双级圆柱齿轮减速器设计毕业论文Word文件下载.docx
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工作期限：
5年，两班制。
设计注意事项：
1.设计由减速器装配图1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上大齿轮），以及设计计算说明书一份组成;
2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写;
3.设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。
二 传动方案的分析与拟定
根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为
F=4600N;
V=0.4m/s;
D=400mm
nw 60
1000v/（D）
60 1000
0.4/（3.14
400）r
/min
19.11r
nw=19.11r/min
为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：
外部V带传动+内部双级圆柱齿轮传动。
机构整体布置如图一：
图1.传动方案简图
计算与说明 主要结果
三 电动机的选择与计算
1.电动机的类型选择
根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。
2.电动机的功率
工作机有效功率:
Pw=Fv/1000=4600×
0.4/1000kW=1.84kW
设电动机到工作机之间的总效率为η，并设η1，η2，η3，η4，η5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、V带传动以及滚筒的效率。
查文献4表2-2可得：
η1=0.99，η2=0.97，η3=0.99，η4=0.95，η5=0.96，由此可得：
总效率：
η=η1η22η34η4η5
=0.99 ×
0.972×
0.994×
0.95×
0.96
=0.8160
电动机所需功率：
P d=Pw/η=1.84/0.8160=2.255kW
查文献4表16-1选取电动机的功率为3.0kW。
3.电动机转速的选择
在常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两者之间选择。
前者的总传动比为75.35，后者的总传动比为50.24，前者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。
为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。
4.电动机型号确定
由功率和转速，查文献4表16-1，选择电动机型号为：
Y132S-6,其满载转速为960
r/min，查表16-2，可得：
中心高H=132mm；
轴外伸轴径D=38mm；
轴外伸长度E=80mm.
四 传动比的分配
计算得内外总的传动比
η=0.8160
电动机型号：
Y132S-6
i nm
/nw
960
/19.11
50.24
取V带传动的传动比i1=3
则减速器的总传动比
i
i/i1
50.24/3
16.75
因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比
i2 1.3i
1.3
16.75
4.666
低速级的传动比i3
i/i2
16.75/4.666
3.590
减速器总传动比：
i=16.75
五 传动装置的运动及动力参数的选择和计算
1.各轴的转速计算
n Ⅰ=nm=960r/min
nⅡ=nⅠ/i1=[960/3]r/min=320r/minnⅢ=nⅡ/i2=[320/4.666]r/min=68.58r/min
nⅣ=nⅢ/i3=[68.58/3.590]r/min=19.10r/min
2.各轴的输入功率计算
P Ⅰ=Pd=2.255kW
PⅡ=PⅠη4=2.255×
0.95kW=2.142kW
PⅢ=PⅡη2η3=2.142×
0.97×
0.99kW=2.057kWPⅣ=PⅢη2η3=2.057×
0.99kW=1.975kW
3.各轴的输入转矩计算
T1=9550P1/n1=9550×
2.255/960 N·
m=22.433N·
mT2=9550P2/n2=9550×
2.142/320N·
m=63.925 N·
m
T3=9550P3/n3=9550×
2.057/68.58N·
m=286.444 N·
T4=9550P4/n4=9550×
1.975/19.10N·
m=987.5N·
将上述数据归纳总结如下表所示。
表1.各轴的运动和动力参数
高速级传动比：
i2=4.666
低速级传动比
i3=3.590
轴号
转速
功率
转矩
（r/min）
（kW）
（N·
m）
电动机输
960
2.255
22.433
出轴Ⅰ
高速轴Ⅱ
320
2.142
63.925
中间轴Ⅲ
68.58
2.057
286.444
低速轴Ⅳ
19.10
1.975
987.5
传动比i
3
4.666
3.590
六 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择
1.减速器外部传动——V带传动的设计计算
（1）、确定计算功率PC
两班制工作，即每天工作16h，查阅文献3表2-5得工况系数KA=1.1，故
P c=KAP=1.1×
2.255kW=2.481kW
（2）、选择普通V带的型号
根据Pc=2.481kW、n1=960r/min，由文献3图2-7初步选用A型带。
（3）、选取带轮基准直径dd1和dd2
由文献3表2-6取dd1=125mm，并取ε=0.02，则
dd2
n1d
n2
d1（1- ）
125
（1-
0.02）mm
带轮基准直径：
367.5mm
dd1=125mm
由文献3表2-6取最接近的标准系列值dd2=375mm。
（4）、验算带速v
dd2=375mm
v dd1n1
3.14
60
125
1000
m/s
6.28m/s
因v在5~25m/s范围内，故带速合适。
（5）、确定中心距a和带的基准长度Ld
初定中心距a0的取值范围为
350mm
初选中心距a0=500mm。
由此计算所需带长为
0 1000mm
a
（d d ）2
安装中心距：
a=592mm
Ld0
2a0
2（dd1
dd2）
d2 d1
4a0
[2 500
2
（125
375）
（375
4
125）2
500
]mm
1816.25mm
查阅文献3表2-4，选择基准长度Ld=2000mm。
由此计算实际中心距得
带的基准长度：
Ld=2000mm
a a0
[500
592mm
（Ld（2000
Ld0）/21816.25）/2]mm
（6）、验算小带轮包角α1
d d 小带轮包角：
180- d2
d1 57.3
α=155.8°
1 a 1
180
-375 125
57.3
155.8
120（合适）
（7）、确定带的根数
592
已知dd1=125mm，i=3，v=6.28m/s，查文献3表2-1得P0=1.37kW，查文献3表2-2得ΔP0=0.09kW；
因α=155.8°
，查文献3表2-3得Kα=0.93；
因Ld=2000mm，查文献3表2-4得KL=1.03，因此
z Pc
[P0]
（P0
Pc
P0）KKL
2.481
1.77
取z=2根。
（8）、确定初拉力F0
（1.37
0.09） 0.93
1.03
带的根数：
Z=2
单根普通V带的初拉力为
F0 500
（2.5
K
K）Pc
zv
qv2
[500170.7N
（9）、计算压轴力FQ
F
0.93
2zF
0.93）
sin
2.481
6.28
1
0.1
6.282]N
初拉力：
F0=170.7N
压轴力：
FQ=667.6N
Q
[2 2
0 2
170.7
sin155.8]N
小带轮：
顶圆直径：
（10）、带轮的结构设计
A、小带轮的结构设计
667.6N
da1=130.5mm轮毂长度：
L1=45mm
由于dd1=125mm≤300mm,所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径d
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