减速器传动装置总体设计方案学位论文.docx
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减速器传动装置总体设计方案学位论文
设计原始数据
参数
符号
单位
数值
工作机直径
D
mm
450
工作机转速
V
m/s
1.6
工作机拉力
F
N
2500
工作年限
y
年
8
第一章传动装置总体设计方案
1.1传动方案
传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。
方案简图如1.1所示。
图1.1传动装置简图
展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求轴有较大的刚度。
1.2该方案的优缺点
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。
齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。
高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。
原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第二章电动机的选择
2.1计算过程
2.1.1选择电动机类型
按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。
2.1.2选择电动机的容量
电动机所需的功率为
由电动机到运输带的传动总效率为
式中、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取0.96（带传动），0.99（轴承），0.97（齿轮效率），0.99（弹性联轴器），0.96（卷筒效率，包含滑动轴承损失效率），则：
=0.83
所以
=4.80
根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。
2.1.3确定电动机转速
卷筒轴转速为
=67.91
取V带传动的传动比，二级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。
故电动机转速的可选范围为67.91=1086—5432r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y132S-4，将总传动比合理分配给V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。
表2.1电动机主要技术参数
电动机型号
额定功率kw
电动机转速r/min
电动机重量kg
传动装置的传动比
满载转速
满载电流
总传动比
V带
减速器
Y132S-4
5.5
1440
11.60
68.00
21.21
2.00
10.60
电动机型号为Y132S-4，主要外形尺寸见表2.2。
图2.1电动机安装参数
表2.2电动机主要尺寸参数
中心高
外形尺寸
底脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
装键部位尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132
475×315
216×140
12
38×80
10×33
2.1.4二级减速器传动比分配
按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比,取，得
3.85
所以
2.75
2.1.5计算各轴转速
Ⅰ轴720.00
Ⅱ轴186.88
Ⅲ轴67.91
卷筒轴67.91
2.1.6计算各轴输入功率、输出功率
各轴输入功率
Ⅰ轴==4.61KW
Ⅱ轴==4.43KW
Ⅲ轴==4.25KW
卷筒轴=4.17KW
各轴输出功率
Ⅰ轴==4.56KW
Ⅱ轴==4.38KW
Ⅲ轴==4.21KW
卷筒轴==4.13KW
2.1.7计算各轴的输入、输出转矩
电动机的输出转矩为
31.85
Ⅰ轴输入转矩61.15
Ⅱ轴输入转矩226.23
Ⅲ轴输入转矩597.88
卷筒轴输入转矩585.98
各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。
2.2计算结果
运动和动力参数计算结果整理后填入表2.3中。
表2.3运动和动力参数计算结果
轴名
功率P（kw）
转矩T（N·m）
转速n
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
r/min
i
η
电动机轴
4.80
31.85
1440.00
2.00
0.96
Ⅰ轴
4.61
4.56
61.15
60.54
720.00
3.85
0.96
Ⅱ轴
4.43
4.38
226.23
223.97
186.88
2.75
0.96
Ⅲ轴
4.25
4.21
597.88
591.90
67.91
1.00
0.98
卷筒轴
4.17
4.13
585.98
580.12
67.91
第三章带传动的设计计算
3.1已知条件和设计内容
设计V带传动时的已知条件包括：
带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮带轮转速与初选传动比i=2。
3.2设计步骤
（1）确定计算功率
查得工作情况系数KA=1.2。
故有：
=5.76kW
（2）选择V带带型
据和n选用A带。
（3）确定带轮的基准直径并验算带速
1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=100mm。
2）验算带速v，有：
=7.54m/s
因为7.54m/s在5m/s—30m/s之间，故带速合适。
3）计算大带轮基准直径
200mm取=200mm
（4）确定V带的中心距a和基准长度
1）初定中心距a=360mm
2）计算带所需的基准长度
=1198mm
选取带的基准长度=1120mm
3）计算实际中心距
321m
中心局变动范围：
304.20mm
354.60mm
（5）验算小带轮上的包角
162.15>120
（6）计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率
由100mm和1440.00r/min查得
P=1.32KW
据n=1440.00r/min，i=2.000和A型带，查得
P=0.17KW
查得=0.95，=0.91，于是：
=（+）
=1.29KW
2）计算V带根数z
4.47
故取5根。
（7）计算单根V带的初拉力最小值
查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。
所以
=130.38N
应使实际拉力大于
（8）计算压轴力
压轴力的最小值为：
=
=1288.05N
3.3带传动的计算结果
把带传动的设计结果记入表中，如表3.1。
表3.1带传动的设计参数
带型
A
中心距
321mm
小带轮直径
100mm
包角
162.15
大带轮直径
200mm
带长
1120mm
带的根数
5
初拉力
130.38N
带速
7.54m/s
压轴力
1288.05N
3.4带轮的结构设计
小带轮的结构设计
d=38mm
因为小带轮直径=100mm<300mm
因此小带轮结构选择为实心式。
因此V带尺寸如下：
d1=1.8d=1.8×38=68.4mm
L=1.6d=1.6×38=60.8mm
B=（z-1）e+2f=（5-1）×15+2×9=78mm
da=+2ha=100+2×2.75=105.5mm
大带轮的结构设计
d=25mm
因为大带轮直径=200mm
因此大带轮结构选择为轮辐式。
因此V带尺寸如下：
d1=1.8d=1.8×25=45mm
L=1.6d=1.6×25=40mm
B=（z-1）e+2f=（5-1）×15+2×9=78mm
da=+2ha=200+2×2.75=205.5mm
第四章齿轮传动的设计计算
4.1高速级齿轮传动计算
选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBSHBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBSHBS。
齿轮1齿数20，齿轮2齿数78。
按齿面接触强度：
齿轮1分度圆直径
其中：
——载荷系数，选1.6
——齿宽系数，取1
——齿轮副传动比，3.85
——材料的弹性影响系数，查得189.8
——许用接触应力，
查得齿轮1接触疲劳强度极限650。
查得齿轮2接触疲劳强度极限600。
计算应力循环次数：
（设1班制，一年工作365天，工作8年）
720.001×8×365×810.09
2.62
查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97
取失效概率为，安全系数1，得：
617.5
582
则许用接触应力
=599.75
有
54.70
圆周速度
2.06
齿宽
54.70
模数
2.73
6.15
8.89
计算载荷系数：
已知使用系数1.25；
根据2.06，8级精度，查得动载系数1.05；
用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42；
查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；
查得齿间载荷分配系数1；
故载荷系数
1.86
按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
57.55
计算模数：
2.88
按齿根弯曲强度：
计算载荷系数
1.77
查取齿形系数：
查得2.80，2.23
查取应力校正系数：
1.55，1.766
查得齿轮1弯曲疲劳极限500
查得齿轮2弯曲疲劳极限380
取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97
计算弯曲疲劳使用应力：
取弯曲疲劳安全系数1，得
475
368.6
计算齿轮1的并加以比较
0.0091
0.0107
齿轮2的数值大
则有：
1.79
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数2.00，已可满足弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径54.70来计算应有的齿数。
则有：
28.7729
取29，则111.73112
计算齿轮分度圆直径：
58
224
几何尺寸计算
计算中心距：
=141
计算齿轮1宽度：
65
齿轮2宽度60。
4.2低速级齿轮传动计算
选用直齿圆柱齿轮，齿轮3材料为40Cr（调质），硬度为280HBSHBS，齿轮4材料为45钢（调质）硬度为240HBSHBS。
齿轮3齿数20，齿轮4齿数56。
按齿面接触强度：
齿轮3分度圆直径
其中：
——载荷系数，选1.6
——齿宽系数，取1
——齿轮副传动比，2.75
——材料的弹性影响系数，查得189.8
——许用接触应力，
查得齿轮3接触疲劳强度极限650。
查得齿轮4接触疲劳强度极限600。
计算应力循环次数：
（设1班制，一年工作365天，工作8年）
186.881×8×365×82.62
0.95
查得接触疲劳寿命系数0.97，0.99
取失效概率为，安全系数1，得：
630.5
594
则许用接触应力
=612.25
有
85.69
圆周速度
0.84
齿宽
85.69
模数
4.28
9.64
8.89
升级会员 