减速箱课程设计计算说明书

1机械设计课程设计计算说明书一、电动机的选择………………………………………………2二、计算总传动比及分配各级的传动比………………………3三、运动参数及动力参数计算…………………………………4四、三角带传动的设计计算……………………………………4五、齿轮传动的设计计算………………………………………5六、轴的设计计算………………………………………………8七、滚动轴承的校核计算………………………………………11八、键连接的校核计算…………………………………………12设计题目：V带——单级圆柱减速器中德学院机械设计制造及其自动化专业设计者：林贤香学号：0614020108指导教师：王新华二○○九年七月一日2计算过程及计算说明设计题目：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：用于运输碎粒物体，工作时载荷有轻微冲击，输送带允许速度误差+4%，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），连续单向运转。（2）原始数据：滚筒圆周力F=2500N；带速V=1.1m/s；滚筒直径D=400mm。一、电动机的选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、确定电动机功率：（1）工作装置所需功率Pw：Pw=Fwxvw/(1000xηw)kW式中，工作装置的效率本例考虑胶带卷筒及其轴承的效率取ηw=0.94，代入上式得：Pw=Fwxvw/(1000xηw)=2500x1.1/(1000x0.94)=2.92kW电动机的输出功率P0=Pw/ηkWη=ηb×ηg×ηr2×ηc,其中取V带传动效率ηb=0.96，滚动轴承效率ηr=0.995，7级精度齿轮传动效率ηg=0.98，滑块联轴器效率ηc=0.98，则：η=0.96×0.98×0.9952×0.98=0.90(2)电机所需的工作功率：P0=Pw/η=2.92/0.9=3.24kWFw=2500NVw=1.1m/sD=400mmnw=52.55r/minη=0.90P0=3.24KW33、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：nw=60×1000Vw/πD=60×1000×1.1/π×400=52.55r/min按手册P12表2-3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’g=3~5。取V带传动比I’b=2~4，则总传动比理时范围为I’=6~20。故电动机转速的可选范围为n’=I’×nw=（6~20）×52.55=315.3~1051r/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，参考指导书P301页表8-169，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，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Y132M1-6。其主要性能：额定功率：4KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。二、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i=nm/nw=960/52.55=18.272、分配各级传动比（1）据指导书P12表2-3，取齿轮传动比ig=6（单级减速器i=3~6合理）（2）∵i=ib×igi∴b=i/ig=18.27/6=3.045电动机型号Y132M1-6i=18.27据手册得ig=6ib=3.0454三、运动参数及动力参数计算1、各轴转速（r/min）I轴nI=nm/ib=960/3.045=315.27r/minII轴nII=nI/ig=315.27/6=52.55r/min工作轴nw=nII=52.55r/min2、各轴输入功率（KW）I轴PI=P0xηb=3.24x0.96=3.11KWII轴PII=PI×ηrxηg=3.11x0.995x0.97=3KW工作轴Pw=PII×ηr×ηc=3×0.995×0.98=2.92KW3、计算各轴扭矩（N·mm）I轴T1=9550PI/nI=9550×3.11/315.27=94.21N·mII轴T2=9550PII/nII=9550×3/52.55=545.2N·m工作轴Tw=9550Pw/nw=9550×2.92/52.55=530.66N·m电动机轴输出T0=9550P0/nm=9550×3.24/960=32.33N·m四、三角带传动设计电动机P0=3.24kW，n1=nm=960r/min,传动比i=3.045，每天工作16小时1.由课本表8-7得工作情况系数：kA=1.2PCa=KAP0=1.2×3.24=3.89KW由课本P82图5-10得：选用A型V带2.选择V带的带型，根据PCa，n1，参考课本图8-11，选用A型带。3.确定带轮基准直径dd，并验算带速v。1)由课本表8-6和表8-8得，初选小带轮基准直径dd1=106mm2)验算带速v=πxdd1xn1/60/1000=πx106x960/60/1000=5.33m/s因为在5~25m/s范围内，带速合适。3)计算大带轮的基准直径dd2=i·dd1=3.045×106=323mm根据表8-8圆整，取dd2=315mm4.确定V带的中心矩a和基准长度Ld。1)根据课本P152式（8-20）得0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(106+315)≤a0≤2×(106+315)所以有：294.7mm≤a0≤842mm,初定中心距a0=500mm2)计算带所需的基准长度Ld0。Ld0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+1.57(106+315)+(315-106)2/4/500=1352mm根据课本表8-2取Ld=1400mmnI=315.27r/minnII=52.55r/minnw=52.55r/minPI=3.11KWPII=3KWPw=2.92KWTI=94.21N·mTII=545.2N·mTw=530.66N·mT0=32.33N·mdd1=106mmdd2=323mm取标准值dd2=315mmv=5.03m/s295mm≤a0≤842mm取a0=500mm53)计算实际中心距a。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1400-1352)/2=520mm根据课本P158式（8-24）得，中心距的变化范围为499~562mm5.验算小带轮包角α1=1800-(dd2-dd1)×57.30/a=1800-(315-106)×57.30/520=1570=900（适用）6.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Prdd1=106mm，n1=960r/min,查表8-4a得，P0=1.059kWn1=960r/min，i=3.045和A型带，查表8-4b得P△0=0.11KWα1=1570，查表8-5、表8-2得Kα=0.94KL=0.89Pr=(P0+P△0)xKαxKL=(1.059+0.11)x0.94x0.89=0.978kW2）计算V带的根数zZ=PCa/Pr=3.89/0.978=3.98取z=4根7.计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min查表8-3得A型带单位长度质量q=0.10kg/m(F0)min=500PCa（2.5-Kα）/KαzV+qV2=[500×3.89x(2.5-0.94)/(0.94x4x5.33)+0.1×5.332]N=154N8.计算压轴力Fp压轴力的最小值(Fp)min=2z(F0)minsin(α1/2)=2×4×154xsin1570/2=1210N五、齿轮传动的设计计算1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)根据传动方案选直齿圆柱齿轮传动。2)运输机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）3)材料选择，考虑减速器传递功率不大，小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS。二者材料硬度差为40HBS。4)根据课本表10-1选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=6x20=1202.按齿面接触疲劳强度设计d1≥2.32{kT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2}1/3(1)确定公式内各计算数值1)试选载荷系数Kt=1.32)小齿轮传递的扭矩T1=94.21N·m=94210N·mm3)小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120实际传动比i0=120/2=60Ld=1400mma=520mmz=4根(F0)min=154N(Fp)min=1210Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=94210N·mm6传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%2.5%可用齿数比：u=i0=6由课本表10-7取φd=14)根据课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25)根据课本图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa。6)计算应力循环次数N1=60nIjLh=60×315.27×1×(2×8×300×10)=9.08x108N2=N1/i=9.08×108/6=1.513×1087)由课本图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.958)计算解除疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1.0[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.9x600/1.0=540Mpa[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.95x550/1.0=522.5Mpa(2)计算1)计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值d1t≥2.32{kT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2}1/3=2.32{1.3x94210x7189.82/（1.0x6x522.52）}1/3=61.748mm2)计算圆周速度vv=πd1tnI/60/1000=πx61.748x315.27/60/1000=1.02m/s3)计算齿宽bb=φd·d1t=1x61.748=61.748mm4)计算齿宽与齿高之比模数：mt=d1t/z1=61.748/20=3.09mm齿高：h=2.25mt=2.25x3.09mm=6.95mmb/h=61.748/6.95=8.885)计算载荷系数根据v=1.02m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.1直齿轮，KHα=KFα=1由表10-2查得使用系数KA=1.25由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时；KHβ=1.422由b/h=8.88,KHβ=1.422查图10-13得KFβ=1.35；故载荷系数为K=KAKVKHαKHβ=1.25x1.1x1x1.422=1.9556)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d1=d1t(K/Kt)1/3=61.748x(1.955/1.3)1/3=70.747mm7)计算模数m=d1/z1=70.747/20=3.54mmσHlim1=600MpaσHlim2=550MpaN1=9.08×108N2=1.513×108KHN1=0.90KHN2=0.95[σH]1=540Mpa[σH]2=522.5Mpad1t=61.748mmd1=70.747mm73.按齿根弯曲强度设计m≥(2kT1YFaYSa/φdz12[σF])1/3(1)确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限σFE2=380MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.94KFN2=0.963）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4[σF]1=KFN1σFE1/s=0.94x500/1.4=335.71MPa[σF]2=KFN2σFE2/s=0.96x380/1.4=260.57MPa4）计算载荷系数KK=KAKVKFαKFβ=1.25x1.1x1x1.35=1.8565）查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.72YFa2=2.1536）查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.57YSa2=1.817计算大小齿轮的YFaYSa/[σF]并