一级减速器设计说明书

一级减速器设计说明书学院：机电工程班级：2015机电一体化（机械制造一班）姓名：陈伟学号：1558020120104指导老师：童念慈课题：一级直齿圆柱齿轮减速器设计目录一、设计任务书——————————————————————二、电动机的选择—————————————————————三、传动装置运动和动力参数计算——————————————四、V带的设计——————————————————————五、齿轮传动设计与校核——————————————————六、轴的设计与校核————————————————————七、滚动轴承选择与校核计算————————————————八、键连接选择与校核计算—————————————————九、联轴器选择与校核计算—————————————————十、润滑方式与密封件类型选择———————————————十一、设计小结—————————————————————十二、参考资料—————————————————————一、设计任务说明书1、减速器装配图1张；2、主要零件工作图2张；3、设计计算说明书原始数据：（p10表1-4）1-A输送带的工作拉力;F=2000输送带工作速度：V=1.3m/s滚筒直径：D=180工作条件：连续单向运载，载荷平稳，空载起动，使用期限15年，每年300个工作日，每日工作16小时，两班制工作，运输带速度允许误差为5%传动简图:二、电动机的选择工作现场有三相交流电源，因无特殊要求，一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机为Y系列鼠笼式三相异步交流电动机，其效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。本装置的工作场合属一般情况，无特殊要求。故采用此系列电动机。1.电动机功率选择1选择电动机所需的功率:工作机所需输出功率Pw=1000FV故Pw=10008.12000=3.60kw工作机实际需要的电动机输入功率Pd=wp其中54321查表得：1为联轴器的效率为0.982为直齿齿轮的传动效率为0.973为V带轮的传动效率为0.9654.为滚动轴承的效率为0.99故输入功率Pd=98.099.099.096.097.098.03.60=4.09KW2.选择电动机的转速76.4345014.310008.16010060nDV卷卷r/min按《机械设计手册》推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围2~5i减速器，取V带传动比4~3带i，则总传动比合理范围为I总=6~20。故电动机转速的可选范围为滚筒总电nni(6~20)x76.43=到之间查表得符合这一范围的同步转速有960和1420r/min。方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动单级减速器1Y100L1-45150014203410.8734.962Y132M-1410009604012.462.55.94根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合所以选择Y132M1-6额定功率4kw，满载转速960，功率因素0.773.传动比的计算与分配总i=带齿ii960/86=12所以齿i=4带i=3三、传动装置的运动和动力参数的计算1.计算各轴转速电机轴n=960（r/min）主动轴nI=nm/i带=960/2=480(r/min)输出轴nII=nI/i齿=480/6=80(r/min)滚筒转速nll=80（r/min）2.计算各轴的功率（KW）主动轴PI=Pd×η带=3.9×0.96=3.744KW输出轴PII=PI×η轴承×η齿轮=3.744×0.99×0.97=3.6KW3.计算各轴转矩TI=9550pl/n1=9550x3.74/480=74.41KN.mTII=9550pll/n2=9550x3.6/80=429KN.m四、V带的设计1.皮带轮传动的设计计算选择普通V带轮插《机械设计手册》得：kA=1.2Pd=KAP=1.2×4=4.8KW据Pd=4.8KW和n1=480r/min查表得：选用A型V带2.确定带轮基准直径以及中心距的确定取d1=100d2=1id带=3x100=300根据）21021(2)(7.0ddadd初选中心距为ao=8003.确定皮带长度Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2x800+3.14x(100+300)2+)100-300(24x800=1450.5查《机械技术基础》得选取相近的L=16004确定中心距2Ld)-aoaL（=800+（1600-1450)2=8755.验算小带轮包角α1=180-57.30×(dd2-dd1)/a=180-57.30x200875=165.94120所以包角符合要求6.计算皮带轮的根数Z=Pd/[(P0+△P0)KαKL]查表P0=0.97Ka=0.95KL=1.030P=0.11=4.8[0.97+0.11)x0.95x1.03=4.45所以选A型V带5根皮带轮五、齿轮的设计与校核1.选择齿轮材料与热处理所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1]表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。2.按齿面接触疲劳强度设计由d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=4取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4×20=80查表齿宽系数因为是对称分布取φd=1.13.小齿轮的转矩T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×3.744/480=74490N.mm4.载荷系数k:取k=1.25.计算循环应力次数许用接触应力[σH][σH]=σHlimZN/SHmin查表：σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天24h计算，由公式N=60njtnN1=60×480×5×300×8=345600000N2=N/u=345600000/4=86400000根据《机械设计手册》，得ZN1=1ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=49.04mm模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm查书可得，取m=2.56.计算齿轮主要尺寸分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×80mm=200mm齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b2=55mmb1=60mm7计算齿轮的圆周速度VV=πn1d1/60×1000=3.14×480×50/60×1000=1.25m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适．8.计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2=(50+200)/2=125mm9.验算齿轮的弯曲强度(1)复合齿形因数YFs查表得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(2)许用弯曲应力[σbb]=σbblimYN/SFmin(3)查表得弯曲疲劳极限σbblim应为：σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa(4）查表得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1YN2=1（5）弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：按一般可靠性要求，取SFmin=1（6)计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa(7)校核计算σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa[σbb1]σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa[σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够六、轴的设计与校核1.选择轴的材料选轴的材料为45号钢，调质处理2.轴的最小直径336][2.0/P1055.9nPCndT取C=110或][T=30计算得d37.73所以取dmin=403.轴的结构设计根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。计算2d11.0~07.0212ddd）（=48~6.43因2d必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取2d=44mm；计算3dd3=d2+（1~5）mm=45~49mm.且3d必须与轴承的内径一致，圆整3d=45mm，初选轴承型号为6209计算4dd4=d3+(1~5)mm=46~50,为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径，一般取0，2，5，8尾数，取4d=50mm；计算5d'5444422(0.07~0.1)45.6~48ddaddmmd5=d4+2(0.07~0.1)xd4=57~60取5d=58mm；计算6dd6=d3=45同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗制和减少轴承类型。从动轴长度的选取单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，安装齿轮段长度为轮毂宽度小2mm。L1=60L2=50L3=55L4=55L=65L5=10L6=704.从动轴的校核计算按许用应力校核轴的弯曲强度轴的受力简图（图A）（L=113mm）（1)求支持反力水平面支反力0.50.51446723HAHBtRRFN垂直面支反力0.50.5526263VAVBrRRFN（2)作弯矩图水平弯矩（图B）0.50.511372340850.HCHAMLRNmm垂直弯矩（图C）0.50.511326314860.VCVAMLRNmm（3）求合成弯矩，作出合成弯矩图（图E）2222486001768543469.CHCVCMMMNmm（4）.作扭矩图（图D）C点左'0.TNmmC点右213361446242928.22tdTTFNmm（5)作危险截面当量弯矩图（图E）该轴单项工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.592222()43469(0.59242928)149774.eaCCMTMNmm(6)校核危险截面轴径45号优质碳素钢调质处理时，查《机械设计基础》650bMp360sMp280eMp160bMPa33min114977429.20.10.160eaCCbMdmmC剖面的轴径35029.2dmmmm故：强度足够5.主动轴校核计算同理d1=c113nP=115x0.3555=35d2=38d3=40d4=45d5=50d6=40L1=45L2=42L3=46L4=55L5=10L6=42七、滚轴承的选择与校核计算1.从动轴的滚动轴承选择与校核初步选择6209滚动轴承尺寸如表1寿命计划：轴承代号尺寸/mmdDB6209458519要求轴承寿命：（5年，按每年工作365天，每班工作24个小时）243655L=43800h计算选用轴承寿命查《机械零件设计手册》基本额定动负荷6.25rCKN动载荷系数1X0Y当量动载荷34.6