双级圆柱齿轮减速器设计毕业论文Word文件下载.docx

1、 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 nw601000v /（ D ）6010000.4 /（ 3.14400 ）r/ min19 .11rnw=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：

2、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 =46000.4/1000 kW=1.84 kW 设电动机到工作机之间的总效率为 ，并设 1， 2 ， 3， 4， 5 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： 1=0.99， 2=0.97， 3=0.99， 4=0.95， 5 =0.96，由此可得：总效率： =

3、 1 22 34 4 5 =0.990.9720.9940.950.96 =0.8160 电动机所需功率： Pd=Pw / =1.84/0.8160=2.255 kW 查文献 4 表 16-1 选取电动机的功率为3.0 kW。3. 电动机转速的选择 在常用的同步转速为1500 r/min 和 1000 r/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1000 r/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

4、：Y132S-6,其满载转速为 960r/min，查表 16-2，可得：中心高 H=132 mm；轴外伸轴径D=38 mm；轴外伸长度 E=80 mm. 四传动比的分配 计算得内外总的传动比 =0.8160电动机型号：Y132S-6inm/ nw960/ 19.1150.24取V 带传动的传动比i1=3则减速器的总传动比ii / i150.24 / 316.75因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比i21.3i1.316.754.666低速级的传动比i3i / i216.75 / 4.6663.590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=n

5、m=960 r/minn=n/i1=960/3 r/min=320 r/min n=n /i2=320/4.666 r/min=68.58 r/minn=n /i3=68.58/3.590 r/min=19.10 r/min2. 各轴的输入功率计算 P=Pd=2.255 kW P =P 4=2.2550.95 kW=2.142 kW P =P 2 3=2.1420.970.99 kW=2.057 kW P =P 2 3=2.0570.99 kW=1.975 kW 3. 各轴的输入转矩计算T1=9550P1/n1=95502.255/960Nm =22.433 Nm T2=9550P2/n2=9

6、5502.142/320 Nm =63.925NmT3=9550P3/n3=95502.057/68.58 Nm =286.444NT4=9550P4/n4=95501.975/19.10 Nm =987.5 N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）（Nm）电动机输9602.25522.433出轴高速轴3202.14263.925中间轴68.582.057286.444低速轴19.101.975987.5传动比 i34.6663.590六传动零件的设计计算和轴系零部件的初步

7、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= K AP = 1.12.255 kW =2.481 kW （2） 、选择普通 V 带的型号 根据Pc=2.481 kW、n1=960 r/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=125 mm，并取 =0.02，则dd 2n 1 dn 2d1（1 -）125（1 -0.02） mm带轮基准直径：367 .5mmdd1=125 mm 由文献 3

8、表 2-6 取最接近的标准系列值dd2 =375 mm。（4） 、验算带速 v dd2=375 mmvd d 1 n13.14601251000m / s6.28 m / s 因v 在 525 m/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350 mm初选中心距a0=500 mm。由此计算所需带长为01000 mma（dd）2安装中心距：a=592 mmLd 02a02 （dd 1dd 2 ）d 2d 14a025002（125375）（3754125）2500mm1816.25mm查阅文献 3 表 2-4，选择基准长度Ld=2000 m

9、m。由此计算实际中心距得带的基准长度：Ld =2000 mmaa0500592mm（Ld （2000Ld 0 ）/ 2 1816.25）/ 2mm（6） 、验算小带轮包角 1 dd小带轮包角：180 -d 2d157.3 =155.81a1180- 37512557.3155.8120 （合适）（7） 、确定带的根数592已知 dd1=125 mm，i=3，v=6.28 m/s，查文献 3 表 2-1 得 P0=1.37 kW，查文献 3 表 2-2 得 P0=0.09 kW；因 =155.8，查文献 3 表 2-3 得 K =0.93；因 Ld=2000 mm， 查文献 3 表 2-4 得

10、KL=1.03，因此zPcP0（P0PcP0 ）K K L2.4811.77取 z=2 根。（8） 、确定初拉力F0（1.370.09）0.931.03带的根数：Z=2单根普通V 带的初拉力为F0500（2.5KK ）Pczvqv 2500 170.7N（9） 、计算压轴力 FQF0.932zF0.93）sin2.4816.2810.16.282N初拉力：F0=170.7N 压轴力：FQ=667.6N Q2202170.7sin 155.8 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667.6Nda1=130.5mm 轮毂长度： L1=45mm 由于 dd1=125mm300mm, 所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径 d