一级减速器设计.docx

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一级减速器设计

课程设计说明书

课程名称：

一级V带直齿轮减速器

设计题目：

带式输送机传动装置的设计

院系：

机械工程系

学生姓名：

彭亚南

学号：

200601030039

专业班级：

06汽车

（2）班

指导教师：

苗晓鹏

2009年3月1日

目录

机械设计课程设计计算说明书

1.

一、课程设计任务书…………………………………1

二、摘要和关键词……………………………………………2

2.

一、传动方案拟定………………………………………………3

各部件选择、设计计算、校核

二、电动机选择…………………………………………………3

三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………4

四、运动参数及动力参数计算…………………………………6

五、传动零件的设计计算………………………………………7

六、轴的设计计算………………………………………………10

七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………12

八、键联接的选择及校核计算…………………………………13

九、箱体设计……………………………………………………14

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

（1）工作条件：

使用年限10年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。

（2）原始数据：

滚筒圆周力F=2.5kN；带速V=1.7m/s；

滚筒直径D=300mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96

=0.83

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000η总）

=2500×1.7/（1000×0.83）

=5.12KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×1.7/π×300

=108.2r/min

按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒

n筒=（6~24）×108.2=649.4~2597.4r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

因此有三种传支比方案：

由《机械设计手册》查得。

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选n=1000r/min 。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y13M2-6

。

其主要性能：

额定功率：

5.5KW，满载转速960r/min，

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/108.2=8.87

2、分配各级伟动比

（1）据指导书P7表1，取齿轮i带=2.3（V带传动比I’1=2~4合理）

（2）∵i总=i齿轮×i带

∴i齿轮=i总/i带=8.87/2.3=3.86

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=n电机=960r/min

n=nI/i带=960/2.3=417.39（r/min）

n=n/i齿轮=417.39/3.86=108.13（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

P=P工作×η带=5.12×0.96=4.92KW

P=P×η轴承×η齿轮=4.92×0.98×0.97=4.67KW

P=P×η轴承×η联轴器=4.67×0.97×0.99=4.48KW

3、计算各轴扭矩（N·mm）

T工作=9550×5.12/960=50.93

T=T工作×η带×i带=50.93×2.3×0.96=112.6N·m

T=T×i齿轮×η轴承×η齿轮

=112.6×3.86×0.98×0.97=412.45N·m

T=T×η轴承×η联轴器

=412.45×0.97×0.99=395.67N·

五、传动零件的设计计算

1.确定计算功率PC

由课本表8-7得：

kA=1.1

PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW

2.选择V带的带型

根据PC、n1由课本图8-10得：

选用A型

3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v。

1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。

2）验算带速v。

按课本式（8-13）验算带的速度

v=πdd1n1/（60×1000）

=π×100×1000/（60×1000）=5.24m/s

在5-30m/s范围内，带速合适。

3）计算大齿轮的基准直径。

根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2

dd2=i带·dd1=2.3×100=230mm

由课本表8-8，圆整为dd2=250mm

4.确定带长和中心矩

1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=500mm

2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度

Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/（4a0）

=2×500+3.14×（100+250）/2+（250-100）2/（4×500）≈1561mm

由课本表8-2选带的基准长度Ld=1400mm

按课本式（8-23）实际中心距a。

a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1400-1561）/2=425mm

5.验算小带轮上的包角α1

α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30

=1800-（250-100）/427×57.30

=1520>900（适用）

1.确定带的根数z

1）计算单根V带的额定功率pr。

由dd1=100mm和n1=1000r/min根据课本表8-4a得

P0=0.988KW

根据n1=960r/min，i带=3.4和A型带，查课本表（5-6）得△P0=0.118KW

根据课本表8-5得Ka=0.91

根据课本表8-2得KL=0.99

由课本P83式（5-12）得

Pr=（P0+△P0）×Ka×KL=（0.988+0.118）×0.91×0.99=0.996kw

2）计算V带的根数z。

z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07圆整为7根

7.计算单根V带的初压力的最小值（F0）min

由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

（F0）min=500（2.5-Ka）PCa/zvKa+qV2

=[500×（2.5-0.91）×6.05/（0.91×7×5.24）+0.1×5.242]N

=147N

应使带的实际初拉力F0>（F0）min。

8.计算压轴力Fp

压轴力的最小值为

（Fp）min=2z（F0）minsin（α1/2）

=2×7×147×sin（146°/2）=1968N

2、齿轮传动的设计计算

1选定齿轮材料及精度等级及齿数

1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

2）材料选择。

由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS。

3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=24×3.86=92.64，取93。

2按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式（10-9a）

d1≥2.32（KT1（u+1）ZE2/φdu[σH]2）1/3

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数Kt=1.3

2）计算小齿轮传递的转矩

T1=9.55×106×P1/n1

=95.5×106×4.92/342.86=137041N·mm

3）由课本表10-7选取齿款系数φd=1

4）由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2

5）由课本tu10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa；

6）由课本式10-13计算应力循环次数NL

NL1=60n1jLh=60×342.86×1×（16×300×10）

=9.874×108

NL2=NL1/i=9.874×108/3.86=2.558×108

7）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96KHN2=0.98

8）计算解除疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1.0

[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.96×600/1.0Mpa

=576Mpa

[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.98×550/1.0Mpa

=539Mpa

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入[σH]较小的值

dd1≥2.32（KT1（u+1）ZE2/φdu[σH]2）1/3

=2.32×[1.3×1.37×105×（3+1）×189.82/（3.86×5392）]1/3

=71.266mm

2）计算圆周速度v。

v=πdd1n1/（60×1000）=3.14×71.266×342.86/（60×1000）=1.28m/s

3）计算齿宽b。

b=φdd1=1×71.266mm=71.266mm

4）计算齿宽与齿高之比b/h。

模数：

m=d1/Z1=71.266/24=2.969mm

齿高：

h=2.25m=2.25×2.969=6.68mm

b/h=10.67

5）计算载荷系数。

根据v=1.28m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.07；

直齿轮，KHa=KFa=1：

由课本表10-2查得KA=1

由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.316

由b/h=10.67，KHβ=1.316查课本表10-13得KFβ=1.28：

故载荷系数

K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.07×1×1.316=1.408

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）

d1=d1t（K/Kt）1/3=71.266×（1.408/1.3）1/3=73.187mm

7）计算模数m：

m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm

3.按齿根弯曲强度设计

由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式

m≥[2KT1YFaYSa/（φdz12σF）]1/3

（1）确定公式内的各计算数值

1）由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa

2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得

[σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×500/1.4=303.57MPa

[σF]2=KFN2σFE2/S=0.88×380/1.4=238.86MPa

4）计算载荷系数K

K=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.07×1×1.28=1.37

5）取齿形系数。

由课本表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.226

6）查取应力校正系数

由课本表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.764

7）计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]

YFa1YSa1/[σF]1=2.65×1.58/303.57=0.01379

YFa2YSa2/[σF]2=2.226