课程设计说明书--减速箱设计计算

课程设计说明书减速箱设计计算 设计题目：设计一带式输送机的传动装置，传动简图如下：工作条件如下：用于输送碎料物体，工作载荷有轻微冲击（使用系数、工况系数），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，大修期三年（轴承寿命），原始数据为：运输带工作拉力Fw(N)运输带工作速度Vw(m/s)卷筒直径D(mm)16001.1220一、 电动机的选择1. 选用电动机1) 选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列封闭式三相异步电动机。2) 电动机的输出功率P电动机所需的输出功率为：P= kW式中：Pw为工作装置所需功率，kW；为由电动机至工作装置的传动装置的总效率。工作装置所需功率Pw应由机器工作阻力和运行速度经计算求得：Pw=1.76kW式中：为工作装置的阻力，N；vw为工作装置的线速度，m/s。由电动机至工作装置的传动装置总效率按下式计算：查机械设计表2-4，得：取0.96，取0.995，取0.97，取0.99，取0.97则0.96×0.9952×0.97×0.99×0.97=0.885所以P0=1.99kW3) 确定电动机转速工作装置的转速为：nw=60×=95.5r/min由于普通V带轮传动比为：i124圆柱齿轮传动比为：i235故总的传动比为：i=i1i2620则电动机所需转速为：n=inw(620)×95.5=(5731910)r/min查机械设计课程设计表8-184，选取电动机Y112M-6，技术数据如下：型号额定功率P（kW）满载转速n（r/min）质量（kg）Y112M-62.29402.02.2452. 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比1) 总传动比为：ia=9.842) 分配传动比：Ia=i外i内考虑减速器结构，故：i外=3 ；i内=3.283. 计算传动装置的运动和动力参数1) 各轴转速n电=n=940r/minn1=313r/minn2=95r/minnw= n2=95r/min2) 各轴输入功率P1=P0带=1.99×0.961.910kWP2=P1齿滚=1.910×0.97×0.9951.843kWPw=P2联滚=1.843×0.99×0.9951.815kW3) 各轴输入转矩T1=9550=9550=58.28N·mT2=9550=9550=185.27N·mTw=9550=9550=182.46N·m电动机轴输出转矩T0=9550=9550=20.22N·m将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴名参数电动机轴1轴2轴工作轴转速n(r/min)9403139595功率P(kW)1.991.9101.8431.815转矩T(N·m)20.2258.28185.27182.46传动比i33.281效率0.960.9650.985二、 V带轮设计1. 确定计算功率Pca由机械设计表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.1×2.2kW=2.42kW2. 选择V带的带型根据Pca、n1由图8-10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。由机械设计表8-6和机械设计表8-8，取小带轮的基准直径dd1=106mm2) 验算带速v。v=m/s=5.22m/s因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。3) 计算大带轮的基准直径。dd2=idd1=3×106mm=318mm 根据机械设计表8-8，圆整为dd2=315mm。4. 确定V带的中心距a和基准长度Ld1) 一般初选带传动的中心距为0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)式中，a0为初选的带传动中心距，mm。故0.7(106+315)mma02(106+315)mm即294.7mma0842mm初选中心距a0=500mm。2) 计算带所需的基准长度Ld0Ld02a0+(dd1+dd2)+=2×500+×(106+315)+mm1683mm由机械设计表8-2选带的基准长度Ld=1600mm。3) 传动的实际中心距近似为aa0+=( 500+)mm460mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围故中心距的变化范围为436508mm。5. 验算小带轮上的包角11180-=180 (315-106)156906. 计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=106mm和n1=940r/min，查机械设计表8-4a得P0=1.15kW。根据n1=940r/min，i=3和A型带，查机械设计表8-4b得P0=0.11kW。查机械设计表8-5得K=0.93，机械设计表8-2得KL=0.99，于是Pr=( P0+P0)·K·KL=(1.15+0.11)×0.93×0.99kW=1.16kW2) 计算V带的根数z。z=2.09取3根。7. 计算单根V带的初拉力和最小值(F0)min由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以(F0)min=500+qv2=500×N=133.16N应使带的实际初拉力F0>(F0)min。8. 计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min=2z(F0)minsin=2×3×133.16×sinN=781.5N9. 带轮结构设计根据机械设计表8-6，取带宽75mm。三、 齿轮设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 选用斜齿圆柱齿轮传动。2) 由于速度不高，故选用8级精度。3) 材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4) 选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=3.28×20=65.6，取z2=66。5) 选取螺旋角。初选螺旋角=14。2. 按齿面接触强度设计d1t=(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数Kt=1.6。2) 由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。3) 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8。4) 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。5) 计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60×940×1×(2×8×300×10)=9.01×108N2=2.75×1086) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.01，KHN2=1.06。7) 由机械设计图10-30选取区域系数ZH=2.433。8) 由机械设计图10-26查得=0.750，=0.860则=+=1.61。9) 计算接触疲劳许用应力。取安全系数S=1，得1=1.01×600MPa=606MPa2=1.06×550MPa=583MPa则=594.5MPa(2) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1tmm=45.00mm2) 计算圆周速度。v=m/s=2.21m/s3) 计算齿宽b及模数mnt。b=d1t=1×45mm=45mmmnt=2.18mmh=2.25 mnt=2.25×2.18=4.91mmb/h=45/4.91=9.164) 计算纵向重合度。=0.318z1tan=0.318×1×20×tan14=1.595) 计算载荷系数K。由机械设计表10-2查得使用系数KA=1.25；根据v=2.21m/s，8级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.1；由机械设计表10-4查得KH=1.466；由机械设计图10-13查得KF1.35；由机械设计表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数K=KAKvKHKH=1.25×1.1×1.2×1.466=2.426) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1= d1t=45×mm=51.65mm7) 计算模数mn。mn=2.51mm3. 按齿根弯曲强度设计mn(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数。K=KAKvKFKF=1.25×1.1×1.2×1.35=2.232) 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。3) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.92。4) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得=303.57MPa=244.29MPa5) 根据纵向重合度=1.59，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.886) 计算当量齿数。zv1=21.89zv2=72.257) 查取齿形系数。由机械设计表10-5查得YFa1=2.72;YFa2=2.248) 查取应力校正系数。由机械设计表10-5查得YSa1=1.57;YSa2=1.759) 计算大、小齿轮的并加以比较。=0.01407=0.01605。(2) 设计计算mnmm=1.75mm对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=51.65mm来计算应有的齿数。于是由z1=25.05取z1=25，则z2=uz1=3.2825=82。4. 几何尺寸计算(1) 计算中心距a=110.28mm将中心距圆整为110mm。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=132443”因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=51.4mmd2=168.6mm(4) 计算齿轮宽度b=d1=1×51.4mm=51.4mm圆整后取B2=50mm；B1=55mm。四、 轴的设计1. 高速级齿轮设计(1) 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢，调制处理。(2) 初定轴的最小直径按钮转强度条件，得dA0由机械设计表15-3查得A0=103126。所以d(103126)×=18.823.0mm取中间值d=20mm，由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57