华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书Word格式文档下载.docx

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生产规模：

中小批量；

工作环境：

多尘；

载荷特性：

平稳；

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

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

F=4600N;

V=0.4m/s;

D=400mm

nw=19.11r/min

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：

Pd=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960r/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

取V带传动的传动比i1=3

则减速器的总传动比

因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比

η=0.8160

电动机型号：

Y132S-6

低速级的传动比

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

nⅠ=nm=960r/min

nⅡ=nⅠ/i1=[960/3]r/min=320r/min

nⅢ=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

PⅠ=Pd=2.255kW

PⅡ=PⅠη4=2.255×

0.95kW=2.142kW

PⅢ=PⅡη2η3=2.142×

0.97×

0.99kW=2.057kW

PⅣ=PⅢη2η3=2.057×

0.99kW=1.975kW

3.各轴的输入转矩计算

T1=9550P1/n1=9550×

2.255/960N·

m=22.433N·

m

T2=9550P2/n2=9550×

2.142/320N·

m=63.925N·

T3=9550P3/n3=9550×

2.057/68.58N·

m=286.444N·

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

轴号

转速（r/min）

功率（kW）

转矩（N·

m）

传动比i

电动机输出轴Ⅰ

960

2.255

22.433

3

4.666

3.590

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

减速器总传动比：

i=16.75

高速级传动比：

i2=4.666

低速级传动比

i3=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

Pc=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

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

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

初选中心距a0=500mm。

由此计算所需带长为

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

（6）、验算小带轮包角α1

带轮基准直径：

dd1=125mm

dd2=375mm

安装中心距：

a=592mm

带的基准长度：

Ld=2000mm

（7）、确定带的根数

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

取z=2根。

（8）、确定初拉力F0

单根普通V带的初拉力为

（9）、计算压轴力FQ

（10）、带轮的结构设计

A、小带轮的结构设计

由于dd1=125mm≤300mm,所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径da1=130.5mm≤2H=264mm，轮毂长度L1=45mm≤E=80mm，故小带轮1的结构设计合理。

B、大带轮的结构设计

由于dd2=375mm≥300mm，所以带轮采用轮辐式结构，其顶圆直径da2=380.5mm，轮毂长度L2=60mm。

小带轮包角：

α1=155.8°

带的根数：

Z=2

初拉力：

F0=170.7N

压轴力：

FQ=667.6N

小带轮：

顶圆直径：

da1=130.5mm

轮毂长度：

L1=45mm

大带轮：

da2=380.5mm

L2=60mm

2．高速级传动齿轮的设计计算

高速级主动轮输入功率2.142kW，转速320r/min，转矩T2=63.925N·

m，齿数比u=i2=4.666，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命5年，电动机驱动。

（1）、选择齿轮的材料及热处理方式

小齿轮:

45钢,调质处理，齿面硬度230HBS;

大齿轮:

45钢,正火处理，齿面硬度190HBS。

（2）、确定许用应力

A.确定极限应力σHlim和σFlim

许用接触应力σHlim1=580MPa，σHlim2=550MPa；

许用弯曲应力σFlim1=220MPa，σFlim2=210MPa。

B.计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN，YN

查文献3图3-7和图3-9得，ZN1=1，ZN2=1；

YN1=1，YN2=2.

C.计算许用应力

安全系数：

，，则：

/

（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸

A.选择齿轮类型

选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。

B.选用8级精度

C.初选参数

初选参数：

，，Z２＝Z１u=30×

4.666≈140，,齿宽系数。

D.初步计算齿轮主要尺寸

小齿轮1齿数：

Z1=30

大齿轮2齿数：

Z2=140

变位系数：

齿宽系数：

由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1,根据螺旋角查得节点区域系数;

弹性系数;

取重合度系数;

螺旋角系数为：

；

σHP=σHP2=550MPa，因此，有：

故：

取标准模数mn=1.5mm，则中心距

圆整后取a=130mm。

调整螺旋角：

计算分度圆直径：

计算圆周速度：

法面模数：

mn=1.5mm

中心距：

a=130mm

螺旋角：

分度圆直径：

d1=45.882mm；

d2=214.118mm

圆周速度：

v=0.768m/s

计算齿宽：

大齿轮：

，

小齿轮：

;

（4）、验算轮齿的弯曲疲劳强度

计算当量齿数:

查图得，齿形系数：

，；

应力修正系数：

。

取，，则：

齿根弯曲强度足够。

（5）、齿轮结构设计

齿顶圆直径：

齿根圆直径：

大齿轮齿宽：

b2=42mm

小齿轮齿宽：

b1=47mm

da1=48.882mm

da2=217.118mm

高速级齿轮设计结果：

，，

d1=45.882mm,d2=214.118mm

da1=48.882mm,da2=217.118mm

df1=42.132mm,df2=210.368mm

b1=47mm,b2=42mm

mn=1.5mm,,a=130mm，v=0.768m/s.

对于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。

齿轮跟轴的材料相同，