V带-一级圆柱齿轮减速器设计说明书Ⅱ[1]11

1机械设计基础课程设计说明书目录机械课程设计任务书……………………………2一、电动机的选择……………………………………3二、计算传动装置的总传动比………………………5三、计算传动装置的运动参数和动力参数…………6四、带传动设计………………………………………7五、齿轮传动设计……………………………………11六、轴的设计…………………………………………15七、键的设计与校核…………………………………22八、轴承的选择与校核………………………………24九、联轴器的选择……………………………………26十、减速器的箱体设计………………………………27十一、减速器的润滑、密封和润滑油牌号的选择……29十二、参考资料…………………………………………302机械零件课程设计任务书设计题目：带式传动机装置的一级圆柱齿轮减速器。运动简图:工作条件：传动平稳，传动带单向工作，每天工作24小时，使用年限5年，输送带允许误差为±5％.原始数据：已知条件数据传送带工作拉力F／N2300传送带工作速度v／(m／s)1.5滚筒直径D／mm400设计工作量：设计说明书一份；减速器装配图一张；减速器零件大齿轮图一张；轴一张。3一、电动机的选择设计项目计算及说明主要结果（1）选电动机类型按已知工作要求和条件，选用Y型全封闭型笼型三相异步电机（2）选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为：错误!未找到引用源。错误!未找到引用源。所以错误!未找到引用源。由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为：543221w之中5432;1,,,错误!未找到引用源。分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的效率。96.0;99.0;97.0;99.0;96.054321所以=3.97kw卷筒轴的工作转速为：=40014.35.1100060=71.66r/min按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比错Pd=3.97kwnw=71.66r/min4（3）确定电动机的转速误!未找到引用源。,单级齿轮传动比错误!未找到引用源。，则合理总传动比的范围错误!未找到引用源。，故电动机转速的可选范围为:min/2.1433~96.42966.71)20~6(rninwd错误!未找到引用源。符合这一范围的同步转速电动机有Y160m2-8和Y132s-6两种错误!未找到引用源。。综合考虑选择Y160M-6型电动机，其额定功率是5.5kw；同步转速是1000r/min;满载转速是960r/min;总传动比是13.39。方案电动机型号额定功率电动机转速/错误!未找到引用源。传动装置的总传动比同步转速满载转速1Y160M-64100096013.392Y160L-847507208.92选择Y160M-6电动机5二、计算总传动比和分配传动比设计项目计算及说明主要结果（1）计算总传动比由选定电动机的满载转速mn和工作机主动轴的转速wn可得传动装置的总传动比为：13min/66.71min/960rrnniwm对于一级传动有：21iii把总传动比合理地分配给各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低传动精度等级，在满足使传动装置结构尺寸较小、重量较轻和使各传动件的尺寸协调，结构匀称、合理、避免相互干涉碰撞的条件下取：31i42i13i31i42i6三、计算传动装置的运动和动力差数设计项目计算及说明主要结果（1）各轴的转速由式（9.8）～式(9.10)得出：min/320396011rinnmmin/804320212rinnmin/802rnnwmin/3201rnmin/802rnmin/80rnw（2）各轴的输入功率由式（9.11～9.13）得出：kwppkwppkwppwd37.399.096.055.355.397.096.081.381.396.097.3432121211kwp81.31kwp55.32kwpw37.3（3）各轴的转矩mNnpTmdd49.3996097.395509550mNnpTmNnpTmNnpT29.4028037.39550955078.4238055.39550955070.11332097.395509550222111mNTd49.39mNT70.1131mNT78.4232mNTw29.402运动和动力参数的计算结果列与下表：轴参数电动机轴1轴2轴滚筒轴功率p/kw3.973.813.553.37转速n/r/min9603208080转矩T/N.m69.0218.78787.16733．7传动比i341效率0.960.970.997四、带传动设计设计项目计算过程及计算说明主要结果（1）确定计算功率确定计算功率，查表8-7有6.1Ak则kwPKPAC35.697.36.1CP6.35kw(2)选择V带的型号根据使用要求，选择普通B型V带普通B型V带(3)确定带轮基准值取mmdmmdd125140min1所以大带轮mmdnnddd4201403209601221取大带轮的标准值mmdd4502则实际传动比21.3140450121ddddimmdd1401mmdd4502（4）验算带速smndvd/03.710006011smv/03.78（5）初定中心距a和基准带长错误!未找到引用源。初定中心距为a=750mm7504)140450()140450(214.375024)()(222021221addddalddddd=2458.33mm由表8-3取标准值为mmld2500由式8-19得实际中心距a为：mmLLaadd84.770)233.24582500750(200中心距a的变动范围为：mmLaad34.733015.0minmmLaad84.845250003.084.77003.0maxmmld2500mma84.770mma34.733minmma84.845max（6）校验小带轮包角错误!未找到引用源。12090.1723.57180121addadd1a90.1729（7）确定V带根数Z由式lackKpppz)(0得根据320,14011ndd查表8-4用内插法得：kwp65.10ibknkp1110由表8-5查得310649.2bk根据传动比4i表9.19错误!未找到引用源。3106494.2bkkwkwp31.01373.11197010649.230由表8-3差的带长度修正系数03.1lk由图8-5查得包角系数97.0ak得普通带根数24.303.197.031.065.135.6z圆整得Z=3根kwp65.10310649.2bk0pkw31.0Z=3（8）单根V带的初拉力错误!未找到引用源。由参考资料1表8-2得q=0.1kg/mNqvzvpFco21.13103.717.0)195.05.2(03.76235.61000)197.05.2(2100022NFo21.131（9）带轮轴上的压边力错误!未找到引NazFFQ50.1571290.172sin621.13122sin210NFQ50.151710用源。（10）设计结果选用3根A-4000GB/T11544_1997V带;带基准长度2500mm；轴上压力N50.1571为QF；mmdmmddd450;140213根A-4000GB/T11544_1997V带综上结果各参数列表如下：参数电动机轴1轴2轴滚筒轴功率p/kw3.973.783.493.42转速n/r/min960315.7993.9893.98转矩T/N.m59.24183.73779.78732.3传动比i3.213.951效率0.960.970.9911五、齿轮设计设计项目计算过程及计算说明主要结果（1）选择齿轮材料及精度等级因传递功率不大，选用软齿面齿轮组合，小齿轮用45钢正火，硬度为169～217HBS,大齿轮选用45钢调质。硬度为错误!未找到引用源。～255ＨＢＳ，选齿轮精度等级为９级，要求粗糙度错误!未找到引用源。。（２）按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（11.23）：3221)17.3()1(HEdzuukTd确定相关参数：○1转矩错误!未找到引用源。：1611055.9npTmN.1099.15.31973.61055.956○2载荷系数K：查表11.10取K=1.1○3齿数错误!未找到引用源。和齿宽系数错误!未找到引用源。：小齿轮的齿数错误!未找到引用源。取27，则大齿轮的齿数错误!未找到引用源。圆整取7mNT.1099.151K=1.11072721zzu96.312实际齿数比为96.32710712zzu错误!未找到引用源。齿数比的误差为错误!未找到引用源。因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由表11.19选取错误!未找到引用源。.○4许用接触应力错误!未找到引用源。：由图11.25查得mpampahh580450limlim由表11.9查得错误!未找到引用源。811098.524552515.3196060hnjLN8121051.1inN查图11.28得错误!未找到引用源。MpasznhlinnH513145014.1111MpasznhlinnH2.661158014.1221由表11.9查得错误!未找到引用源。○5确定模数：由表１１.１１查得8.189Ez错误!未找到引用源。mpampahh580450limlim1N81098.5错误!未找到引用源。dmm53.61mmmn5.213mmzuukTdHEd53.61)5138.18917.3(96.31)196.3(1099.11.1)17.3()1(3253221mmzBdmn19.22715cos48.77cos1由表11.3取标准模数错误!未找到引用源。○6确定中心距和螺旋角：mmBzzman3.20815cos2)10727(5.2cos2)(21圆整后去中心距为mma2142.152142)10727(5.2cos2)(cos21arazzmarBn此值与初选值相差不大，不必重新计算。mma3.2082.15B（3）主要尺寸计算：mmBzmdn94.692.15cos275.2cos11mmBzmdn2.2772.15cos1075.2cos22mmdbd94.6994.6911综合选择取mmb701mmb752mmd94.6912dmm2.277mmb701mmb75214（5）按齿根弯曲疲劳强度校核由式（11.37出，如错误!未找到引用源。则校核合格。确定有关参数与系数：（1）当量齿数1172.15cos107cos302.15cos27cos33220311zzzzvv查表（11.12）得17.254.221FFYY查表11.13得82.163.121SSYY由图11.26查得mpampaFlinFlin160150由表11.9查得由图11.27查得错误!未找到引用源。1由式（11.16）可得：MPasYFnFliNF116111MPasYFFliNF123222故1121184.74cos6.1FnFMpazbmK