机械设计课程设计一级减速器设计说明书Word格式文档下载.docx
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1•各轴转速
2.各轴输入功率为（kW）
3.各轴输入转矩（nm
四、传动件的设计计算
1、设计带传动的主要参数
2、齿轮传动设计
12
3、链传动设计
五、联轴器的设计13
六、轴的设计计算
1、高速轴的设计
2、低速轴的设计
七、轴承的选择及计算
1、高速轴轴承的选择及计算
2、低速轴的轴承选取及计算
八、键连接的选择及校核
1、高速轴的键连接20
2、低速轴键的选取20
九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择20
1、铸件减速器机体结构尺寸计算表21
2、减速器附件的选择22
十、润滑与密封22
1、润滑22
2、密封22
十一、设计小结22
十二、参考文献23
」、传动方案的拟定及说明
传动方案初步确定为三级减速（包含带轮减速、一级圆柱齿轮传动减速和链传动
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
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，选用一般用途的丫系列（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PwPwFV4.50.823.69<
W
2）、电动机输出功率PdRp
传动装置的总效率
式中，12…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：
动效率4
0.93,联轴器传动效率为50.99，卷筒传动效率60.96。
则
4
12
345=0.7513
故PdPW
总
3.69
4.91kW
0.7513
V带传动效率10.95，滚动轴承传动效率为
2
0.98，齿轮传动效率为n0.97,链传
3、电动机额定功率Pm
由【1】表17-7选取电动机额定功率巳5.5kW
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（包括V带、一级减速器和链传动）传动比范围
i（2~4）（3~6）（2~4）12~96，贝U
电动机转速可选范围为
可见同步转速为1500r/min的电动机符合。
由【1】表17-7选定电动机的型号为
Y132S--4。
主要性能如下表:
三、计算传动装置的运动和动力参数
1•各轴转速
减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：
1轴、U轴，链轮轴为川轴、卷筒轴
各轴的转速为（r/min）
高速轴I的转速ni血1440576
i12.5
低速轴U的转速
匕匹118.76
i24.85
链轮轴川的转速
n3
巳/2.5118.76/2.547.5
卷筒轴的转速
n4=n3=47.5
2.各轴输入功率为（kW）
高速轴I的输入功率
P1Pm
4.910.954.6645
低速轴U的输入功率
P2
4.66450.980.974.434
链轮轴川的输入功率
4.4340.980.934.04
卷筒轴的输入功率
P3
4.040.98
0.993.92
3.各轴输入转矩（N
m）
1）、
轴I的转矩为
9550
95504.6645
576
77.34
2）、
轴U的转矩为
T2
9550P2
95504.434
n2
118.76
356.56
3）、
轴川的转矩为
9550P3
空3812.25
47.5
4）、
卷筒轴的转矩为
9550P4
T4
n4
788.13
将各数据汇总如下
表1传动参数的数据表
四、传动
算
1、设计带参数
已知带传件：
两班续单向运动，所需功率带轮转速
轴I
轴U
轴川
卷筒
轴
功
4.664
4.43
4.04
3.92
率P
5
/
kW
转
77.3
356.
812.
788.
矩T
56
25
13
（N
•m）
118.
速
76
n（r
min
）
大带轮转速n2576r/m，传动比ii2.5。
件的设计计
传动的主要
动的工作条制工作，连转，稍有波传递的额定
p=4.91kw小
n11440r/m
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（因为之前已经选择了V带传动，所以带的设计按
V带传动设计方法进行）
1）、计算功率PaPa=KAP1.34.91kw6.383kw
2）、选择V带型根据pa、ni由图8-10《机械设计》p157选择B型带（d1=125-140mm
3）、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dd，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径dd125mm
（2）、验算带速v
因为5m/s<
9.42m/s<
30m/s,带轮符合推荐范围
（3）、计算大带轮的基准直径根据式8-15
dd2idd12.5125mm312.5mm,
初定dd2=315mm
（4）、确定V带的中心距a和基准长度Ld
a、根据式8-20《机械设计》p152
0-7（dd1dd?
）a02（dd1dd?
0.7（125315）a02（125315）
308
a880
初定中心距a°
=500mm
b、由式8-22计算带所需的基准长度
l0=2a°
+idd1dd2
dd1dd2
4a。
=2X500+nX0.5X（125+315）+（315-125）（315-125）14X500=1597mm
由表8-2先带的基准长度
ld=1600mm
c.计算实际中心距
a=a0+（ld-丨0）/2=500+（1600-1597）/2=501.5mm
中心距满足变化范围：
262.5—750mm
（5）.验算小带轮包角
1=180°
-（dd2-dd1）/aX57.3°
=180°
-（315-125）/501.5X57.3°
=166°
>
90°
包角满足条件
（6）.计算带的根数
单根V带所能传达的功率
根据ni=1440r/min和ddi=125mm表8-4a
用插值法求得po=2.2kw
单根v带的传递功率的增量△po
已知B型v带，小带轮转速n1=1440r/min
转动比i=9=dd1/dd2=2.5n2
查表8-4b得△p0=0.46kw
计算v带的根数
查表8-5得包角修正系数k=0.96,表8-2得带长修正系数心=0.92
pr=（p0+Ap0）XkXkL=（2.2+0.46）X0.96X0.92=2.35KW
Z=■pC=6.383/2.35=2.72故取3根.
Pr
（7）、计算单根V带的初拉力和最小值
F0min=500*（2.5k）pc+qVV=190.0N
ZVk
对于新安装的V带,初拉力为:
1.5F0min=285N
对于运转后的V带,初拉力为:
1.3F°
min=247N
（8）.计算带传动的压轴力Fp
FP=2ZF0sin（1/2）=754N
（9）.带轮的设计结构
A.带轮的材料为:
HT200
B.V带轮的结构形式为：
腹板式.
C•结构图（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，选用斜齿圆柱齿轮传动。
⑵、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009—88）。
⑶、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。
⑷、选小齿轮齿数z24，齿轮传动比为i2=4.85，则大齿轮齿数
Z24.8524116.4,，取z2116。
3）、确定公式内的各计算数值
⑴、试选载荷系数Kt1.3
（2）、选取区域系数Zh=2.425
（3）、由图10-26查得10.76,20.84,则!
21.60
（4）、计算小齿轮传递的转矩。
⑸、由表【2】10-7选取齿宽系数d1。
1
⑹、由表10-6差得材料的弹性影响系数Ze=189,8MPa2
（7）、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限务讨=650MPa；
大齿轮
的接触疲劳强度极限Hlim2580MPa。
4）、计算应力循环次数。
（1）、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数Khn10.93,Khn21.01。
（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
5）、计算
（1）、试算小齿轮分度圆直径代人［务］中较小的值
d1t>
=45.4mm
（2）、计算圆周速度
6）、计算齿宽
7）、计算齿宽与齿高之比。
模数mt也45.41.89mm
zi24
齿高h2.25mt2.251.894.2525mm
齿高比-便410.68
h4.2525
计算纵向重合度
=0.318©
dzitanB=2.05
8）、计算载荷系数。
根据v1.37m/s,7级精度，由【2】图10-8查得动载系数心1.04;
斜齿轮，KHa=KFa=1.2。
由【2】表10-2查得使用系数KA1。
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，Kh1.314
由b10.5,Khb1.422查【2】图10-13得Kf1.32，故载荷系数
h
9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
10）、计算模数m。
11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计
12）、确定公式内的各计算值:
⑴、由【2】图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限ofei550MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限（tFE2390MPa。
⑵、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFn10.91,KFn20.95
13）、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
14）、计算载荷系数K。
0.85
16）、查取齿形系数
由【2】表10-5查得YFai2.65;
Yf922.177
17）、查取应力校正系数。
由【2】表10-5查得Ysai1.58;
Ysa21.793
18）、计算大、小齿轮的YaY空并加以比较
［可
大齿轮的数值大。
18）、设计计算
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1.48mm并就近圆整为标准值为m=2m，按接触强度算得的分度
圆直径d149.06mm，算出小齿轮齿数
d1cosz
mn
49.06cos1523.69，取乙242
Z24.8524
116.4，取z2116
（1）、计算中心距
取ai=145mm
（2）、确定螺旋角
（3）、计算大小齿轮分度圆直径
d1=—50mmcos15.1
d2=Z2mno240mmcos15.1
（4）、确定齿宽
取B255mm，B150mm
3、链传动设计
1）、选择链轮齿数
取小链轮齿数z-i=30,大链轮的齿数为z2=iz2=2.530=75
2）、根据链的布置形式，分别由1个单排链构成。
3）、确定计算功率
由文献【2】表9-6查得KA1.0，由文献【2】图9-13查得KZ0.82，单排链。
则单排链的计算功率为PcaKaKzP21.00.824.434KW3.636KW
4）、选择链条型号和节距
根据Pea3.636KW及n2118.76久和，由文献【2】图9-11选择10A。
由文献【2】表9-1，链条节距为P15.875mm
5）、计算链条数和中心距
初选中心距a。
（30~50）P（30~50）15.875mm476.25~793.75mm
取a0700mm
相应的链长节数为Lp02电三厶（^^）2-2卫乞亜旦140.7
p22a015.8752
取链条节数Lp140节。
6）、计算链速v，确定润滑方式
由v0.97ms和链号10A,由文献【2】图9-14可知采用滴油润滑。
7）、计算压轴力Fp
有效圆周力为Fe1000P10003636N3748N
V0.97
链轮水平布置时的压轴力系数KFp1.15，贝U压轴力为
五、联轴器的设计
联轴器的计算转矩TeaKaT3，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取ka1.3,则TeaKaT31.38122501055925Nmm
按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用TL10型弹性柱销联轴器，
其公称转矩为2000N.m半联轴器的孔径d=65mm半联轴器长度L=142mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm
六、轴的设计计算与校核
选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为[-1]60MPa。
为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。
高速级齿轮上的作用力为
1、高速轴的设计与校核
t-
L
-J
-1
—
A
B
C
1）
E
F
G
（1）、初步确定轴的最小直径。
按公式dminA03P初步计算轴的最小直径。
轴的材料为45钢，调质处理。
根据【2】
Vn
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
24.3mm,
地增大10%-15%现将轴增大10%则增大后的最小轴径dmin120（10.1）
取为25mm
（2）、轴上各段直径的初步确定。
A段:
d仁25由最小直径算出。
B段：
d2=32,根据毡圈油封标准。
C段：
d3=35,与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合，取轴承内径35mm
D段：
d4=40,设计非定位轴肩高度h=2.5mm高速轴内径40.
E段：
d5=50,高速轴齿轮分度圆直径50.
F段：
d6=40,设计定位轴肩高度h=2.5mm
G段：
d7=35，与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合。
（3）、轴上各段所对应的长度。
A段长度为L150mm；
B段长度为L258mm；
C段长度为L317mm；
E段长度为L555mm；
F段长度为L68mm；
G段长度为L717mm。
（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。
（5）按弯扭合成强度校核轴径
画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图
1作水平面内的弯矩图。
支点反力为
1-1截面处和2-2截面处的弯矩
2作垂直平面内的弯矩图，支点反力
1-1截面左侧弯矩为
1-1截面右侧弯矩为
2-2截面处的弯矩为
3作合成弯矩图
1-1截面
2-2截面
4作转矩图
T=77.34N.mm
5求当量弯矩
因减速器单向运转，修正系数为0.6
6确定危险截面及校核强度
截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩MeiMe2，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。
但由于d4d3也应该对截面2-2校核
由表15-1得许用弯曲应力160MPa，满足e1条件，故设计的轴有足够的强度，
并有一定裕量。
2、低速轴的设计
1）、初步确定轴的最小直径。
'
按公式dminA0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A02110。
贝U
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。
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：
d仁40mm与弹性柱销联轴器配合
d2=43mm设定轴肩高h=1.5mm
d3=45,与轴承配合。
d4=50mm设定非轴肩高度为2.5mm
d5=55mm设定轴肩高为2.5mm
d6=45mm与轴承配合。
3）、轴上各段所对应的长度。
A段长度为L!
68mm；
B段长度为L2
61mm；
C段长度为L3
30mm；
D段长度为L4
48mm；
E段长度为L5
10mm；
F段长度为L6
17mm-
7
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。
5）按弯扭合成强度校核轴径
T=87420N.mm
6确定危险截面及校核强度截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩MeiMe2，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危
险截面。
由表15-1得许用弯曲应力160MPa，满足e1条件，故设计的轴有足够的强度,
七、轴承的选择及计算
1、高速轴轴承的选择及计算
1）、高速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30207型C=31.5kN
2）、计算轴承的径向载荷
A处轴承径向力Fr1,Fnh12Fnv12、22532209023073N
C处轴承径向力Fr2-Fnh22Fnv22•1329?
2089?
3159N
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PfpFr2,查【2】表13-6得载荷系数fp1.2。
（2）轴承的预计使用寿命为8年，即预计使用计算寿命Lh16300838400h轴承应有的基本额定动载荷值Cpj60"
],其中3，则
Yio6
⑶、验算30207轴承的寿命
综上所得30207轴承符合设计要求。
2、低速轴的轴承选取及计算
1）、低速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30209型，C=31.5kN。
2）、计算轴承的径向载荷
3）、轴承的当量载荷，因圆锥滚子轴承受径向载荷，故Pfp片，查表【2】13-6得载荷系数fp1.2。
、假设轴承的使用寿命为十年，即预计使用计算寿命Lh16300838400h轴承应
有的基本额定动载荷值Cp/60^,其中3，则
V106
4）、验算30209轴承的寿命
综上所得30209轴承符合设计要求。
八、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
查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键，bxhxL=8
X7X42。
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6-2p=100〜120MPa
2）、强度校核
故满足设计要求。
2、低速轴键的选取
1）、连接大齿轮的键：
查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选
取A型键，bXhXL=14X9X45，轴的直径为50mm
连接联轴器的键：
查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键，bXhXL=12X8X63,轴的直径为36mm
故也符合设计要求
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
符
号
减速器及其形式关系
机座壁厚
0.025a+1mm8mm取
10mm
机盖壁厚
0.8:
0.858,取8mm
机座凸缘厚度
b
1.5S=15mm
机盖凸缘厚度
1.5S1=12mm
机座底凸缘厚
度
p
2.5S=25mn取25mm
地脚螺钉直径
d
f
0.036a+12=19.4
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