机械课程设计一级减速器说明书正文撰写严格执行.docx

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机械课程设计一级减速器说明书正文撰写严格执行

一、课程设计任务书

题目：

带式运输机传动装置设计

工作条件：

连续单向运转，载荷较平稳，空载启动；使用期10年，每年300个工作日，小批量生产，三班制工作，每班工作四小时，运输带速度允许误差±5%。

原始数据：

滚筒圆周力F=1500N；带速V=1.7m/s；滚筒直径D=280mm。

注意事项：

（打印时去掉）

Ø将设计人的电子版课程设计任务书（从邮箱中下载）粘贴、整理在此处；

Ø正文中的标题（一、二、三……）字体为黑体、小三号、非加粗、居中，且要求不同标题不能放在同一页，下一个标题及其内容要放在下一页；

Ø设计计算内容字体为宋体、小四号、非加粗，按照样例排版即可；

Ø行间距要求：

单倍行距；

Ø以下左侧方框内为对应标题及其设计计算过程，右侧方框对应位置写设计计算的结果或结论。

二、传动方案的拟定与分析

传动方案拟定步骤：

（打印时去掉）

Ø根据工作条件和各种传动形式的特点、性能和适用范围拟定几种（三种以上）传动方案；

Ø对已经拟定出的传动方案逐一进行分析比较（优化的过程），选出最好的一个方案作为设计方案；

Ø画出传动系统简图；

Ø设计任务书中已经给定传动方案的，该部分内容不用设计，但必须对给定方案的优缺点作出评价。

三、电动机的选择

1、电动机类型的选择

选择Y系列三相异步电动机。

2、电动机功率选择

（1）电机所需的功率：

按式（2-2），电动机所需工作效率为

按式（2-3），工作机所需效率为

（2）传动装置的总效率：

按表2-5确定各部分的效率为：

V带传动效率

=0.96，滚动轴承效率（一对）

=0.99，闭式齿轮传动效率

=0.97，联轴器传动效率

=0.99，传动滚筒效率

=0.96，代入得

=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.8587

所需电动机功率为

因载荷平稳，电动机额定功率

略大于

即可。

由第六章，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率

为3kW。

3、确定电动机转速

计算滚筒工作转速：

按《机械设计课程设计指导书》P7表1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

，取V带传动比

，则总传动比合理范围为I总=4~20。

故电动机转速的可选范围为：

。

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

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，则选n=1000r/min。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

其主要性能：

额定功率3KW；满载转速960r/min；额定转矩2.0；质量63kg。

四、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比

2、分配各级传动比

取V带传动比

，则减速器的传动比i为

五、动力学参数计算

1、计算各轴转速

2、计算各轴的功率

PI=P电机=2.97KW

PII=PI×η带=2.97×0.96=2.85KW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.85×0.99×0.97=2.74KW

3、计算各轴扭矩

TI=9.55×103PI/nI=9.55×103×2.97/960=29.55N·m

TII=9.55×103PII/nII=9.55×103×2.85/320=85.05N·m

TIII=9.55×103PIII/nIII=9.55×103×2.74/116=225.52N·m

轴名

功率P/kW

转矩T/N·m

转速

传动比

效率

输入

输出

输入

输出

n/（r/min）

i

η

电动机轴

2.97

29.55

960

一轴

2.85

2.82

85.05

84.2

320

3

0.96

二轴

2.74

2.71

225.52

223.25

116

2.758

0.96

滚筒轴

2.68

2.65

220.6

218.4

116

1

0.98

六、传动零件的设计计算

ØV带传动的设计计算

1、选择普通V带截型

由教材P156表8-7取kA=1.2

PC=KAP=1.2×2.97=3.564KW

由教材P157图8-11选用A型V带

2、确定带轮基准直径，并验算带速

由教材教材P157图8-11推荐的小带轮基准直径为：

80~100mm，

则取dd1=100mm>dmin=75mm

dd2=n1/n2·dd1=960/320×100=300mm

由教材P157表8-8，取dd2=315mm

实际从动轮转速n2’=n1·dd1/dd2=960×100/315=304.76r/min

转速误差为：

n2-n2’/n2=320-304.76/320=0.048<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适

3、确定带长和中心矩

根据教材P152式（8-20）0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）得：

0.7（100+315）≤a0≤2×（100+315）

所以有：

290.5mm≤a0≤830mm，取a0=500

由教材P158式（8-22）Ld0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0得：

Ld0=2×500+1.57（100+315）+（315-100）2/4×500=1674.66mm

根据教材P146表（8-2）取Ld=1600mm

根据教材P158式（8-23）得：

a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-1674.66）/2=463mm

4、验算小带轮包角

α1=180°-（dd2-dd1）/a×57.3°

=180°-（315-100）/463×57.3°=180°-26.6°=153.39°>120°（适用）

5、确定带的根数

根据教材P152表（8-4a）查得：

P0=0.95KW

根据教材P153表（8-4b）查得：

△P0=0.11KW

根据教材P155表（8-5）查得：

Kα=0.93

根据教材P146表（8-2）查得：

KL=0.99

由教材P158式（8-26）得：

Z=PC/Pr=PC/（P0+△P0）KαKL=3.564/（0.95+0.11）×0.93×0.99=3.6

取Z=4

6、计算轴上压力

由教材P149表8-3查得q=0.1kg/m，由教材P158式（8-27）单根V带的初拉力：

则作用在轴承的压力Fp，由教材P159式（8-28）得：

Fp=2ZF0sinα1/2=2×4×152.17×sin155.4°/2=1189.4N

Ø齿轮传动的设计计算

1、选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢调质，齿面硬度220HBS；根据教材P210表10-8选7级精度。

齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm

选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24×2.758=66.192,取66齿。

2、按齿面接触疲劳强度设计

根据教材P203式10-9a：

d1≥（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3进行计算

确定有关参数如下：

1传动比i齿=2.758

取小齿轮齿数Z1=24。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=2.758×24=66.192

实际传动比i0=66/24=2.75

传动比误差：

i-i0/I=2.758-2.75/2.758=0.29%<2.5%可用

齿数比：

u=i0=2.75

②由教材P205表10-7取φd=1.0

2转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.75/320=82070.31N·mm

④载荷系数k

取k=1

⑤许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimkHN/SH

由教材P209图10-21查得：

σHlimZ1=500MpaσHlimZ2=380Mpa

由教材P206式10-13计算应力循环次数N

N1=60njLh=60×320×1×（10×300×12）=6.912×108

N2=N1/i=6.912×108/2.75=2.51×108

由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：

KHN1=0.85KHN2=0.85

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.4

[σH]1=σHlim1KHN1/SH=500×0.852/1.4Mpa=303.57Mpa

[σH]2=σHlim2KHN2/SH=380×0.88/1.4Mpa=238.86Mpa

故得：

d1≥（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

d1=[2×1.6×8.4×104×3.758×（2.433×189.8/531.25）2/1×1.69×2.75]1/3mm=56.89mm

模数：

m=d1·cosβ/Z1=56.89×cos14°/24=2.3mm

取标准模数：

m=2mm

3、计算当量齿轮

Z1=d1cosβ/mn=d1cosβ/mn=56.89×cos14°/2=27.6

取Z1=28Z2=Z1u=28×2.758=77

4、计算齿轮传动的中心矩a

a=（Z1+Z2）mn/2cosβ=（28+77）×2/2×cos14°=108mm

5、按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arccos（Z1+Z2）mn/2a=arccos（28+77）×2/（2×108）=13.54°

因为β改变值不多，，所以参数Kβ、εα、Zh等不必修正

6、计算齿轮分度圆直径

D1=Z1·mn/cosβ=28×2/cos13.54°=57.6mm

D2=Z2·mn/cosβ=77×2/cos13.54°=158.4mm

7、计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×57.6×320/60×1000=0.96m/s

8、计算齿宽

B1=φdd1=1×57.6=57.6

B1取60，B2取65

七、轴的设计计算

Ø输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45调质，硬度217~255HBS

根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115

d≥115（2.304/458.2）1/3mm=23.84mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则：

d=23.84×（1+5%）mm=25.032

∴选d=25mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。

两轴承分别以轴肩和套筒定位。

（2）确定轴各段直径和长度

I段：

d1=25mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

II段：

d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm

∴d2=31mm

初选用7007c型角接触球轴承，其内径为35mm，宽度为14mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，

II段长：

L2=（2+20+30）=52mm

III段：

直径d3=35mm

L3=14mm

Ⅳ段：

由于

是起轴承定位作用，轴承内圈定位，高度不能超过内圈最大直径，又由于齿轮与轴做成。

所以Ⅳ段：

，

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3该段直径应取：

（35+3×2）=41mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=103.6mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求小齿轮分度圆直径：

已知d1=57.6mm

②求转矩：

已知T2=85.05N·m

3求圆周力：

Ft

根据教材P198（10-3）式得：

Ft=2T2/d2=85.05×103/57.6=1476.56N

4求径向力Fr

根据教材P198（10-3）式得：

Fr=Ft·tanα=1476.5625×tan20°=537.42N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=51.8mm

⏹绘制轴的受力简图（如图a）

⏹绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=268.71N

FAZ=FBZ=Ft/2=738.28N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为：

MC1=FAyL/2=268.71×51.8=13.92N·m

⏹绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=738.28×51.8=38.24N·m

⏹绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（13.922+38.242）1/2=40.69N·m

⏹绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=85N·m

⏹绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[40.692+（1×85）2]1/2=94.2N·m

⏹校核危险截面C的强度

由式（15-5）

σe=Mec/0.1d33=94.2/0.1×353=40.39MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

Ø输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（2.74/116）1/3=33mm

取d=33mm

2、轴的结构设计

（1）轴上的零件定位，固定和装配

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，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和联轴器依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7007c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为14mm。

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，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=158.4mm

②求转矩：

已知T3=225.52N·m

③求圆周力Ft：

根据教材P198（10-3）式得

Ft=2T3/d2=2×225.52×103/158.4=2847.47N

5求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得

Fr=Ft·tanα=2847.47×0.36379=1035.88N

6∵两轴承对称

∴LA=LB=49.3mm

⏹求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=1035.88/2=517.94N

FAZ=FBZ=Ft/2=2847.47/2=1423.735N

⏹由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=517.94×49.3/2=25.53N·m

⏹截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1423.735×49.3=70.19N·m

⏹计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2=（25.532+70.192）1/2=74.69N·m

⏹计算当量弯矩：

根据教材选α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[74.692+（1×225.52）2]1/2=237.57N·m

⏹校核危险截面C的强度由式（15-5）

σe=Mec/（0.1d3）=225.52/（0.1×353）=0.05Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

八、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命：

10×300×12=36000小时

1、计算输入轴轴承

（1）已知nⅡ=320r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=537.42N

初选两轴承为角接触球轴承7007c型

根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力

FS=0.68FR则FS1=FS2=0.68FR1=365.45N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=365.45NFA2=FS2=365.45N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=365.45N/537.42N=0.68

FA2/FR2=365.45N/537.42N=0.68

根据教材P321表13-5得e=0.68

FA1/FR1≤ex1=1FA2/FR2≤ex2=1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据教材P321表13-6取fP=1.5

根据教材P320式13-8a得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×537.42+0）=806.13N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×537.42+0）=806.13N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=806.13N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7007C型的Cr=19500N

由教材P320式13-5a得

Lh=16670/n（ftCr/P）ε=16670/320×（1×19500/806.13）3

=737350h>36000h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴轴承

（1）已知nⅢ=116r/min

Fa=0FR=FAZ=1035.88N

试选7007C型角接触球轴承

根据教材P322表13-7得FS=0.68FR，则

FS1=FS2=0.68FR=0.68×1035.88=704.4N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=704.4N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=704.4/1035.88=0.68

FA2/FR2=704.4/1035.88=0.68

根据教材P321表11-8得：

e=0.68

∵FA1/FR1≤e∴x1=1

y1=0

∵FA2/FR2≤e∴x2=1

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据表P321表13-6取fP=1.5

根据式13-8a得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×1035.88）=1553.82N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×1035.88）=1553.82N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1553.82ε=3

根据手册P717007C型轴承Cr=19500N

根据教材P320表13-4得：

ft=1

根据教材P320式13-5a得

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/116×（1×19500/1553.82）3

=284039.9h>36000h

∴此轴承合格

九、键连接的选择及校核计算

1、大带轮与轴连接采用平键连接

轴径d1=25mm，L1=50mm

查手册P51选用C型平键，得：

b=8h=7L=45

即：

键C8×45GB/T1096-2003

l=L1-b=40-4=36mmT2=48N·m

根据教材P106式6-1得

σp=4T2/dhl=4×48000/25×7×36=23.85Mpa<[σp]（110Mpa）

2、输出轴与齿轮2连接用平键连接

轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5N.m

查手册P51选用A型平键，得：

b=16h=10L=50

即：

键16×50GB/T1096-2003

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

根据教材P106（6-1）式得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]（110Mpa）

十、联轴器的选择及校核计算

联轴器选择的步骤：

1、类型选择；

2、载荷计算；

3、型号选择。

可参考教材第十四章进行

十一、减速器的润滑与密封

1、齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。

高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

2、滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑。

3、密封

轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。

十二、箱体及附件的结构设计

1、减速器结构

减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。

2、注意事项

（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；

（2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm；

（3）齿轮的齿侧间隙最小=0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；

（4）角接触球轴承7213C、7218C、7220C的轴向游隙均为0.10～0.15mm；用润滑油润滑；

（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；

（6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；

（7）减速器外表面涂灰色油漆；

（8）按减速器的实验规程进行试验。

电动机型号：

Y132S-6

PI=2.97KW

PII=2.85KW

PIII=2.74KW

TI=29.55N·m

TII=85.05N·m

TIII=225.52N·m

dd1=100mm

dd2=315mm

n2’=320r/min

V=5.03m/s

290.5mm≤a0≤830mm

取a0=500

Ld=1600mm

a=463mm

Z=4根

F0=152.17N

FQ=1189.4N

i齿=2.758

Z1=24

Z2=66

u=2.75

T1=82070.31N·mm

YFa1=2.592

YSa1=1.596

YFa2=2.236

YSa2=1.756

SF=1.25

σHlimZ1=500Mpa

σHlimZ2=380Mpa

N1=6.912×108

N2=2.51×108

KHN1=0.92

KHN2=0.98

[σH]1=303.57Mpa

[σH]2=238.86Mpa

d1=56.89mm

m=2mm

Z1=28

Z2=77

a=108mm

β=13.54°

D1=57.6mm

D2=158.4mm

V=0.96m/s

d=25mm

d1=25m

L1=50mm

d2=31mm

L2=36mm

d3=35mm

L3=58mm

d4=41mm

L4=16