减速箱分析与计算

我的设计任务为：工作拉力F：1800N；运输带工作速度v=1.3m/s；运输带滚筒直径D=300mm注：本实验平台的参数化箱体零件适用于端盖直径均不大于130mm，两盖中心距不大于170mm的减速箱，如超出此范围需手动改模型。按照以下提示确定减速箱各零件参数：一、选择电动机1、选择电动机类型圆周速度v:v=1.3m/s工作机的功率pw:电动机所需工作功率为:工作机的转速为:2、确定电动机功率,确定电动机转速.经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(6×24)×82.8=500-1987r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515×315216×17812mm38×8010×33二、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/82.8=11.6（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为:i=ia/i0=11.6/4=2.9三、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI=nm/i0=960/4=240r/min输出轴：nII=nI/i=240/2.9=82.76r/min工作机轴：nIII=nII=82.76r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd×=2.81×0.96=2.7KW输出轴：PII=PI×=2.7×0.98×0.97=2.57KW工作机轴：PIII=PII×=2.57×0.98×0.99=2.49KW则各轴的输出功率：输入轴：PI'=PI×0.98=2.65KW输出轴：PII'=PII×0.98=2.52KW工作机轴：PIII'=PIII×0.98=2.44KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Td×i0×电动机轴的输出转矩:所以：输入轴：TI=Td×i0×=27.96×4×0.96=107.37Nm输出轴：TII=TI×i××=107.37×2.9×0.98×0.97=296.0Nm工作机轴：TIII=TII××=296.0×0.98×0.99=287.2Nm输出转矩为：输入轴：TI'=TI×0.98=105.2Nm输出轴：TII'=TII×0.98=290.1Nm工作机轴：TIII'=TIII×0.98=281.5Nm参数\轴名电动机轴I轴II轴工作轴转速n（r/min）96024082.7682.76功率P（kw）2.812.72.572.49转矩T（N.m）27.96107.37296.0287.2传动比i42.91效率η0.9610.9520.97四、V带传动设计1.确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KAPd=1.2×2.81kW=3.372kW2.选择V带的带型根据Pca、nm由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1=112mm。2）验算带速v。按课本公式验算带的速度πdd1nm60×1000=π×112×96060×1000m/s=5.63m/s因为5m/sv30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径dd2=i0dd1=4×112=448mm根据课本查表，取标准值为dd2=450mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld1）根据课本公式，初定中心距a0=500mm。2）由课本公式计算带所需的基准长度Ld0≈2a0+π2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)24a0=2×500+π2×(112+450)+(450-112)24×500≈1939mm由表选带的基准长度Ld=2000mm。3）按课本公式计算实际中心距a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(2000-1939)/2mm≈530mm按课本公式，中心距变化范围为500~590mm。5.验算小带轮上的包角≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（450-112)×57.3°/530≈143.5°120°6.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=112mm和nm=960r/min，查表得P0=1.16kW。根据nm=960r/min，i0=4和A型带，查表得P0=0.11kW。查表得K=0.9，查表得KL=1.03，于是Pr=(P0+P0)KKL=(1.16+0.11)×0.9×1.03kW=1.18kW2）计算V带的根数zz=Pca/Pr=3.372/1.18=2.86取3根。7.计算单根V带的初拉力F0由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500(2.5-Kα)PcaKαzv+qv2=500×(2.5-0.9)×4.030.9×4×5.63+0.105×5.632N=162.4N8.计算压轴力FPFP=2zF0sin(1/2)=2×3×162.4×sin(143.5/2)=925.39N9.主要设计结论带型A型根数3根小带轮基准直径dd1112mm大带轮基准直径dd2450mmV带中心距a530mm带基准长度Ld2000mm小带轮包角α1143.5°带速5.63m/s单根V带初拉力F0162.4N压轴力Fp925.39、五、齿轮设计1、大小齿轮齿数2、模数、中心距、螺旋角、分度圆直径以及齿宽等1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1=28，大齿轮齿数z2=28×2.9=81.2，取z2=82。（4）初选螺旋角=14°。（5）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t≥32KHtT1ψd×u±1u×ZHZEZεZβ[σH]21）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.6。②计算小齿轮传递的转矩T1=128.33N/m③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.44。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos14°)=20.561°at1=arccos[z1cost/(z1+2han*cos)]=arccos[28×cos20.561°/(28+2×1×cos14°)]=28.89°at2=arccos[z2cost/(z2+2han*cos)]=arccos[82×cos20.561°/(82+2×1×cos14°)]=23.844°端面重合度：=[z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)]/2π=[28×(tan28.89°-tan20.561°)+127×(tan23.844°-tan20.561°)]/2π=2.14轴向重合度：=φdz1tan/π=1×28×tan(14°)/π=2.222重合度系数：⑦由式可得螺旋角系数Z=cosβ=cos14=0.985⑧计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×240×1×10×300×2×8=6.91×108大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=6.91×108/4.57=1.51×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.89、KHN2=0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=KHN1σHlim1S=0.89×6001=534MPa[H]2=KHN2σHlim2S=0.92×5501=506MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=506MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t≥32KHtT1ψd×u±1u×ZHZEZεZβ[σH]2=50.143mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v②齿宽bb=φdd1t=1×50.143=50.143mm2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1.25。②根据v=0.63m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.05。③齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×107.37/50.143=4282.55NKAFt1/b=1.25×4282.55/50.143=106.76N/mm100N/mm查表得齿间载荷分配系数KH=1.4。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.346。则载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1.25×1.05×1.4×1.346=2.4733）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=50.143×32.4731.6=57.98mm及相应的齿轮模数mn=d1cos/z1=57.98×cos14°/28=2.01mm模数取为标准值m=2mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距中心距圆整为a=114mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角即：=15.22°（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度b=d×d1=1×58=58mm取b2=58mm、b1=63mm。5.主要设计结论齿数z1=28、z2=82，模数m=2mm，压力角=20°，螺旋角=15.22°，中心距a=114mm，齿宽b1=63mm、b2=58mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z2882螺旋角β左15.22右15.22齿宽b63mm58mm分度圆直径d58mm170mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha2mm2mm齿根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2×ha62mm174mm齿根圆直径dfd-2×hf53mm135mm六、箱体结构设计七、轴的初步设计1、I轴设计2、II轴设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=2.7KWn1=240r/minT1=107.37Nm2.求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为:d1=58mm则:3.初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0=112，得：输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12=27mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=35mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm。大带轮宽度B=63mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12=61mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=35mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40×80×19.75mm，故d34=