一级减速器课程设计.docx

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一级减速器课程设计

设计题目：

如图所示带式运辅机，运输胶带的卷筒上的转矩T=450N.m，卷筒转速n=115r/min。

载荷平稳，在室温下连续运转，工作环境多尘，电源为三相交流，电压380v，二班制工作，使用寿命10年。

1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器

4.连轴器5.滚筒6.运输带

设计任务要求：

1.减速器装配图纸一张（0号图纸）

2.低速轴、箱体或箱盖零件图纸各一张

3.设计说明书一份

一、电动机选择

1、选择电动机类型

按工作要求选用Y系列（IP44）防护式笼型三相异步电动机，电压380伏。

2、选择电动机容量

电动机所需工作功率为：

式

（1）：

Ｐd＝ＰＷ／ηa　（KW）

由式

（2）：

T=9550P/N（N.m）

得　　PW=T·n/9550（KW）

Pd=FV/1000ηa（KW）

设减速器为一级减速器，则：

由电动机至运输带的传动总效率为：

η总=η１×η２３×η３×η４×η5

式中：

η1、η2、η3、η4、η5分别为V带传动、滚动轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。

取η１=0.96，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝0.99，η5=0.96

则：

　η总=0.96×0.99３×0.97×0.99×0.96

　　=0.86

所以：

电机所需的工作功率：

　　　　Pd　=T·n/9550η总

=（450×115）/（9550×0.86）

=6.3KW

3、确定电动机转速

一般的,Ｖ带传动比ＩV=２～４

圆柱齿轮传动比在3～7

则总传动比理论范围为：

Ｉa＝６～28。

故电动机转速的可选范围为

Nd=Ia×n卷筒

　　　　　=（6～28）×115

=690～3220r/min

符合这一范围的同步转速有：

750、1000和1500r/min和3000r/min。

根据机械设计手册查出三种适用的电动机型号：

（如下表）

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率、功率因素、转矩等因素，选定电动机型号为Y132M-4，其主要性能：

额定功率P=7.5KW，转速nm=1440r/min

电动机主要外形和安装尺寸：

中心高H

外形尺寸

L×（AC/2+AD）×HD

底角安装尺寸A×B

地脚螺栓孔直径K

轴伸尺寸

D×E

装键部位尺寸F×GD

132

520×345×315

216×178

12

28×80

10×41

二、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n卷筒

可得传动装置总传动比为：

ia=nm/n=nm/n卷筒

=1440/115

=12.5

传动比分配：

ia=i0×i（式中i0、i分别为带传动

和减速器的传动比）

取i0=3（普通V带iV=2～4）

由ia＝i0×i

得：

　　　i＝ia／i0

＝12.5/3.0

＝4.17

减速器的传动比在3~7范围之间，所以减速器选用一级减速器是正确的。

三、传动系统动力与运动参数计算：

各轴功率及转速计算：

电机轴：

在计算载荷时，电机功率按额定功率计算。

输入功率：

P0=P=7.5KW

转速：

no=nm=1440r/min

输出转矩：

T=9550P0/n0=9550×7.5÷1440=49.7N.m

高速轴：

输入功率：

P1=P0η01=7.5×0.96=7.2KW

转速：

n1=n0/iv=1440÷3=480r/min

输入转矩：

T1=9550P1/n1=143.25N.m

低速轴：

输入功率：

P2=P1η12=7.2×0.99×0.97=6.91KW

转速：

n2=n1/i1=480÷4.17=115.11r/min

输入转矩：

T2=9550P2/n2=573.28N.m

卷筒轴：

输入功率：

P3=P2η23=6.91×0.99×0.99=6.77KW

转速：

n3=n2=115.11r/min

输入转矩：

T3=9550P3/n3=561.67N.m

综合以上数据，得表如下：

轴号

功率（KW）

转矩（N.m）

转速（r/min）

电机轴

7.5

49.7

1440

高速轴

7.2

143.25

480

低速轴

6.91

573.28

115.11

卷筒轴

6.77

561.67

115.11

四.带传动设计

（1）确定计算功率P

由表6-10查得工作情况系数KA=1.1。

故有：

Pca=KAP=1.1×7.5=8.25KW

（2）选择V带带型

据Pca和n由图6-8选用B型带。

（3）确定带轮的基准直径dd1、dd2

由表6-6和6-8，初选小带轮的基准直径dd1，取小带轮直径dd1=140mm

大带轮直径dd2=idd1=3×140=420mm

由表6-5，取dd2=400mm

（4）验算带速v，有：

V=n0·d1·π/（1000×60）

=1440×140×3.14÷（1000×60）

=10.55m/s

因为10.55m/s在5m/s~285m/s之间，故带速合适,

即dd1合适。

（5）确定V带的中心距a和基准长度Ld

初步选定中心距a0

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

378≤a0≤1080

初定中心距a0=560，则带长为

L0=2·a0+π·（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4·a0）

=2×560+3.14×（140+400）÷2+（400-140）2÷（4×560）

=1997.98mm

由表6-4，基准长度Ld=1950mm,实际中心距：

a≈a0+（Ld-L0）/2=560+（1950-1997.98）÷2=536.01mm

（6）验算小带轮上的包角α

α1=180°-（d2-d1）×57.3°/a

=180°-（400-140）×57.3°÷536.01=152.21°＞120°

（7）计算带的根数Z

由表6-7可得P0=2.82，由表6-8得ΔP0=0.46，由表6-9得Kα=0.92,由表6-4得KL=0.97

Z=PC/（（P0+△P0）·KL·Kα）

=8.25÷（（2.82+0.46）×0.97×0.92）

=2.82

所以取3根B型V带。

（8）确定初拉力F0和轴上压力FQ

由式（6-24）计算带传动的初拉力（由表6-2得q=0.17）

F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/vz+qv2

=500×8.25×（2.5÷0.92-1）÷（10.55×3）+0.17×10.552

=243.09N

由式（6-25）计算作用于带轮轴上的压力

FQ=2Z·F0·sin（α/2）

=2×3×243.09×sin（152.21°÷2）

=680N

（9）带轮设计

带轮示意图如下：

五、齿轮传动的设计：

5.1选定齿轮类型，精度等级以及材料

（1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；

（2）运输机为一般工作机器，速度不高，由表8-4选用8级精度；

（3）材料的选择：

大、小齿轮都选软齿面，小齿轮材料为40Cr调质，硬度为260HBW，大齿轮的材料为45钢调质,硬度为220HBW，两者硬度差为40HBW；

由图8-19（d）和图8-21（d）可知：

σHlim1=720MPaσHlim2=550MPa

σFlim1=290MPaσFlim1=210MPa

大齿轮估算许用应力[σH2]=0.9σHlim2=0.9×550=495MPa

5.2按齿面接触疲劳强度估算小齿轮分度圆直径:

小齿轮直径d1按资料[1]的齿轮接触强度估算公式计算并取Ad=84,Ψd=1，T1=143.25N.m,u=i1=4.17

d估=

=84×3√（143250÷1÷495²×5.17÷4.17）

=75.3mm

齿宽b=Ψdd估=75mm

b1=b+（5~10）=80~85mm取b1=83mm

b2=b=75mm

5.3校核接触疲劳强度

圆周速度v=πd1n1/（60×1000）

=3.14×75.3×480÷60000

=1.89m/s

根据圆周速度可选用8级精度的齿轮传动

取小齿轮齿数z1=27,则大齿轮齿数z2=uz1=4.17×27=112.59

取z2=113

模数mt=d估/z1=75.3÷27=2.79mm取标准模数mn=3mm

中心距a=0.5mn（z1+z2）

=0.5×3×（27+113）

=210mm

分度圆直径d1=mnz1=3×27=81mm

d2=mnz2=3×113=339mm

齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=81+2×1×3=87mm

da2=d2+2ha*mn=339+2×1×3=345mm

重合度αt=αn=20°

αat1=arcos（z1cosαt/z1+2ha*）=28.96848°

αat2=arcos（z2cosαt/z2+2ha*）=22.57913°

εα=[z1（tanαat1–tanαt）+z2（tanαat2–tanαt）]/2π

=1.7475

取失效概率为1，安全系数SHmin=1,应力循环次数：

NL1=60n1a1Ln1=60×480×1×（2×8×365×10）

≈1.68×109

NL2=60n2a2Ln2=60×480÷4.17×1×（2×8×365×10）

≈4.03×108

由图8-20查得：

ZN1=1，ZN1=1.04

[σH1]=σHlim1ZN/[SHmin]=720×1÷1=720MPa

[σH2]=σHlim2ZN/[SHmin]=550×1.04÷1=572MPa

切向力:

Ft=2000T1/d1=2000×143.25÷81=3537.04N

查表8-6，KA=1.25

查图8-6，KV=1.08

查图8-7，Kα=1.18

按对称布置，查图8-8，Kβ=1.1

对于一般钢制标准直齿圆柱齿轮：

ZE=189.8，ZH=2.5,取Zε=1

齿面接触应力：

σH=ZEZHZε√[KAKVKαKβF1（u+1）/bd1u]

=189.8×2.5×1×√（1.25×1.08×1.18×1.1×3537.04×5.17÷75÷81÷4.17）

=531.44MPa

强度校核：

σH＜[σH1]=720MPa

σH＜[σH2]=572MPa

5.4校核齿根弯曲疲劳强度

（1）取YST=2，由图8-22，YN1=YN2=1

考虑轮齿弯曲折断产生的后果严重，选择失效概率低于1/100,由表8-9，取SFmin=1.25

许用应力：

[σF1]=σFlim1YN1YST/SFlim=290×1×2÷1.25=464MPa

[σF2]=σFlim2YN2YST/SFlim=210×1×2÷1.25=336MPa

（2）齿根弯曲疲劳应力

由图8-16，YFa1=2.52,YFa2=2.15

由图8-17，YSa1=1.62,YSa2=1.82

对于一般钢制标准直齿圆柱齿轮,取Yε=1

σF1=KAKVKαKβFt/bmnYFa1YSa1Yε

=1.25×1.08×1.18×1.1×3537.04÷75÷3×2.52×1.62×1

=112.46MPa

σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1

=112.46×2.15×1.82÷2.