一级减速器设计说明书(附装配图和零件图)

设计说明书2015-2016学年第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：带式传动机的传动系统设计指导教师：日期：2015-12-311目录一、设计任务..........................................…………….……………………………2二、电动机的选择….................……………………………..................…………2三、分配传动比…….…………………..............................................…………3四、V带设计…………………………….................................................………3五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算……………....................…………………5六、高速轴的设计计算……………………………………......................…….……9七、低速轴的设计计算…..…………………....................................….…….12八、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计………..…………………….………14九、轴承的润滑………………………….........………………………….…………….16十、减速器的密封…………………………..........……………………………………….16十一、齿轮的润滑……………………………………………………………………………16十二、设计心得……………………………………....………………………………………16十二、参考文献………………....……………………………………………………………17十三、图………………....………………………………………………………………………172一、设计任务1、设计题目带式输送机的传动系统设计（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：即每天16小时（2）要求连续工作8年，每年按300天计算（3）工作温度正常，有粉尘（4）单向运转，不均匀载荷，中的冲击，空载启动。2、设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.普通V带设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴的设计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.箱体结构的设计计算过程及其说明计算结果二、电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的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，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机功率选择：1)查简明机械设计手册P7表1-13η1：V带传动效率η2：圆柱齿轮传动效率η3：齿轮传动滚动轴承（一对）效率η4：联轴器效率η5：滚筒轴承η6：（滚筒）平摩擦传动P输出=FV/1000=6KWη总=η1·η2·η3·η4·η5·η6=0.96×0.98×0.98×0.97×0.98×0.92=0.812)电动机输入功率P输入=P输出/η=7.41kWP=6kwη总=0.81P输入=7.41kW33、确定电动机转速：1)滚筒移速n滚=60v·1000/πd=90r/min2)电动机转速根据表1-14可得iV带=2~4i减速机=4~6∴i总=8~24n电动机=n滚·i总=720~2160r/min4、综合考虑电动机和传动装置的尺寸、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型号的电动机。三、分配传动比1)根据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带的前提下取i带=2.67i齿轮=34)计算各级转速齿轮轴1转速iV带=n电动机/N1N1=270r/min滚筒轴2转速i齿轮=n1/n2N2=90r/min=n滚筒5)计算各级功率齿轮轴功率P1=P输入·η1=7.5Kw·0.96=7.2Kw滚筒轴功率P2=P1·η3·η2=7.2·0.98·0.98=6.91Kw6)计算各级转矩齿轮轴转矩T1=9550·P1/n1=9550·7.2/270=254.67N·m滚筒轴转矩T2=9550·P2/n2=9550·6.91/90=733.23N·m四、V带设计1、确定计算功率PcaPca=KA·P=1.2×7.5kw=9kwKA：工作情况系数，见机械设计表8-8n电动机=720r/min2、根据V带轮的基准直径系列选择B型V带n滚=90r/miniV带=2~4i减速机=4~6i总=8~24n电动机=720~2160r/minN=720r/mini总=8i带=2.67i齿轮=3N1=270r/minP1=7.2kwP2=6.91kwT1=254.67N·mT2=733.23N·mPca=9kwn电动机=720r/min43、确定带轮的基准直径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=πdd1·n/60·1000=5.277m/s因为5m/s≤5.277m/s≤25m/s所以带速合适。3计算大带轮的基准直径dd2=idd1=2.67×140=373.8mm根据表8-9，取标准值为dd2=355mm4、确定V带的中心距a0和基准长度Ld1)0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)688.25≤a0≤990取初选的带传动中心距a0=670mm2)Ld0≈2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)²/4a0=2134.788根据课本P146表8-2得Ld=22003)计算中心距a及其变化范围a≈a0+Ld-Ld0/2=702.60amin=a-0.015Ld=669.6amax=a+0.03Ld=768.65、验算小齿轮上的包角α1α1=180°-（dd2-dd1）57.3°/a=162.46°≥120°6、确定带的根数ZZ=Pca/Pr=Kca/(P0+∆P0)KαKL=4.81P0：单根普通V带的基本额定功率∆P0：单根普通V带额定功率的增量Kα：包角修正系数见机械设计表8-6kL：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F0F0=500(2.5-Kα)Pca/kα2v+qv²V带单位长度的质量见机械设计表8-3Kα=0.95q=0.170F0=283.09N8、计算压力轴FpFp=2zF0sinα1/2=2796.04N9、带轮结构设计（见机械设计图8-14）根据电动机Y1601—8型号可得电动机轴径D0=42mm1）小带轮结构采用实心式D=d=42L=（1.5~2）d=63~84mmd=35mmd1=(1.8~2）取d1=702）大带轮结构采用轮幅式带轮Dd=355za=4L=(1.5~2)d=52.5~70mmdd1=140mmV=5.277m/sdd2=355mma0=670mmLd=2200a=702.60amin=669.6amax=768.6α1=162.46°Z=5F0=283.09NFp=2796.04NL=63~84mmd=35mmd1=70Dd2=355za=4L=52.5~70mm5b﹤1.5dL=B=70mmh1=290³√(p/nza)=54.58mmH2=0.8h1=43.66mmB1=0.4h1=21.832B2=0.86=17.4656五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算1.（1）按图选用直齿圆柱齿轮传动压力角取20º（2）参考课本表10—6选用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=3·20=602、按齿面接触疲劳强度设计(1)d1t≥3√[（2kht/Φd）·（u+1/u）·（ZH·ZE·ZΣ/[σH]）2]I=u1)确定公式中的参数值①试选Kht=1.3②转矩T1=254.67N·m③由课本P206表10—7得Φd=1④由课本P203图10—20得ZH=2.5⑤由课本P202表10—5得ZE=189.8MPa⑥计算接触疲劳强度重合度系数ZΣαa1=arccos[Z1·cosα/(Z1+2ha)]=arccos[20·cos20/(20+2)]=31.32°αa2=arccos[Z2·cosα/(Z2+2ha*)]=arccos[60·cos20º/(20+2)]=24.58°Σα=[Z1(tanα1-tanα’)+Z2(tanα2-tanα’)]/2π=1.671ZΣ=√[(4-Σα)/3]=0.881⑦由课本P图10—25dc得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=570MPaσHlim2=530MPa由图10—23查去接触疲劳寿命系数KNH1=1KNH2=1.1取失效概率为1%安全系数S=1[σH]1=KNH1·σLim=570MPa[σH]2=KNH2·σLim=583MPa取[σH]1和[σH]2中的最小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力L=B=70mmh1==54.58mmH2=43.66mmB1=21.832B2=17.4656Kht=1.3T1=254.67N·mΦd=1ZH=2.5Ze=189.8MPaαa1=31.32°αa2=24.58°Σα=1.671ZΣ=0.881KNH1=1KNH2=1.1[σH]1=570MPa[σH]2=583MPa6[σH]1=[σH]2=570MPa2）试计算小齿轮分度圆直径d1t=[(2·1.3·254.67·1000/1)·(3+1)/3·(2.5·189.8·0.881/570)2](1/3)=78.0172mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备①圆周速度vV=πd1t·n1/（60·1000）=1.102m/s②齿宽bb=Φdd1t=78.017mm2)计算实际载荷系数KH①由机械设计表10—2的KA=1.5②根据v，8级精度的Kv=1.05③齿轮圆周力Ft1=2T1/d1t=2×254.67×1000/78.017=6528NKAFt1/b=1.5×6528/18.017=125.51＞100N/mm查表10—4得8级精度，小齿轮相对支撑对称布置KHβ=1.355∴KH=KA·KV·KHα·KHβ=1.5×1.05×1.1×1.355=2.353)、分度圆直径d1=d1t3√(KH/KHt)=78.107×3√(2.35/1.3)=95.30mmm=d1/z1=95.3/20=4.7653、按齿根弯曲疲劳强度计算(1)mt≥3√[2KFt·T1·YΣ/(Φd·z1·z1）·（YFa·Ysa/[σF]]1)确定公式中的参数值①试选KFt=1.3②计算弯曲疲劳强度重合度系数YΣ=0.25+0.75/Σa=0.25+0.75/1.67=0.699③计算YFa·Ysa/[σF]由机械设计图10-17得YFa1=2.80YFa2=2.20由机械设计图10-18得Ysa1=1.55Ysa2=1.78由机械设计图10-24c得σSlim1=370MPa由机械设计图10-22得KFN1=0.88KFN2=0.9取弯曲疲劳安全系数S=1.1[σF]1=KFN1·σHlim1/S=0.88×370/1.1=296MPa[σF]2=KFN2·σHlim2/S=0.9×330/1.1=270MPaYFa1·Ysa1/[σF]1=2.8×1.55/296=0.0147YFa2·Ysa2/[σF]2=2.2×1.78/270=0.0145d1t=78.0172mmV=1.102m/sb=78.017mmKA=1.5Kv=1.05Ft1=6528NKAFt1/b=125.51KHβ=1.355KH=2.35d1=95.30mmm=4.765KFt=1.3YΣ=0.699Y