Nm （4）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （5）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=330.7Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =330.7×1000/(0.1×653)=12.04 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅

29、受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =302.4×1000/(0.1×503)=24.19Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下： 整理為word格式 設計計算及說明 結果 七、軸承的選擇及計算 1、高速軸軸承的選擇及計算 1）、高速軸的軸承選取深溝球軸承6207型Cr=31.5kN 2）、計算軸承的徑向載荷 A處軸承徑向力 C處軸承徑向力 所以在

30、C處軸承易受破壞。 3）、軸承的校驗 (1)、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查【2】表13-6得載荷系數。 整理為word格式 設計計算及說明 結果 (2)、軸承的使用壽命為8年，2班制，即預計使用計算壽命 軸承應有的基本額定動載荷值 ,其中，則 (3)、驗算6207軸承的壽命 綜上所得6207軸承符合設計要求。 2、低速軸的軸承選取及計算 1）、低速軸的軸承選取深溝球軸承6209型，Cr=31.5kN。 2）、計算軸承的徑向載荷 3）、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查表【2】13-6得載荷系數。

31、軸承的使用壽命為8年，即預計使用計算壽命軸承應有的基本額定動載荷值 ,其中，則 4）、驗算6209軸承的壽命 整理為word格式 設計計算及說明 結果 綜上所得6209軸承符合設計要求。 八、鍵連接的選擇及校核 1、高速軸的鍵連接 1）、高速軸鍵的選取 查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，b×h×L=8×7×42。 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=100～120MPa。 2）、強度校核 故滿足設計要求。 2、低速軸鍵的選取 1）、連接大齒輪的鍵：查【1】表14

32、-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，b×h×L=14×9×41，軸的直徑為50mm。 連接聯(lián)軸器的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，b×h×L=12×8×63，軸的直徑為36mm。 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=100～120MPa。 2）、強度校核 故也符合設計要求 九、聯(lián)軸器的選擇 整理為word格式 設計計算及說明 結果 在減速器輸出軸與卷筒之間聯(lián)接用的聯(lián)軸器。查表得選用Lx2型號的軸孔直徑為38的彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩Tn=560N

33、·m K=1.3 242.06 nm Tc=1.3xT2=314.68 N·m 選用Lx2型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱尺寸轉矩=560，<。采用J型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=30~40，選d=38，軸孔長度L=82 十、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇 1、鑄件減速器機體結構尺寸計算表 名稱 符號 減速器及其形式關系 機座壁厚 δ 0.025a+1mmmm,取8mm 機蓋壁厚 δ1 ,取8mm 機座凸緣厚度 b 1.5δ=12mm 機蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1=12mm 機座底凸緣厚度 p 2.5δ=20mm取20mm 地腳螺釘直徑

34、 df 0.036a+12=17.47mm取20mm 地腳螺釘數目 n a<250mm,n=6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 12mm 機蓋與機座連接螺栓直徑 d2 10mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8mm 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 6mm 整理為word格式 設計計算及說明 結果 定位銷直徑 d 6mm df、d1、d2至外機壁距離 c1 26mm,18mm,16mm df、d1、d2至凸緣邊緣距離 c2 24mm,16mm、14mm 凸臺高度 h 45mm 大齒輪頂圓與內機壁距離 △1 8mm 小齒輪端面與內

35、機壁距離 △2 10mm 機座肋厚 m m=0.85δ=8.5mm 啟蓋螺釘 d5 10mm 軸承端蓋凸緣厚度 e 10mm 2、減速器附件的選擇 包括：軸承蓋，窺視孔，視孔蓋，油標，通氣孔，吊耳，吊鉤，放油孔，螺塞，封油墊，氈圈，甩油環(huán)等。 十一、潤滑與密封 1、潤滑 1）、減速器內傳動零件采用浸油潤滑(L-AN46GB443-1989)，減速器的滾動軸承采用油潤滑。 2）、其他零件采用油脂潤滑。 2、密封 1）、箱體的剖封面可用密封膠或水玻璃密封。 2）、視孔蓋、放油孔處的螺塞用石棉橡膠紙進行密封。 3）、伸出軸端處采用氈圈密封。 整理為word格式 設計計算及說明 結果 4）、軸承端蓋采用調整 十二、參 考 文 獻 [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（第九版）[M].北京：高等教育出版社，2012. [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. 友情提示：本資料代表個人觀點，如有幫助請下載，謝謝您的瀏覽！ 整理為word格式