机械设计一级减速器课程设计

西南科技大学课程设计说明书1计算过程及计算说明一、传动方案的拟定（1）工作条件：a)使用寿命：使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年；b)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；c)动力来源：三相交流电，电压380/220V;d)使用工况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；e)制造条件：一般机械厂制造，小（大）批量生产。（2）原始数据：运输带工作拉力KNF.56,运输带工作速度V=1.2m/s（允许带速误差±5%）,滚筒直径mmD400。滚筒效率96.0j（包括滚筒与轴承的效率损失）。方案拟定：采用V带传动与斜齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸震性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。二、电动机的选择2.1电动机类型的选择按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。2.2选择电动机的容量由式Pd=awP和1000FvPw得kWFvPad1000由电动机至运输带的总效率为ja43221式中：1、2、3、4、j分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率取1=0.96，2=0.98(滚子轴承），3=0.97（齿轮精度8级，不包括轴承效率），4=0.99（齿轮联轴器），则85.096.099.097.098.096.02a所以kWFvPad2.985.010002.1650010002.3确定电动机转速卷筒轴工作转速为min/32.574002.1100060100060rDvn由指导书表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比为1i=2∽4，一级斜齿轮减速器传动比2i=3∽6，则总传动比合理范围为6ai∽24，故电动机转速的可选范围为6ninad∽24×57.32=343.92∽1375.68r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min综合考虑容量和转速，有设计手册查出有2种适用的电动机，因此有2种传动方案，如下图所示：西南科技大学课程设计说明书2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，可见方案2比较适合，则选n=1000r/min。2.4确定电动机的型号根据以上选用电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。其主要性能：额定功率：11kW,满载转速970r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比（1）总传动比：92.1632.57970nnima（2）分配传动比：iiia0式中，0i、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0i=3.2（V带传动0i取2∽4比较合理）则减速器的传动比为：29.52.392.160iiia四、计算传动装置的运动参数和动力参数4.1各轴转速Ⅰ轴13.3032.39700innmr/minⅡ轴min/30.5729.513.3031rinn卷筒轴min/30.57rnn卷4.2各轴输入功率Ⅰ轴PⅠ=kWpPdd83.896.02.9101Ⅱ轴PⅡ=PⅠ12PⅠkW39.897.098.083.832卷筒轴P卷=PⅡ24PⅡkW14.899.098.039.842Ⅰ、Ⅱ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，即Ⅰ轴的输出功率为方案电动机型号额定功率edPkW电动机转速r/min电动机质量Kg同步转速满载转速1Y160M-411150014601232Y160L-6111000970147西南科技大学课程设计说明书3PⅠ′=PⅠ×0.98=8.83×0.98=8.65kWⅡ轴的输出功率为PⅡ′=PⅡ×0.98=8.39×0.98=8.22Kw4.3各轴输入转矩电动机输出转矩：mNnPTmdd58.909702.995509550各轴输入转矩Ⅰ轴TⅠ=mNiTiTdd26.27896.02.358.9010010Ⅱ轴mNiTiTT28.139997.098.029.526.2783212卷筒轴mNTTT58.13579.908.9028.13994224卷Ⅰ、Ⅱ轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，即Ⅰ轴的输出转矩mNTT69.27298.026.27898.0Ⅱ轴的输出转矩mNTT29.137198.028.139998.0运动和动力参数计算结果如下表所示轴名功率P（Kw）转矩T（N﹒m）转速nr/min传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴9.290.589703.20.96Ⅰ轴8.838.65278.26272.69303.135.290.95Ⅱ轴8.398.221399.281371.2957.361.000.97卷筒轴8.147.981357.581330.4357.30五、传动零件的设计计算5.1带的传动设计：（1）计算功率Pc由《机械设计》课本中表5.5查得工作情况系数KA=1.2，故kWPKPAc2.13112.1(2)选取普通V带型号根据min/970,2.13rnkWPmc，由《机械设计》图5.14确定选用B型。西南科技大学课程设计说明书4（3）确定带轮基准直径D1和D2由《机械设计》表5.6取D1=140mm，ε=1%，得mmDiD52.443)01.01(1402.3)1(102由表5.6取mmD4502。大带轮转速min/76.298450)01.01(140970)1(21rDDnnm其误差为1.4%%5,故允许。（4）验算带速vsmnDvm/12.710006097014014.31000601在5～25m/s范围内，带速合适。（5）确定带长和中心距a初步选取中心距826)(4.1210DDamm，取mma8300故mmaDDDDaL25.26158304)140450()450140(214.383024)()(22221221由《机械设计》表5.2选用基准长度L=2800mm。实际中心距mmDDDDLDDLa85.9238)140450(8)140450(14.328002)450140(14.3280028)(8)(2)(22221221221（6）验算小带轮包角α177.1603.5785.9231404501803.57180121aDD120。合适（7）确定V带根数Z传动比20.313.303970nnim由《机械设计》表5.3查得kWP70.20,由表5.4查得kWP29.00由表5.7查得952.0K,由表5.2查得05.1LKV带根数西南科技大学课程设计说明书542.405.1952.0)29.070.2(2.13)(00LcKKPPPZ取Z=5根。（8）求作用在带轮轴上的压力FQ由《机械设计》表5.1查得q=0.17kg/m单根V带的张紧力NqvKZvPFC81.31012.717.0)1952.05.2(12.752.13500)15.2(500220作用在带轮轴上的压力为NZFFQ99.3104274.161sin81.310522sin2105.2齿轮传动的设计计算选定齿轮材料及精度等级及齿数（a）机器为一般机械厂制造，速度不高，故选用7级精度。（b）由于结构要求紧凑，故大小齿轮最好选用硬齿面组合，小齿轮45SiMn表面淬火，HRC45～55大齿轮45钢表面淬火，HRC40～50(c)确定许用应力（Mpa）--由《机械设计》图6.14、图6.15得)50(11701limHRCMpaH)45(11302limHRCMpaH)50(3651limHRCMpaF)45(3492limHRCMpaF(d)由《机械设计》表6.5取1.1minHS5.1minFS使用寿命811082.5250165113.3036060hjLnN781210877.629.510638.3iNN由《机械设计》图6.16曲线15.11NZ0.12NZ,由图6.17得121NNYY,0.2STYMpaSZHNHHP18.12231.115.11170min11lim1MpaSZHNHHP27.1027min22lim2MpaSYYFNSTFFP67.4865.110.2365min11lim1西南科技大学课程设计说明书6MpaSYYFNSTFFP33.4655.110.2349min22lim2（e）按齿面接触疲劳强度设计（长期单向运转的闭式齿轮传动）工作转矩mmNnPT278186)13.30383.8(1055.9)(1055.9661mmNnPT33.1398)3.5739.8(1055.9)(1055.966确定载荷系数：由《机械设计》表6.235.1AK;由7级齿轮精度取1.1VK；由硬齿面取2.1K，1.1K则96.1KKKKKVA取10则985.0cos99.0cosZ查《机械设计》图6.12，得5.2HZ;查表6.3得8.189EZ,84.0Z，由表6.8得9.0d29.5immKTZZZZddHPEH25.5929.5)129.5(9.027818696.12)27.102799.084.08.1895.2()1(2)(32312min1（f）确定中心距ammida3.186)29.51(225.59)1(21因尽量圆整成尾数为0或5，以利于制造和测量，所以初定a=190mm（g）选定模数nm、齿数21zz、和螺旋角)(cos221zzman一般30~171z，10，初选281z，则)148(12.1482829.5212zizz取则13.214828985.01902cos221zzamn由《机械设计》表6.7，取标准模数5.2nm则72.149cos221nmazz取15021zz由于1212,izzzzi，所以)1(121izzz西南科技大学课程设计说明书78.2329.511501211izzz取241z，则126241502z齿数比25.52412612zzi与i=5.29比，误差为0.8%，可用则32.919021505.2cos2)(cos1211azzmn（h）计算齿轮分度圆直径小齿轮：mmzmdn8.60987.0245.2cos11大齿轮：mmzmdn1.319987.01265.2cos22（i）齿轮宽度按强度计算要求，取9.0d，则齿轮工作宽度mmdbd3.538.609.01圆整为大齿轮的宽度mmb752则小齿轮宽度mmb805751（j）接触疲劳强度的校核MpaMpadbKTZZZZHPEHH18.122302.83125.5125.58.608027818698.1299.084.08.1895.2)1(21221111MpaMpadbKTZZZZHPEHH27.10270.46725.5125.51.31975139833098.1299.084.08.1895.2)1(222222