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-1-第一章传动方案的拟定及说明1.1传动方案：传动简图如图所视：其传动方案为：电动机——带传动机——齿轮传动——滚筒该传动方案分析如下：1由于带传动承载能力较低，结构尺寸较其他形式大，故应放在传动系统的高速级，此时转速较高，在传递相同功率时的转矩减小，从而使带传动获得较为紧凑的结构尺寸，除此之外，带传动工作平衡，能缓冲吸振，被广泛应用。2齿轮传动承载能力较高，传递运动准确、平衡、传递功率和圆周速度范围很大，传动效率高，结构紧凑。3斜齿圆柱齿轮传动的平稳性，较直齿圆柱齿轮传动好，故有平稳性要求时，可采用斜齿圆柱齿轮传动。根据以上分析可得：将带传动放在传动系统的高速级，齿轮传动放在传动系统的低速级，传动方案较为合理。此外，根据本课题要求，该减速器采用展开式。第二章电动机的选择2.1电动机的选择：工业上一般使用三相交流电源，因此，当无特殊要求时均应选用交流电动机，其中以三相交流电动机使用最为广泛。我国新设计的Y系列三相鼠笼式异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，起结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及要求具有较好起动性能的机械。第二章电动机的选择-2-电动机的型号的确定主要依据电动机的额定功率和同步转速。1按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机2选择电动机容量工作机所需容量为：Pw=Fw•Vw/1000ηwKw式中Fw=34KNVw=27.1m/s带式输送机效率ηw=0.94Pw=3.4×103/1000×0.94=97.92Kw电动机的输出功率为：P=Pw/η式中：η为电动机至滚筒主动轴之间的传动装置总效率根据传动简图可查得：V带传动效率ηw=0.95，三对齿轮副效率ηw=0.97；一对滚动轴承效率ηw=0.99；联轴器ηw=0.98；由此可得η=η1η2η23η4=0.95x0.973x0.994x0.98=0.816P0=Pw/0.816=97.92/0.816=120kn一般电动机的额定功率PM=（1~1.3）P0=（1~1.3）X120=120~156kw经查可取电动机额定功率为PM=150kw3确定电动机的转速滚筒转速为：nw=60x1000Vw/πD=260r/minV带传动比：i1=2~4三级圆柱齿轮传动比i2=3~5则总传动比范围为i=i1i2=(2x3)~(4x5)=6~20电动机可选择的转速范围应为n=i·nw=(6~20)x260=1560~5200r/min电动机同步转速符合这一范围的型号为Y315s-2，其满载转速为nm=2970r/min二、计算传动装置的总传动比并分配各级传动比1传动装置的总传动比I=nm/nw=2970/53=562分配各级传动比I=i1i2为使V带的外轮廓尺寸不致过大，初选传动比i2=2则齿轮传动比为：i2=9i3=6-3-3计算传动装置的运动和动力参数以下各轴符号代表：O轴——电动机输出轴；Ⅰ轴——减速器中的高速轴；Ⅱ轴——齿轮轴；Ⅲ轴——中间轴；Ⅳ轴——减速器中的低速轴；Ⅴ轴——低速轴；n0=nn=2970r/min;nⅠ=n0/i1=1485r/min;nⅡ=nⅠ/i2=165r/min;nⅢ=nⅡ/i3=27.5r/min;nw=nⅢ=27.5r/min各轴功率；P0=120kw;PⅠ=P0η1=120x0.95=114kw;PⅡ=PⅠη2η3=114x0.97x0.99=109.47kw;PⅢ=PⅡη2η3=109.47x0.97x0.99=105.13kw;PⅣ=PⅣη2η3=105.13x0.97x0.99=100.95kw;PⅤ=PⅣη3η4=100.95x0.99x0.98=97.95kw;各轴转矩；T0=9.55x106P0/n0=9.55x106x120/2970=3.86x105NmTⅠ=9.55x106P0/nⅠ=9.55x106114/1485=7.33x105NmTⅡ=9.55x106PⅡ/nⅡ=9.55x106x109.47/1485=6.28x105NmTⅢ=9.55x106PⅢ/nⅢ=9.55x106x105.13/27.5=3.65x107NmTⅣ=9.55x106PⅣ/nⅣ=9.55x106xx100.95/27.5==3.51x107NmTⅤ=9.55x106PⅤ/nⅤ=9.55x106x97.95/27.5==3.40x107Nm第三章铸造减速器箱体主要结构尺寸-4-第三章铸造减速器箱体主要结构尺寸3.1铸造减速器箱体主要结构尺寸:1、箱座壁厚σ：0.025a+3≥82地脚螺栓直径d1：d1＝0.036a+12＝163地脚螺栓数目n：n＝L+B/200~300≥4n=104轴承座尺寸D1、D2、D3、D4、D5：D1=34D2=45D3=49D4=60D5=555、箱体结合面处联接间距e：e＝180cm6轴承座两旁的联结螺栓问题：S≈10cm-5-第四章轴的计算4.1高速轴的计算：1选择轴的材料并确定许用应力：1选用正火处理2经查得强度极限σb＝600Mpa；3查得许用应力[σ-1]b=54Mpa2确定轴输出端直径dmin;1按扭转强度估算输出端直径2取A=10，则d=30cm考虑有键槽，将直径增大5%，则d＝35cm此段轴的直径和长度应和联轴器相符，选取TL5型弹性柱销联轴器，其轴孔直径为35cm，和轴配合部分长度为60cm，故轴输出端直径dmin=35cm。3轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配在该减速器中，16可将齿轮充分分布在箱体内，17由于该齿轮轴只需联轴器的地方确定轴各段直径和长度Ⅰ段即外伸端直径d1=35cm,其长度应比联轴器轴孔的长度稍20短一些，21取L1=58cm。Ⅱ段直径d2=45cm,亦符合毡圈密封标23准轴径，24初选6409型深沟球轴承，其内径为45cm，宽度为29cm,L2=120cm.Ⅲ段齿轮，26其相关数据为m＝4.5，27z＝18，28d3＝60cm，29L3＝50cmⅣ段直径d4＝45cm，31长度L4＝30cm绘制轴的结构设计草图，如图示由上述轴各段长度可算得轴支撑跨距L=150cm第四章轴的计算-6-4按弯扭合成强度轴的强度绘制轴受力简图（a）绘制垂直面弯矩图（b）轴承支反力：FRAV=(Fa·dH-Fr·L/2)/L=-400.5NFRBV=Fr+FRAV=400.5N计算弯矩：截面C右侧弯矩MCN=FRBV·L/2=23N·m截面C左侧弯矩M’CN=FRAV·L/2=23N·m绘制水平面弯矩图（c）轴承支反力：FRAH=FRBH=Ft/2=1100N截面C处的弯矩：MCH=FRAH·L/2=62.7N·m绘制合成弯矩图（d）MC=67N·m;M’C=67N·m绘制转矩图（e）转矩：T=9.55x103·P/n=217N·m绘制当量弯矩图（f）转矩产生的扭转剪应力，按脉动循环变化，取α=0.6截面C处的弯矩为Mec＝146N·m较核危险截面C的强度σe=Mec/0.1d33=146x103/0.1x403=11.6854Mpa所以轴的强度足够-7-4.2、低速轴1的计算:第四章轴的计算-8-4.3、中间轴1的计算:24.4、低速轴2的计算:1．作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52．初步确定轴的最小直径D=40cm3．轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案a)轴上零件的定位、固定和装配在该减速器中，可将齿轮充分分布在箱体内，由于该齿轮轴只需联轴器的地方b)确定轴各段直径和长度c)Ⅰ段即外伸端直径d1=35cm,其长度应比联轴器轴孔的长度稍短一些，取L1=58cm。d)Ⅱ段直径d2=45cm,亦符合毡圈密封标准轴径，初选6409型深沟球轴承，其内径为45cm，宽度为29cm,L2=120cm.i)Ⅲ段齿轮，其相关数据为m＝4.5，z＝18，d3＝60cm，L3＝50cmk)Ⅳ段直径d4＝45cm，长度L4＝30cm2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度g)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。-9-h)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。i）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。j)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。k)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。l)轴肩固定轴承，直径为42mm。m)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f)该段由联轴器孔长决定为42mm4．按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为54Mpa，又由于轴受的载荷为脉动的，所以强度足够。4.5、中间轴2的计算:1．作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2．初步确定轴的最小直径D=45cm第四章轴的计算-10-3．轴的结构设计1）轴上零件的装配方案2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV直径60707587长度105113.758395．求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm第五章滚动轴承的选择及计算-12-第五章滚动轴承的选择及计算5.1高速轴的轴承：1．求两轴承受到的径向载荷2、轴承30206的校核1）径向力Fr1=Fr2=1000N2）派生力F=0N3）轴向力由于，Fa1/Fr1=0,故x1=1,y1=0所以轴向力为Fa=5000N，4）当量载荷由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为Fa1/Fr1=0故x1=1,y1=05）轴承寿命的校核Lh=16667/n(ft•C/P2)ε=2.3x107(h)5.2中间轴1的轴承：1、轴承32214的校核1）径向力Fr1=Fr2=8000N2）派生力F=0N3）轴向力轴向力为Fa=0N，4）当量载荷由于Fa1/Fr1=0故x1=1,y1=0,所以，取fp=1.1由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为P1=fp(x1Fr1+y1FA1)=1.1x(1x8000+0)=8800N5）轴承寿命的校核Lh=16667/n(ft•C/P2)ε=3.4x107(h)-13-第六章传动件的设计计算6.1．选精度等级、材料及齿数:1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式试算，即dt≥501）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.6（2）由图选取区域系数ZH＝2.433（3）由表选取尺宽系数φd＝1（4）由图查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（6）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8