一级减速器课程设计

一级减速器课程设计二、设计正文1.电动机的选择计算1.1选择电动机的转速1.1.1计算传动滚筒的转速卷筒轴工作转速6010006010000.545.50/min210wvnrD1.1.2选择电动机的转速取V带传动比为,'12~4i级圆柱齿轮减速器传动比'23~6i,则总传动比为'26~24i，电动机转速的可选范围为''()(8~36)45.50364~1638(/min)dwninr，选用同步转速1000r/min的电动机。1.2所需电动机的输出功率1.2.1传动装置的总效率普通V带的效率0.96，一对滚动轴承的效率0.99，闭式齿轮传动效率0.97，十子滑块联轴器的效率0.97，卷筒传动的效率0.96。总效率为2220.960.990.970.851.2.2所需电动机的输出功率87000.55.12100010000.85dFvPkw1.3选择电动机的型号电动机型号额定功率kw同步转速(r/min)满载转速(r/min)额定转矩质量(kg)Y132M2-65.510009602.0842.传动装置的运动和动力参数计算2.1分配传动比2.1.1总传动比96021.145.50mwnin12iii，式中1i和2i分别为V带传动和减速器的传动比。按传动比分配注意事项，初步取21221.16,3.526iiii2.2各轴功率、转速和转矩的计算轴号转速n(r/min)输入功率P(kw)输入扭矩(Nm)电动机轴960Ⅰ轴274.24.915171.18Ⅱ轴45.714.72986.13卷筒轴45.714.53946.433.传动零件的设计计算3.1V带传动的设计计算3.1.1求计算功率1.25.56.6cAPKPkw3.1.2选普通V带型号根据计算功率和转速，暂按B型计算。3.1.3求大、小带轮直径21,dd取11212140,(1)960/274.2140(10.02)480.35ndmmddmmn取2500dmm3.1.4验算带速v111409607.03/601000601000dnvms，带速在5~25范围内，合适。3.1.5求V带中心距和基准长度dL初步选取中心距0121.5()1.5(140500)960addmm符合120120.7()2()ddadd。带长222100120()(500140)2()2960(500140)2958.552424800ddLaddmma对B型带选用3150dLmm。再得实际中心距0031502958.559601055.72522dLLaamm3.1.6验算小带轮包角2150014018057.318057.3160.461201055.725dda，合适3.1.7求V带根数z由11960/min,125nrdmm，查表得01.37Pkw214503.67(1)125(10.02)did，查表得00.11Pkw由1156.2查表得0.95,1.07aLKK可得006.62.73()(2.080.30)0.951.07caLPzPPKK，取3根。3.2圆柱齿轮传动的设计计算3.2.1选择材料及确定许用应力小齿轮用45优质碳素钢调质，齿面硬度为230HBS大齿轮用45优质碳素钢正火，齿面硬度为210HBS因lim1lim2190,185,1.3FFFMPaMPaS，故limlim1212190185[]146,[]1421.31.3FFFFFFMPMPaSS因lim1lim2570,550,1.1HHHMPaMPaS，故limlim1212570550[]518,[]5001.11.1HHHHHHMPaMPaSS3.2.2按齿轮接触强度设计计算齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.1,齿宽系数0.8a。小齿轮上的转矩6114.9159550109550000171180274.2PTNmn计算中心距,(已知u=i=6).23(61)*2*1.1*17118079.060.8189.8*2.5500dmm齿数取1220,620120zz.故实际传动比i=6模数3.9531dmmmz。齿宽b=0.8d1=63.24mmb2=65,b1=753.2.3验算齿面弯曲强度1121222112*1.1*1.72*100000*2.931122.1882.226[].30.72[].65*16*2012.911FFFFFkTYfMPYfbZm小于小于所以安全3.2.4齿轮的圆周速度114*20*274.21.1479/601000601000dnvms对照表11—2，8级精度合适。4.轴的设计计算4.1减速器高速轴的设计4.1.1选择轴的材料高速轴的材料应与小斜齿轮原选定材料相同，即45优质碳素钢调质。4.1.2按转矩初步估算轴伸直径133114.92(118~107)30.88~28.00272.73PdCmmn，考虑键连接，应加大4%，取132dmm4.1.3设计轴的结构，初选滚动轴承2122,42ddhdmm，324364,735(1~5)45,258,,66.313ddmmddhmmdddddmm高速轴各段直径d1d2d3d4d5d6d732424558685845小齿轮宽度b1=b2+（5~10）=75mm。齿轮端面与箱体内壁距离=12mm。箱体内壁至轴承面距离l2=10mm（脂润滑）。轴承宽度T=19（初选6209C）。端盖尺寸e=15（嵌入式）。轴承座孔宽度L=e+n+T+（8~12）=15+16+19+10=60，n=16。套筒或垫片尺寸n=L-（l2+T+e）=60-10-19-15=16。箱外旋转件内端面至端盖最外面距离423l。558l。4.1.4高速轴计算由表5-11，与滚动轴承相配合的轴径345d6209C轴承/219/29.5aT11*14*2080dmzmm圆周力11122171180428080tTFNd径向力11tan1558rnFFtN联轴器上力作用点与支承受力点的距离为51458/22415169.593.5942lllenamm小齿轮中心与支承受力点的距离为111175/21210199.56922LblTa在危险截面B处，垂直面上的支反力17792rAVCVFRRN垂直面上的弯矩12917796953751BVBVAVMMRN水平面上的支反力14280214022tAHCHFRRN水平面上的弯矩69214069147660BHAHMRNmm合成弯矩22115719BBVBHMMMNmm当量弯矩为（视转矩为脉动循环，取0.6）2222()(157139)(0.6171180)187727eBMMTNmm计算危险截面B处轴的直径33118772731.50.1[]0.1*60eBbMdmm考虑键槽，应加大4%，所确定的B截面齿根圆直径55.063fBdmmd，因此就以结构设计的轴的径向和轴向尺寸为准。4.2减速器低速轴的设计4.2.1选择轴的材料低速轴的材料应与大齿轮原选定材料相同，即45优质碳素钢正火。4.2.2按转矩初步估算轴伸直径'233124.72(118~107)55~5045.71PdCmmn，考虑键连接以及与十字键槽相匹配，取'160dmm4.2.3选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承根据'160dmm，'''2122,76ddhdmm''''''''32445463(1~5)80,85,80,2101ddmmdmmdmmddhmmdd，h为轴肩高度。大齿轮宽度2106b。齿轮端面与箱体内壁距离=14mm。箱体内壁至轴承面距离210lmm（脂润滑）。轴承宽度266216Tmm（）。端盖尺寸15emm（嵌入式）。轴承座孔宽度106615LenTmmnmm，。箱外旋转件内端面至端盖最外面距离424l。5120lmm（联轴器长的一半）。4.2.4低速轴的计算大斜齿轮分度圆直径为2*24*120480dmzmm圆周力322222986.13104109480tTFNd径向力22tan1495.5rtnFFN联轴器上力作用点与支承受力点的距离为''5241272lllenamm大齿轮中心与支承受力点的距离为'''22229022LblTamm在危险截面B处，垂直面上的支反力21495.5/2747.72rAVCVFRRN垂直面上的弯矩19067300BVAVMRNmm212794958BVAVMRNmm水平面上的支反力241092054.522tAHCHFRRN水平面上的弯矩90184905BHAHMRNmm合成弯矩2222167300185905197712BBVBHMMMNmm当量弯矩为（视转矩为脉动循环，取0.6）2222()1977120.6*986130623837eBMMTNmm计算危险截面B处轴的直径53316.2310470.1[]0.160eBbMdmm所确定的B截面齿根圆直径6847fBdmmdmm，因此就以结构设计的轴的径向和轴向尺寸为准。5滚动轴承的寿命计算5.1减速器低速轴滚动轴承的寿命计算5.1.1计算轴承的受力轴承A和C的径向力分别为222277921402277.4rAAVAHFRRN222277921402277.4rCCVCHFRRN5.1.2计算当量动负荷当量动负荷2277.4rAPF减速器寿命为五年，5*365*1624000hhL，查表得温度系数和载荷系数分别为1,1.2tpff，所以113366601.22277.460272.7324000()()200133150010110prhtfPnCLNNf，故所选轴承合用。5.2减速器高速轴滚动轴承的寿命计算5.2.1计算轴承的受力轴承A和C的径向力分别为2222747.72054.52186rAAVAHFRRN2222747.72054.52186rCCVCHFRRN5.2.2计算当量动负荷当量动负荷2186rAPF减速器寿命为五年，29200hLh，查表得温度系数和载荷系数分别为1,1.2tpff，所以113366601.221866045.4524000()()115716600010110prhtfPnCLNNf，故所选轴承合用。6键联接的选择和计算6.1联轴器与减速器低速轴轴伸的键联接由所选联轴器与减速器低速轴伸出端相配的从动端'260dmm，L=120mm得知：外伸段轴径为60mm，长度为100mm（120mm)。今采用圆头普通平键A型（GB1096-79），1811bh，键长100mm。键的材料选用45钢，查得许用挤压应力为[]120pMPa。键的工作长度82lLbmm，转矩已知为2986130TTNmm，因此，挤压应力24498613077.95/77.95a[]120551092ppTNmmMPMPadhl，故此键联接强度足够。6.2减速器大齿轮与低速轴的键联接'485dmm，今采用圆头普通平键A型（GB1096-79），2214bh，键长L=85mm。键的材料选用45钢。查得许用挤压应力为[]120pMPa