一級減速器說明書

1、 目 錄一、設計任務書1二、擬定傳動方案1三、選擇電動機2四、計算傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比3六、V帶傳動設計4七、齒輪傳動設計6八、高速軸軸承的設計7九、高速軸直徑和長度設計9十、低速軸承的設計10十一、低速軸直徑和長度設計13十二、鍵的設計14十三、箱體的結構設計15十四、減速器附件的設計16十五、潤滑與密封17十六、課程設計總結18十七、參考文獻18 一、設計任務書滾筒圓周力（F/N）運輸帶工作速度（m/s）卷筒直徑（mm）20001250工作條件：連續(xù)單向運轉，稍有振動，多灰塵，空載起動，使用期8年，小批量生產，二班制工作，運輸帶速度允許誤差為4%。二、擬定傳動方案為了估計傳

2、動裝置的總傳動比范圍，以便合理的選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案?？上扔梢阎獥l件計算起驅動卷筒的轉速nw ，即一般常選用轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總在傳動比約為8.1或12，根據總傳動比數值，可初步擬定出以二級傳動為主的多種傳動方案。如圖2-12所示的四種方案可作為其中的一部分，這些方案的主要優(yōu)缺點：方案b不宜在長時間連續(xù)工作，且成本高；方案d制造成本較高。根據該帶式傳送機的工作條件，可在a和c兩個方案中選擇?，F選用結構較簡單、制造成本較低的方案a。據此擬定傳動方案如圖：傳動裝置擬定方案18三、選擇電動機1、電動機的類型和結構形式按工作要求和工

3、作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機，它為臥式封閉結構。2、電動機容量（1）工作機所需功率（2）電動機輸出功率傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表3-32查得：V帶傳動 =0.96；滑動軸承 =0.96；圓柱齒輪傳動 =0.97；彈性連軸器 =0.99；卷筒軸滑動軸承 =0.96,則總效率 故（3）電動機額定功率依據表12-12選取電動機額定功率,Y132s-6型(1000rpm)3、電動機的轉速為了便于選擇電動機的轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由表3-12查得V帶傳動常用比為范圍單級圓柱齒輪傳動則電動機轉速可選范圍為規(guī)定電動機的同步

4、轉速為1000r/min，由于其額定功率的限制，其滿載轉速改為960r/min，所以選定電動機的型號為結果：電動機型號額定功率（KW）電動機轉速（r/min）電動機質量（kg）傳動裝置的傳動比總傳動比V帶傳動比單級減速器同步滿載Y132S-63100096012.563.14.05Y160M-6電動機的數據和外形，安裝尺寸如下表。型號額定功率（KW）轉速（r/min）質量（kg）同步滿載Y132S-631000960尺寸HABCDEFFGKABADACHDBBL1322161788938808103312280210270315238515四、計算傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比1、傳動裝

5、置總傳動比：結果：i=12.56.所得i2 符合一般圓柱齒輪傳動和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。五、傳動裝置的運動和動力參數1、各軸轉速按電動機額定功率為0軸，減速器高速軸為1軸，低速軸為2軸，卷筒軸為3軸，各軸轉速為各軸輸入功率按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即P1=Pd1=2.44kwP2=P13x52.27kwP3=p223=2、各軸轉矩六、V帶傳動設計1、計算功率,由表10-71工作情況系數1班制時的值KA=1.12、選普通V帶型號根據由圖10-81查出此坐標點位于A型與B型交界處，現暫按選用B型計算。3、求大、小帶輪基準直徑。結果：分配各級傳動比：取V帶傳動比i1=3.

6、1。則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為i2=4.053.048kw由表10-81， 由1P152公式得由表10-81取4、驗算帶速v5、求V帶基準長度和中心距a初步選取中心距取，符合。由式10-161得帶長 查表10-21，對A型帶選用再由式10-171計算中心矩6、驗算小帶輪包角由式10-81得合適7、求V帶根數z由式10-191得令查表10-41得結果：傳送比取4根。8、求作用在帶輪上的壓力查表10-11得q=0.1kg/m,故由式10-201得單根V帶的初拉力作用在軸上的壓力七、齒輪傳動設計1、選擇材料、精度及參數小齒輪：45鋼，調質，HB=240 （表12-11）大齒輪：45鋼，正火，HB

7、=190 （表12-11）兩齒輪齒面硬度差為50HB，符合軟齒面?zhèn)鲃釉O計要求。先采用9級精度因（圖12-61），（表12-51）。故因（ 圖11-101）,SF=1.3(表11-51）。故2、按齒面接觸強度設計結果：9級精度設齒輪按9級精度制造。取載荷系數（表12-31）K=1.1，齒寬系數，已知小齒輪的轉矩，查表12-41取（已知）齒數，則故實際傳動比i=100/25=4模數按表5-11取m=2.5mm.確定中心距 齒寬 取則齒輪直徑可得 3、驗算齒輪彎曲強度齒形系數 （表12-51）按式12-8驗算齒輪彎曲強度4、齒輪的圓周速度八、高速軸軸承的設計軸承的外形如圖： 從表15-42中選深溝球

8、軸承軸承型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）額定動載荷Cr（kN）額定靜載荷Cor(kN)新標準dDBdaminDamaxrasmax60073562144156116.210.5九、高速軸直徑和長度設計軸承的內徑為35mm，d3=35mm最細的軸徑由式16-11 查表16-21，得A=107取標準化軸1與軸2相接處有定位軸肩則軸3與軸4 處有套筒定位高速齒輪寬為55mm,取其長度由V帶輪的結構知先初定 的長度要大于軸和套筒的總合：結果：確定 的長度：計算后估計十、低速軸承的設計低速軸的齒輪直徑為 扭矩從表15-42中選深溝球軸承軸承型號外型尺寸（mm）安裝尺寸（mm）額定動載荷額定靜載荷新標

9、準dDBD1MinD2MaxrasMax60094575165169121.014.8十一、低速軸直徑和長度設計軸承的內徑為55mm，則最細的軸徑由式16-11 查表16-21，得A=107取標準化 軸1與軸2相接處有定位軸肩則軸3與軸4處有套筒定位低速齒輪寬為50mm，取其長度 結果：由V帶輪的結構知先初定 的長度要大于軸和套筒的總合：確定的長度： 十二、鍵的設計在高、低速軸的1，4段都需要連接選用A型的圓頭鍵軸鍵鍵槽公公寬度b深度半徑公極限偏差軸轂軸H9轂D10軸N9轂Js9 公稱尺寸公稱尺寸minmax>22308*78+0.0360+0.098-0.0400-0.036±

10、;0.0184.03.30.160.25>303810*810+0.0360+0.098+0.0400-0.036±0.0185.03.30.250.4>384412*812+0.0430+0.120+0.0500-0.043-0.018-0.0615.03.30.250.4 （1）高速軸軸1段鍵的長度：L=50mm軸4段鍵的長度：L=40mm（2）低速軸軸1段鍵的長度：L=100mm軸4段鍵的長度：L=36mm十三、箱體的結構設計（1）箱座高度齒高為：則齒輪浸油深度符合條件齒輪浸油深度大于10mm的要求?？偟挠蜕?箱體內儲油寬度大約為60+20*2=100mm箱體內儲油

11、長度大約為結果：則儲藏的油量（2）箱體的剛度設計（圖5-12）1、箱座的壁厚 按要求墻壁厚至少取8mm。箱座的壁厚為8mm.2、箱蓋壁厚箱蓋的厚度至少為8mm。取其壁厚為8mm.3、箱體凸緣厚度 箱座 箱蓋 箱底座 4、加強肋厚箱座 5、地腳螺釘直徑6、地腳螺釘數目因為時，n=4取4顆螺釘7、軸承旁邊連接螺栓直徑8、箱蓋、箱座連接螺栓直徑9、 軸承蓋螺釘直徑和數目 所選的軸承外徑為62mm所以 結果： 10、軸承蓋外徑由表15-42知所選的軸承外徑 11、觀察孔蓋螺釘的直徑12、至箱外的距離：至凸緣邊緣的距離13、軸承旁凸臺半徑14、箱體外壁至軸承座端面的距離十四、減速器附件的設計（1）窺視孔

12、及視孔蓋取A的寬度為39mm（2）通氣器 由已知選型號 (3) 游標尺 由條件可選M16型的。安裝圖：d1d2d3habcDD1M1241262810642016(4) 放油孔與螺塞放油孔應設在油池的最低處，平時用羅塞堵住，采用圓柱螺塞時，箱座上裝置處應設凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干凈。(5) 起蓋螺釘起蓋螺釘設置在箱蓋連接凸緣上，其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣的厚度。 長度L=16.8mm十五、潤滑與密封（） 潤滑的選擇：在上面箱座高度設計的時候已經選擇了減速器采用浸油潤滑的方式，單級的圓柱齒輪，當m<20時，浸油深度為一個齒高，但不小于 mm齒高為：

13、則齒輪浸油深度 符合條件齒輪浸油深度大于mm的要求?？偟挠蜕?箱體內儲油寬度大約為 箱體內儲油長度大約為 則儲藏的油量 單級減速器每傳遞kw 的功率所需的油為。減速器傳遞的功率為2.54kw，則0.5kw的油量：符合要求結果： 減速器采用了浸油潤滑方式其它的零件經設計可采用脂潤滑，選用的潤滑劑為：鈣基潤滑脂（GB491-87）中的3號，其抗水性好，使用與工業(yè)，農業(yè)和交通運輸等機械設備的軸承潤滑，特別是使用與水或潮濕的場合。（2）密閉的形式： 選擇接觸式密封中的氈圈密封，其密封效果是靠安裝與梯形軸上的梯形槽中所產生的徑向壓力來實現的，可補償磨損后所產生的徑向間隙，且便于更換氈圈。其特點是：結構簡單，廉價，但磨損較快、壽命短，它主要用于軸承采用脂潤滑，且密封軸的表面圓周速度較小的場合。十六、課程設計總結從整體上來說通過詳細的計算和仔細的校核并且結合了實際情況，設計的過程基本正確，結果基本合理，可以滿足設計的要求。課