减速器设计说明书(0)_减速器设计说明书经典

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减速器设计说明书

（课程设计）

组长：王波

P08机制三班第八小组

组员：张亚龙 张玉库

尤佳

张玉明

目录

（一）项目任务书…………………………………3

（二）电动机的选择………………………………4

（三）带轮及V带的选择…………………………6

（四）齿轮的选择与设计…………………………9

（五）轴的选择与设计……………………………12

（六）联轴器的选择………………………………14

（七）参考文献……………………………………15

设计题目：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

给定数据及要求

已知条件：运输带工作拉力F=2300N；运输带工作速度v=1.5m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=400mm；两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度350C；小批量生产。

5436121-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带

二 应完成的工作

1.减速器装配图1张；

2.零件工作图1—2张（从动轴、齿轮）； 3.设计说明书1份。

二．选择电动机

1.已知：带=0.96 轴承0.98 齿轮=0.97 联轴器=0.99 滚筒=0.96 滚筒直径：D=400㎜ 运输带的工作拉力：F=2300N 运输带工作速度：V=1.5m/s（1）a=带²轴承2²齿轮²联轴器²滚筒=0.85

(2)Pw=FV/1000w=4.06kw

P0=Pw/a=4.78kw

(3)查表选择电动机型号（Y132M2-6）

电动机额定功率：P=5.5kw

同步转速：1000r/min

满载转速：960r/min 2.计算传动系统总传动比和分配传动比

（1）n筒=60³1000V/πD=71r/min

总传动比：i总=n电机/ n筒=13.3

(2)带、齿轮传动比分配：i带=3.6

i齿=4 3.计算传动系统的运动和运动参数

（1）计算各轴转速及滚筒、电机转速

Ⅰ轴：n1=n电机/i带=267r/min Ⅱ轴：n2= n1/ i齿=67r/min

滚筒：n滚= n2=67r/min 电机: n=960r/min(2)计算各轴对齿轮的输入功率

Ⅰ轴： P1=P0带=4.6kw

Ⅱ轴: P2= P1²轴承²齿轮=4.4kw 滚筒轴：P筒= P2²轴承²联轴器=4.06kw

电机：P电=5.5kw

(3)转矩的确定：

M电=9550²P0/n=47.56N²m

M1=9550²P1/ n1=159.17N²m M2=9550²P2/ n2=627.16N²m M筒=9550²P筒/ n滚=598.66N²m

4、传动系数参数表

功率P（kw）

电动机 Ⅰ轴 Ⅱ轴 滚筒

转速n转矩M

（r/min）960 267 67 67

（N²m）47.56 159.17 627.16 598.66 5.5 4.6 4.4 4.06

设计者：尤佳

P08机制三班 八组

三．带轮结构的设计（要求：两班制工作，载荷轻微冲击，环境最高温度35℃）(1)确定计算功率Pc 根据给定的工作条件，由表查得：工作情况系数Ka=1.2，故

Pc=Ka²P=1.2³5.5kw=6.6kw(2)选择v带截面型号

按Pc=6.6kw和n=960r/min.查表选择A型V带（3）确定带轮基准直径

根据V带型号查表12-10，并参考图12-7，选择dd1=100mm>ddmin(小轮直径)，由dd2=idd1，计算从动轮直径（大轮）dd2=3.6³100mm=360mm 由表12-10选取最接近的标准直径为：dd2=355㎜(4)验算带速V V带的传动速度：v=πdd1n/60³1000=5.024m/s 即带速v在5—25m/s范围之内，所以带速适宜(5)确定中心距a和带的基准长度Ld 初步选择中心距a0，即 0.7（dd1+dd2）≤2（dd1+dd2）

318.5≤a0≤910

初定中心距a0=700，计算带的基准长度Ld0，即 Ld0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2－dd1)2/4a0 =2137.14㎜

由表12-2选取接近的基准长度Ld=2240㎜，因此带传动的实际中心距a为

A≈a0+（Ld+ Ld0）/2=751.0㎜

安装时应保证的最小中心距amin、调整时的最大中心距amax分别为

amin=a－0.015Ld=717.4㎜ amax=a+0.03Ld=818.2㎜（6）验算小带轮包角α

α=180°－(dd2－dd1)/a³57.3°=160.5°

即符合一般要求α>120°,所以合格（7）确定带的根数Z 查表12-5得其基本额定功率P1=1.14kw,查表12-6的额定功率增量△P1=0.15kw,查表12-7得包角系数Ka=0.952，查表12-8得长度系数Kl=1.06，则 Z=Pc/(P1+△P1)KaKl=5.07 取V带的根数Z=5（8）确定初拉力F0

查表12-1得A型V带q=0.10kg/m，计算确定带传动的初拉力为

F0=500²Pc/VZ(2.5－Ka/Ka)＋qv2=216.13N(9)计算作用于带轮上的压力为 FQ=2F0Zsinα/2=2130.1N

(10)带轮的结构设计

带轮的材料：铸铁（HT200）

带轮的结构

（大轮）

（小轮）

大轮参数：

基准线上槽深：Ha=2.75㎜ 基准线下槽深：Hf=11.0㎜

槽间距：e=15±0.3 外径：da=dd2＋2Ha=340.5㎜

最小轮缘厚：§=6㎜ 带轮宽：B=（Z-1）e＋2f=79.2㎜

基准宽度：bd=11.0㎜ 轮槽角：Φ=38°

第一槽对称面至端面的最小距离：f=9㎜ 小轮参数：

基准线上槽深：Ha=2.75㎜ 基准线下槽深：Hf=11.0

㎜

槽间距：e=15±0.3 外径：da=dd1＋2Ha=105.5㎜

最小轮缘厚：§=6㎜ 带轮宽：B=（Z-1）e＋2f=79.2㎜

基准宽度：bd=11.0㎜ 轮槽角：Φ=34°

第一槽对称面至端面的最小距离：f=9㎜

设计者：张玉库

P08机制三班 八组

四、齿轮的设计（n

=267r/min n=67r/min）

(1)选择材料，热处理，精度和齿数。

由材料表格比较选择:小齿轮选择材料为40Cr钢

硬度241~280HBS 抗拉强度SB=9选择z270~550 正火处理，硬度140~176HBS, 抗拉强度500MPa 屈服强度S=300MPa 取z1=25 因为i=4 所以z2=25*4=100 可以求得实际从动轴转速n1=6

实际传动比v=4.05

调制处理。屈服强度S=800MPa;大齿轮材料

转速相对误差=nn6766==1.5%5%。n67（2）齿轮几何尺寸计算

齿顶高：ha=ha**m=4*1=4mm 齿根高：hf=(ha*+c*)=(1+0.25)*4=5mm 全齿高：h=(2ha*+c*)=(2+0.25)*4=9mm 分度圆直径：d1=mz1

齿顶圆直径：=4*25=100mm.d2=mz2=4*100=400 齿根圆直径:d

a1= d1+2h

a=m(z1+2ha)=102mm

d

a1=

m(z1+2ha)=402mm 基圆直径:db1=dcosa=93.97mm.:db2=375.88mm 齿距：p=πm=12.57.齿厚s=πm/2=6.28 齿槽宽：c=πn/2=6.28 顶隙 e=1 按齿面接触疲劳强度设计：

接触疲劳强度设计计算公式：d=32000kT1/du1/u(ZhZeZ/h)

2T1=9550²P1/n1=159.17N²m 查齿轮系数：13—10，由于软齿面齿轮对称安装取=1.2 查表的：k=1.5,取标准齿轮：=20,ZH=2.5,Z=0.9 ZE=188，由图可以查得:6Hmin=800MPa,6Hmin=350MPa,5Hmin=1。齿轮接触许用应力:【6H】=

6Hmin 5Hmin小齿轮应力循坏次数：N1=60³267³1³5³360³16=4.61³108

大齿轮应力循环次数：N2=60³67³1³5³360³16=1.15³108 可以取为：由于均为软齿面故：Zw=1

安全系数Sh=1 所以【6H】=即：d1=89㎜

所以可以取小齿轮宽度b1=115mm,大齿轮宽度：=106mm从而有m=d1/z1=4.6 取m=5mm,则

（3）校核弯曲疲劳强度

查图13-22得：Flim1550MPa

Flim2110MPa 查表13-9得：SFmin=1

因此得两齿轮的许用弯曲应力为

F1=550Mpa

F2=110Mpa 由表13-7得：这对齿轮齿形系数：YFs1=4.17

YFs2=3.90 由齿根弯曲疲劳强度条件式得：

F1=2000kT1/bm2z1²YFS1=35.24Mpa F2=2000kT1/bm2z1²YFS2=32.96Mpa F1

F2

（4）验算圆周速度

V=πd1n1/60³1000=1.24m/s 属于中低速，符合7级精度

设计者：张玉库 P08机制三班 八组

800*1*1350*1*1=800MPa。【6H】==350MPa。11

五．轴的选择

Ⅰ轴的设计

1.轴的材料：45号钢。热处理方式：调质 2.估算轴Ⅱ的直径：C=118—107

取110 初选轴的直径：d≧c³3p/n d=110³34.6/267=28.4102

由表查得d=28 3.初定轴的结构尺寸：

轴的主要结构尺寸

径向尺确定原则 寸 d1

轴向尺确定原则 寸

初算轴径，根据联轴器选择l1 标准

d2 d3 d4 d2=d1+(0.07－0.1)d1 d3= d2+(1～2)d4= d3+(1～2)

l2 l6

l4=B-(2–3)根据轴承宽度确定 根据联轴器尺寸标准

齿轮至H=10～15 箱体内的距离

d5 d5=d2+(0.07-0.1)d4 箱体上C=+C1+C2+(5-10)轴承座

宽度C d6 d6= d5

键槽宽h

根据轴的直径查阅 键槽深t

手册

键长L

L=0.85L，L为键槽部分轴段长度 由上可计算： d1=28

d2=28+0.08³28=30.24 d3=30.24+1.5=31.74 d4=31.74+1.5=33.24 d5= d2+0.08³33.24=32.8992 d6= d5=32.8992 4.强度计算

P1=4.60KW

n=267r/min

设计者：张亚龙

P08机制三班 八组

Ⅱ轴的选择

1.轴材料：45号钢

热处理方式：调质

2.估算轴Ⅱ的直径：按轴的扭转强度初算直径，查《机械技术基础》P256表16-2得C=118～107

初选轴的直径：d≧c³3p/n

所以dⅡ1 =（118～107）34.4/67 =（42.8～47.6）

考虑轴上有一键槽，轴径再增大5﹪，则dⅡ1=

轴头上安转联轴器，选取凸圆联轴器（d=40～160）选取标准值dⅡ=45 3.初定轴的结构尺寸：

轴的主要结构尺寸

径向尺确定原则 寸 d1 初算轴径，根据联轴器选择标准直径

d2 便于联轴器轴向固定d2=d1+(0.07－0.1)dⅡ1

d3 满足轴承内径系列，以便于轴承安装d3= d2+(1～2)

d4 便于齿轮安装d4= d3+(1～2)

轴向尺寸

l1 l2 l6 齿轮至箱体内的距

确定原则 根据联轴器尺寸标准

略短于齿轮宽度 l4=B-(2–3)

根据轴承宽度确定

留有一定间隔防止干涉H=10～15

离H d5 便于齿轮轴向固定箱体考虑箱体壁厚箱体连接螺栓的装拆d5=d2+(0.07-0.1)d4

上轴C=+C1+C2+(5-10)承座宽度c d6 同一轴上的两轴 联轴承型号相同d6= d5

器至轴承盖距离K 键槽h 依据轴径

l2

键槽t 查手册

l3

键长L L=0.85L，L为键槽部l5 分的轴

据以上原则

dⅡ取45 d2=45+0.08³45=48.6 d3=48.6+1.5=50.1 d4=50.1+1.5=51.6 d5=48.6+0.08³51.6=52.728 d6= d5=52.728

K=10～15 当齿轮箱体，轴承，轴承盖，联轴器位置确定以后即可确定

5.轴的强度计算

PⅡ=3.71KW n2=74r/min T=627.16Nmm

设计者：张玉明

P08机制三班 八组

六、联轴器

1、联轴器的材料：

材料：45号钢

联轴器Ⅰ：联结大带轮和减速器小齿轮轴 联轴器Ⅱ：联结减速器大齿轮和滚筒轴

2、联轴器参数选择

Ⅰ轴：直径28㎜ 转矩:159.17N²m 套筒外径：D0=45㎜ 套筒长度：L1=80㎜

销或紧定螺钉至套筒端面距离：L=20㎜

紧定螺钉直径：d1=M8³32 平键：8³32 Ⅱ轴：直径45㎜ 转矩:627.16N²m 套筒外径：D0=70㎜ 套筒长度：L2=140㎜

销或紧定螺钉至套筒端面距离：L=35㎜

紧定螺钉直径：d1=M10³20 平键：14³603、联轴器结构图

（键联结）

（销联结）

七、参考文献（1）机械制造基础

(2)机械技术基础

（3）机械设计手册

（4）机械设计指导书

（5）机械零件设计手册

设计者：王波机制三班

八组

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