一级减速器课程设计计算说明书(样例)

KUST仅供参考严禁抄袭！1目录一．前言…………………………………………………………………………………………3二．电动机的选择………………………………………………………………………………3三．总传动比和分配传动比……………………………………………………………………4四．运动与动力参数的计算……………………………………………………………………5五．带传动的设计………………………………………………………………………………5六．齿轮传动的设计计算………………………………………………………………………7七．减速器箱体基本尺寸设计…………………………………………………………………9八．轴的设计……………………………………………………………………………………11九．联轴器的选择………………………………………………………………………………16十．对轴承的校核………………………………………………………………………………16十一．普通平键的选择及校核………………………………………………………………17十二．润滑方式与密封形式的选择…………………………………………………………18十三．设计小结………………………………………………………………………………18十四．参考资料………………………………………………………………………………KUSTKUST仅供参考严禁抄袭！2一．前言1.题目分析运动简图根据任务书的要求，我们得知本设计为降速传动，同时将电动机的输出的转矩升高。又由上运动简图可知，本设计中的机械为二级传动机械，其中第一级为带传动（存在一定误差），第二级为齿轮传动（精度较高，可调整误差）。故在选定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配，以达到最佳传动效果。2.原始数据：运输带的有效拉力：F=3100N运输带的有效速度：v=2.1m/s滚筒直径：D=300mm二．电动机的选择1.选择电动机类型：根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采用Y型三相异步电动机（全封闭结构）即可达到所需要求。另外，根据此处工况，采用卧式安装。2.选择电动机的功率：工作机功率：P6.511000FvkWw==KUSTKUST仅供参考严禁抄袭！3工作机所需电动机输出功率：PPwah=（h为传动总机械效率）由任务书中的运动简图分析可知：1h——V带传动效率；2h——齿轮传动的轴承效率；3h——齿轮传动的效率；4h——联轴器的效率；5h——滚筒轴承的效率；6h——滚筒效率。查【2】表1-7得：1234560.960.990.970.970.980.96hhhhhh======、、、、、。（初选齿轮为八级精度）则有：221234560.960.990.970.970.980.960.83hhhhhhh=⋅⋅⋅⋅⋅=×××××≈（减速器内部有2对轴承，其机械效率相同，均为2h）P6.51P7.84kW0.83wah==≈3.确定电动机转速：滚筒转速为：601000n133.69/minvrDwp×=≈取V带传动的传动比范围为：'124i=取单级齿轮传动的传动比范围为：'235i=（工程经验）则可得合理总传动比的范围为：'''12620iii=⋅=故电动机转速可选的范围为：''802.142673.8/mindninrw=⋅=查【2】表12-1，得满足要求的可选用电动机转速为：970r/min、1460r/min。为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高，故择中选用1460r/min的转速。其初定总传动比为：146010.92133.69dninw==≈综上，可选定电动机型号为：Y160M-4。其相应参数列于表1：表1.所选用电动机的相关参数。电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比Y160M-411KW1500r/min(4级)1460r/min10.92KUSTKUST仅供参考严禁抄袭！4三．总传动比和分配传动比1.总传动比：由上一步算得知10.92i≈2.分配传动比：由工程经验知顶分配传动比除了满足'124i=、'235i=外，还应满足12ii≤。故取：V带传动比为12.79i=，齿轮传动比为213.914iii==。四．运动与动力参数的计算1．各轴转速：Ⅰ轴：11460523.3/min2.79dnnri===Ⅰ；Ⅱ轴：2523.3133.7/min3.914nnri===ⅠⅡ。2．各轴功率：Ⅰ轴：1P=P=7.840.96=7.5264kWah⋅×Ⅰ；Ⅱ轴：23P=P=7.5260.990.97=7.228kWhh⋅⋅××ⅡⅠ。3．各轴转矩：Ⅰ轴：P7.5264T9550137.35Nm523.3n==×=⋅ⅠⅠⅠ；Ⅱ轴：P7.228T9550516.29Nm133.7n==×=⋅ⅡⅡⅡ。表2.初步计算传动参数功率（kW）初算转速(r/min)初算转矩(N*m)Ⅰ轴7.5264523.3137.35II轴7.228133.7516.29带轮传动比齿轮传动比2.793.914五．带传动的设计a.带型号、长度、根数；b.中心距、带轮直径、宽度；c.安装初拉力、对轴作用力。1．求计算功率带轮Ⅰ（小）输入功率：7.84kWPa=，根据任务书所述要求及所选电动机（三相一步电动机，工作于16小时内（两班制），载荷变动小（带式输送机））查【1】表13-8，得工况系KUSTKUST仅供参考严禁抄袭！5数：1.2AK=。故有9.408PPKkWa⋅=CA=。2．选V带型号：由于此处传动功率适中，考虑到成本，故选用普通V带。根据9.408PkWC=、1460/minnra=查【1】图13-15，可得该交点位于A、B型交界处，且稍偏向B型，故选用B型V带。3．挑小径（求大小带轮基准直径）：查【1】表13-9可知1125dmm≥（带轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大，降低其寿命）。查【2】表12-4得1320dmm≤（小轮下端不可超过电动机底座，否则于地面相干涉，设计不合理）。查【1】表13-9下方1d推荐值，稍比其最小值大即可，故取1132dmm=。由【1】式13-9得12121460(1)132(10.02)360.9523.3nddmmne=-=××-≈，其中0.010.02e=为滑动率（见【1】的211页，此取0.02）。查【1】表13-9下方带轮直径推荐值，寻其最近值得2355dmm=。虽2d实际取之交原定只小，但实际传动比''2113552.744(1)123(10.02)dide==≈-×-，其误差1''111100%1.65%5%iiwi-=×≈≤，故满足误差范围。4．验算带速：113.14159132146010.09/601000601000dnvmsp××==≈××，在525/vms=内，适合。（功率恒定时，速度越大则受力越小；但根据公式2cqvAd=知，速度越大会使带的安装初拉力及其对轴压力增大，故应适中；根据工程实践，得此范围5到25间）5．估中定周长及反求实中（求V带基长与中心距a）:初步估算中心距：0121.5()1.5(132355)730.5addmm=+=×+=，为圆整计算，取0750amm=（满足120120.7()2()ddadd+≤≤+，工程经验）。由【1】式13-2得带长：21200120()2()2344.0324ddLaddmmap-=+++=，查【1】表13-2，对于B型带选用带长2500dLmm=。KUSTKUST仅供参考严禁抄袭！6再由【1】式13-16反求实际中心距：008282dLLaamm-≈+=。6．验算小轮包角：由【1】式13-1得：21118057.3164.57120ddaa-=°-×°=°≥°，合适。7．求V带根数z：由【1】式13-15得：0()cLPzPPKKa=+Δ。此处111460/min,132nrdmm==查【1】表13-3得02.82PkW=；根据''2.744i=，查【1】表13-5得0.46PkWΔ=；由164.57a=°查【1】表13-7得0.95Ka=，查【1】表13-2得1.03LK=。故9.4082.93(2.820.46)0.951.03z==+××，取整3z=根。8．求作用在带轮轴上的压力QF:查【1】表13-1得0.17/qkgm=。由【1】式13-17得205002.5(1)270.86cPFqvNzvKa=-+=为其安装初拉力。作用在轴上的压力为：102sin1610.452QFzFNa==。9．V带轮宽度的确定：查【1】表13-10得B型带轮min190.4,11.5ef=±=，故有带轮宽度min2()610.8Bef=+=±，故取62B=。表3.所设计带传动中基本参数带型号长度根数B型2500mm3根中心距带轮直径宽度828mmd1=132,d2=35561mm安装初拉力对轴压力实际传动比270.86N1610.45N2.744六．齿轮传动的设计计算1.选择材料及确定许用应力：小齿轮：初选45钢，调制处理。查【1】表11-1得知其力学性能如下：硬度197286HBS，接触疲劳极限Hlim550620MPas=（取585计算，试其为线性变KUSTKUST仅供参考严禁抄袭！7化取均值），弯曲疲劳极限FE410480MPas=（取445计算）。大齿轮：初选45钢，正火处理（当大小齿轮都为软齿面时，考虑到校齿轮齿根较薄，弯曲强度较低，且受载次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20-50HBS）。查【1】表11-1得知其力学性能如下：硬度156217HBS，接触疲劳极限Hlim350400MPas=（取375计算），弯曲疲劳极限FE280340MPas=（取310计算）。由表【1】11-5得：limmin1.13,1.3HFSS==（一般可靠度，取值稍偏高用于安全计算）。由此得：11Hlimlim[]518HHMPaSss==，22Hlimlim[]332HHMPaSss==；11FEmin[]342FFMPaSss==，22FEmin[]238FFMPaSss==。2.按齿面接触强度设计：根据前计算''110.92,2.744ii==可得齿轮传动所需传动比为''23.98i=，Ⅰ轴实际转速为'532.07/minnr=Ⅰ。设齿轮按8级精度制造，查【1】表11-3得1.21.6K=(电动机，中等冲击)，此取1.3计算。查【1】表11-6得齿宽系数为0.81.4df=（软齿面，对称分布），此取1计算。则小齿轮上转矩为：6651'7.5269.55109.55101.35110532.07PTNmmn=×=×=×⋅ⅠⅠ。查【1】表11-4取189.8EZ=（锻钢），令取2.5HZ=，故有：2''2123min''252321()[]21.31.351103.981189.82.5()13.9833296.46mmEHdHKTiZZdifs+=×××+×==上公式中所代2[]Hs是为了安全计算，使得两齿轮均适用。齿数取131z=（软齿面12440z=，硬齿面11720z=），则有''212313.98123.38zzi=⋅=×=，取整得2123z=（满足传动比的前提下，尽可能使两齿数互质）。KUSTKUST仅供参考严禁抄袭！8故实际传动比'''2211233.96831ziz===；其误差为'''''222''2100%0.3%5%iiwi-=×≈≤；故满足误差范围。初估模数为'min13.11dmmmz==，查【1】表4-1得标准模数为3mmm=，故实际分度圆直径为：112231393,1233369dzmmmdzmmm==×===×=。中心距为：122312ddamm+==。初估齿宽为：min96.46dbdmmf==，圆整取21100,105bb==（保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米）。3.验算齿轮弯曲强度：查【1】图11-8，可得齿形系数122.56,2.12FaFaYY==；齿根修正系数121.62,1.82SaSaYY==。由【1】式1-5知：111