机械设计课程设计说明书2减速箱

1目录一、传动方案拟定…………….……………………………….2二、电动机的选择……………………………………….…….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………………………….…….5五、传动零件的设计计算………………………………….….6六、轴的设计计算………………………………………….....12七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19八、键联接的选择及计算………..……………………………22九、设计心得………..………………………………………...24十、参考文献………..…………………………………………242计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）带式运输机的传动示意图如下：（2）工作条件：工作为二班工作制，连续单向运转，载荷较平稳，环境清洁；（3）使用折旧期：使用年限8年；（4）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；（5）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；（6）原始数据：滚筒圆周力F=3300N；带速V=1.2m/s；滚筒直径D=350mm；滚筒长度L=400mm。F=3300NV=1.2m/sD=350mmL=400mmn滚筒=65.5r/minη总=0.85P工作=4.66KW3二、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×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=3300×1.2/1000×0.85=4.66KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.2/π×350=65.5r/min按《机械设计课程设计》P7表2-1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=2~4。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=4~16。故电动机转速的可选范围为：4n’d=I’a×n筒=（4~16）×65.5=262~1048r/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：如指导书P15页第一表。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2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Y132M2-6。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。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=960/65.5=14.662、分配各级传动比（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=3（单级电动机型号Y132M2-6i总=14.66据手册得i齿轮=3i带=4.8875减速器i=3~6合理）（2）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=14.66/3=4.887四、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/minnII=nI/i带=960/4.887=196.4(r/min)nIII=nII/i齿轮=196.4/3=65.5(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作=5.5KWPII=PI×η带=5.5×0.96=5.28KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=5.28×0.98×0.96=4.967KW3、计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×5.5/960=54714N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×5.28/196.4=256741N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×nI=960r/minnII=196.4r/minnIII=65.5r/minPI=5.5KWPII=5.28KWPIII=4.967KWTI=54714N·mmTII=256741N·mmTIII=724196N·mm64.967/65.5=724196N·mm五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P103表5-6得：kA=1.2PC=KAP=1.2×5.5=6.6KW由课本P100图5-2得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本104图5-7得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm则取dd1=100mmdmin=75dd2=n1/n2·dd1=960/196.4×100=488.8mm由课本P103表5-7，取dd2=500mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/500=192r/min转速误差为：n2-n2’/n2=196.4-192/196.4=0.0220.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000dd2=488.8mm取标准值dd2=500mmn2’=192r/minV=5.03m/s7=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩根据课本P105式（5-13）得0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(100+500)≤a0≤2×(100+500)所以有：420mm≤a0≤1200mm由课本P105式（5-14）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+500)+(500-100)2/4×500=1942mm根据课本P102表（5-5）取Ld=2000mma≈a0+Ld-L0/2=500+（2000-1942）/2=500-29=461mm(4)验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-（500-100）/461×57.30=1800-49.70=130.301200（适用）420mm≤a0≤1200mm取a0=500Ld=2000mma0=461mm8（5）确定带的根数根据课本P100表（5-2）P1=0.95KW根据课本P101表（5-3）△P1=0.10KW根据课本P102表（5-4）Kα=0.86根据课本P102表（5-5）KL=1.03由课本P106式（5-16）得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL=6.6/[(0.95+0.10)×0.86×1.03]=6.9(6)计算轴上压力由课本P95表5-1查得q=0.1kg/m，由式P106（5-17）单根V带的初拉力：F0=[500PC（2.5-Kα）/ZVKα]+qV2=[500×6.6×(2.5-0.86)/7×5.03×0.86]+0.1×5.032N=158.92N则作用在轴承的压力FQ，由课本P106式（5-18）FQ=2ZF0sinα1/2=2×8×158.92sin130.3/2=2288.45N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级Z=7根F0=158.92NFQ=2288.45N9考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P59表3-5选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3由式（3-16）确定有关参数如下：传动比i齿=3取小齿轮齿数Z1=26。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3×26=78实际传动比I0=78/26=3传动比误差：i-i0/I=3-3/3=0%2.5%可用齿数比：u=i0=3由课本P60表3-6取φd=0.9(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.5/960=54714N·mm(4)载荷系数k由课本P38表3-1取k=1(5)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由课本P48图3-16查得：i齿=3Z1=26Z2=78u=3T1=54714N·mmK=1αHlimZ1=570MpaαHlimZ2=350MpaNL1=1.28×109NL2=2.14×108ZNT1=0.92ZNT2=0.9810σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P50图3-18查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/26=1.88mm根据课本P60表3-7取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P54（3-17）式σF=(2kT1/bmd1)YFaYSa≤σFa[σH]1=524.4Mpa[σH]2=343Mpad1=48.97mmm=2mmd1=52mmd2=156mmb=46.8mm11确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2×26mm=52mmd2=mZ2=2×78mm=156mm齿宽：b=φdd1=0.9×52mm=46.8mm取b=45mmb1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=26,Z2=78由课本P44图3-14、3-15得YFa1=2.65YSa1=1.60YFa2=2.25YSa2=1.75(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P46（3-12）式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本P49图3-17C查得：σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa由课本P50图3-19查得：YNT1=0.88YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpab1=50mmYFa1=2.65YSa1=1.60YFa2=2.25YSa2=1.75σFlim1=290MpaσFlim2=210MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25σF1=99.1MpaσF2=92Mpa12=302.4Mpa将求得的各参数代入式（3-17）σF1=(2kT1/bmd1)YFa1YSa1=(2×1×54714/45×2×52)×2.65×1.60Mpa=99.1Mpa[σF]1σF2=(2kT1/bmd1)YFa2YSa2=(2×1×54714/45×2×52)×2.25×1.75Mpa=92Mpa[σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m(Z1+Z2)/2=2(26+78)/2=104mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×52×196.4/60×1000=0.534m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217~255HBS根据课本P140（6-2）式，并查表6-3，取c=107d≥107(5.28/196.4)1/3mm=32mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=32×(1+5%)mm=33.6a=104mmV=