说明书Z31114015宁强

课程设计任务书单级直齿圆柱齿轮减速器学校：安徽大学班级：11级姓名：宁强学号：Z311140151计算过程及计算说明一、传动方案拟定１、工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。２、原始数据：滚筒端输入扭矩（N*m）:500滚筒转速n（r/min）：80滚筒直径D（mm）：450方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器4.联轴器5.鼓轮2二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：由电动机至运输带的传动总效率为：η总=η１×η２×η３×η４×η5式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。取η１=0.96η２＝0.99，η３＝0.96，η４＝0.99.η5=0.96则：η总=0.96×0.99×0.96×0.99×0.96=0.867电动机所需工作功率为：Pd=ＰＷ／η总=500804.363955095500.96wTn(kw)因载荷平稳，电动机额定功率edP略大于dP即可。由《机械课程设计手册》表20-1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率edP为5.5kW。3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n滚筒=80r/min根据手册Ｐ７表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’=3～６。3取Ｖ带传动比Ｉ１’=２～４。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２４。故电动机转速的可选范为N’d=I’a×n卷筒=(6-24)×80=480--1920r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量N参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.51500144068120015.793.294.802Y132M2-65.510009701190150010.212.274.503Y160M2-85.5750720145021007.892.123.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6.三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：ia=970/80=12.125总传动比等于各传动比的乘积.2、分配各级传动装置传动比：4根据指导书P7表1，取i0=2.7（普通V带i=2--4）因为：ia＝i0×i所以：i＝ia／i0＝12.125/2.7＝4.5四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=970r/minnII=nI/i带=970/2.7=359.3(r/min)nIII=nII/i减速机=359.3/4.5=79.8(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减速器=5.28×0.96=5.07KW3、计算各轴扭矩（N·mm）TI=6II9.5510Pn=9.55×106×5.5/970=73840N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×5.28/359.3=191372N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×5.07/79.8=827188N·mm5五、传动零件的设计计算1、V带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P156表8-7得：kA=1.1PC=KAP=1.1×7.5=8.25KW且小带轮转速为970r/min查课本P157图8-11得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速查课本图8-11得，推荐的小带轮基准直径为80~100mm则取dd1=100mmdmin=75mmdd2=n1/n2·dd1=970/359.3×100=270mm查课本P157表8-8，取dd2=280m实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=970×100/280=346.4r/min转速误差为：n2-n2’/n2=（359.3-346.4）/359.3=3.59%(允许)带速V：V=d11dn601000=π×100×970/60×1000=5.08m/s6在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定V带基准长度Ld和中心矩a根据课本P152式（8-20）得0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(100+280)≤a0≤2×(100+280)所以有：266mm≤a0≤760mm取a0=560mm由课本P158式（8-22）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2×560+1.57(100+280)+(280-100)2/4×560=1731mm根据课本P146表（8-2）取Ld=1800mm根据课本P158式（8-23）得：a≈a0+Ld-L0/2=560+1800-1731/2=594.5mm(4)验算小带轮包角由课本公式（8-25）α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（280-100）/1731×57.30=17401200（适用）7（5）确定带的根数根据课本P152表（8-4a）P1=1.14KW根据课本P154表（8-4b）△P1=0.11`KW根据课本P155表（8-5）Kα=0.99根据课本P146表（8-2）KL=1由课本P158式（8-26）得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL=8.25/[(1.14+0.11)×0.99×1]=6.66故取带的根数为7根由课本查表8-1，A型V带顶宽13mm，13×7=105，带间留一定间隙，故取带轮宽度105mm。(6)计算带的初拉力F0由课本P149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8-3）单根V带的初拉力：F0=500PC（2.5—Kα）/（KαZV）+qV2=[500×8.25×（2.5—0.99）/（0.99×7×5.08）+0.1×5.082]N=164.83N则作用在轴承的压力FQ，由课本P159式（8-28）Fp=2ZF0sin（α1/2）=2×7×164.83sin（1740/2）=2304.5N82、齿轮传动的设计计算及校核（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不高，所以齿轮采用软齿面。查课本191表10-1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P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra=1.6~3.2μm确定有关参数如下：传动比i齿=4.5取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.5×20=90实际传动比I0=90/20=4.5传动比误差：i-i0/I=4.5-4.5/4.5=0%2.5%可用齿数比：u=i0=4.5（2）按齿面接触疲劳强度设计按下式试算21131121tHEtdHkTuZZdu1）确定各参数的值:①选载荷系数kt=1.3，由课本P205表10-7取φd=1②转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×7.2/359.3=1.9x105N·mm③选取区域系数ZH=2.433；9④计算应力值环数N1=60n1jhL=60×421.7×1×24000=0.6×109hN2=N1/4.5=1.50×108h#(4.5为齿数比,即4.5=12ZZ)⑤查得：K1=0.96K2=0.95○6计算接触疲劳需用应力齿轮的疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=SKHHN1lim1=0.96×550=511.5MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.95×450=427.5MPa许用接触应力：MPaHHH5.4692/)4325.511(2/)][]([][21（2）计算①小齿轮的分度圆直径dt1321121()[]tHEtdHKTZZudu=58.27mm②计算圆周速度：10006011　ndt1.1m/s③计算齿宽b和模数ntm计算齿宽bb=tdd1=58.27mm计算模数mnntm=91.22027.58④计算齿宽与高之比hb齿高h=2.25ntm=2.25×2.91=6.56mmhb=89.856.627.58⑤计算载荷系数K：使用系数AK=1根据v=1.1m/s,7级精度,查课本得，动载系数KV=1.17；查得KH的计算公式:KH=)6.01(18.012.12d2d+0.23×103×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×58.27=1.42查得:KF=1.35KH=FK=1.210故载荷系数:K＝KKKHKH=1×1.17×1.2×1.42=1.994⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=dt1tKK/3=58.27×36.1994.1=62.70mm⑧计算模数nmnm=zd11=1.32070.623按齿根弯曲强度设计由课本式（10-17）mn≥21FaSa32Fd12kTYcosYY[]Z(1）确定计算参数1)由课本图10-20c查得消除论弯曲疲劳强度σFE1=500MPa，大齿轮弯曲强度极限σFE2=380MPa由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式10-12得：[σF]1=11FNFEKKS=0.85×500/1.4=303.57[σF]2=22FNFEKKS=0.88×380/1.4=238.86大齿轮数值大2）计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.13×1.2×1.35=1.833)齿形系数YFa和应力修正系数YSaYFa1=2.65YSa1=2.226YFa2=1.58YSa2=1.764114)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4[F]1=14.3074.150086.011SKFFFN[F]2=43.2524.138093.022SKFFFN大齿轮的数值大。(2）设计计算mn≥21FaSa32Fd12kTYcosYY[]Z=2.68mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取mn=3.0已经可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.70mm来计算应有的齿数，于是Z1=d1mn=62.70/3=20.9取Z1=21，则Z2=uZ1=4.5×21=94.5，取954几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1mn=21×3=63mmd2=Z2mn=95×3=285mm2）计算中心距a=（Z1+Z2）mn/2=174将中心距调整为174mm3）计算齿轮宽度b=dd1=1×63=63调整后，取B2=65mm，B1=70mm125结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮直径大于160mm，小于500mm，故选用复式结构为宜，详细如CAD大齿轮零件图。六、轴的设计计算输入轴的设计计算及校核1、按扭矩初算轴径1）选用45#调质，硬度217~255HBS2）取每级齿轮传动效率为η=0.98，则PI=PI×η带×η=5.5×0.96×0.98=5.1744KWn=nI/i带=1440/4=360(r/min)T=9.55×106PII/nII×η=9.55