机械设计课程设计减速器设计计算说明书（DOC30页）

上海第二工业大学机机电工程学院08机工班1机械设计课程设计计算说明书一．传动方案拟定…………………………………………………………………………..2二．电动机的选择…………………………………………………………………………..2三．计算总传动比及分配各级的传动比…………………………………………………..4四．运动参数及动力参数计算……………………………………………………………..5五．传动零件的设计计算…………………………………………………………………..6六．轴的设计计算…………………………………………………………………………..12七．滚动轴承的选择及校核计算…………………………………………………………..19八．键连接的选择及计算…………………………………………………………………..22设计题目：V带——双级圆柱减速器机电工程学院08机工A班设计者：学号：指导老师：2010年9月15日上海第二工业大学机机电工程学院08机工班2一．设计数据和要求传动方案拟定第七组：设计单机圆柱齿轮减速器和一级带传动I.原始数据：输送带工作拉力F=4kN输送带速度v=2.0m/s卷筒直径D=450mmII.工作条件：1.工作情况：两班制工作（每班按8h计算），连续单向运转，载荷变化不大，空载启动；输送带速度允许误差5%；滚筒效率=0.96。2.工作环境：室内，灰尘较大，环境温度30C左右。3.使用期限：折旧期8年，4年一次大修。4．制造条件及批量：普通中、小制造厂，小批量。III．参考传动方案（如下图）IV．设计工作量1.设计说明书一张。2.减速器装配图一张（1号图）。3.减速器主要零件的工作图（3号图纸3~4张）。二．电动机的选择电动机（1）Y系列（转动惯量，启动力矩小）（2）输出32*6084.92585/min*450*10VnrDF=4000NV=2.0m/sD=450mmη2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw上海第二工业大学机机电工程学院08机工班3（3）324*10*810001000FVPKW工作=VP8P联轴轴承齿轮滑筒带工作电机=142810.2106KW0.990.980.970.960.95(4)查14页表16-1可选电动机参数中心距方案型号P额转速满载转速传动比轴径额外伸长度1601Y160L-611100097011.41421101602Y160M-4111500146017.1842110由上表数据，初选Y160M-4电动机，即总传动比i=17.18三．计算总传动比及各轴的运动及动力参数传动比分配：取带传动比1=2i则减速器总传动比117.18=8.59ii双级圆柱齿轮高速级：31.3i3.342i低速级：432.57iii3动力装置的运动和动力参数计算（1）各轴转速计算：1=m=1460r/minnn12=11460n730/min2nri23=3730n218.43/min3.342nri34=4218.43n84.99/min2.57nri输送带误差=84.9984.9250.076%5%84.925符合所以n4传送带=n=84.99r/min（2）各轴的输入功率计算：上海第二工业大学机机电工程学院08机工班4V.1电机带*=102106*0.95=9.700kw=pp9.700*0.98*0.979.221kw2轴承齿1**==ppp9.221*0.98*0.978.765kw3轴承齿2**==pp8.765*0.98*0.998.504kw4轴承联轴3**==pp（3）各轴的输入转矩:2112T=9550P/n=95509.700/n=126.897NM3223T=9550P/n=95509.221/n=95509.221/218.43403.152NM4334T=9550P/n=95508.765/n=95508.765/84.99984.889NM4444T=9550P/n=95508.8.504/n=95508.504/84.99955.562NM各轴的运动及动力参数轴号转速（r/min）功率（kw）转矩（NM）17309.700126.8973.3422218.439.221403.152384.999.765984.889484.998.504955.562四．V带的选择及参数计算V带（1）由表8-7查得工作情况系数AK=1.1caP=AKP=1.1*11=12.1kw（2）选择V带类型据caP1n由图8-11选B型确定带轮的基准直径1dd由表8-6和8-8取小带轮的基准直径1dd=200mm2.571上海第二工业大学机机电工程学院08机工班5（75）验算带速V。V=11*60*1000*ddn=3.14*200*146060*1000m/s=15.28m/s5m/sV30m/s合格（3）计算大带轮基准直径2dd=i1dd=2*200=400mm由表8-8圆整dd2=400mm（4）确定V带中心距a和基准长度dL0.712012()2()ddddddadd=4200a1200取0a=600mm（5）带所需基准长度22100120()2()24*dddddLddadda22001200(200400)24*600=1200=942+16.67=2158.67mm由表8-2选带基准长度dL=2240mm（6）计算实际中心局a002ddLLaa640.665mm上海第二工业大学机机电工程学院08机工班6中心距变化范围420~1200mm（7）验算小带轮上的包角1°°12157.3180dddda（）°162.12°90（8）计算带的根数z由1dd=200mm1n=1460r/min查表得8-4a得0P=5.13kw（差值法求出）据1n=1460r/mini=2和B型带查表8-46的LK=1于是r0+0**L=PPPKK（）（5.13+0.46）*0.954*1kw=5.333kw计算V带根数zcarP12.1Z=P5.333=2.2689五．齿轮的设计计算1.减速器高速级齿轮设计：已知轴输入功率19.700KWP小齿轮转速730r/min齿数33.342ui由电动机工作寿命8年（设每年工作300天）两班制，传动机连续单向运转载荷变化不大（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a．选用直齿圆柱传动b．运输机为一般工作机器，速度不高故选择8级精度（GB10095-88）c．材料选择由表10-1（机械设计P191）选择小齿轮材料为40Cr（调制）硬度为280HBS大齿轮45钢（调制）硬度240HBS二者材料硬度差为40HBSd．选小齿轮齿数1Z=24，则大齿数21ZZu=80.208取2Z80（2）按齿面接触强度设计：上海第二工业大学机机电工程学院08机工班7由设计计算公式（10-9a；P203机械设计）32112.23()[]EtHKTUZddUa．试选择载荷系数1.3tKb．计算小齿轮传递转矩13129550126.89710NPTmmnc．由表10-7（机械设计P205）选取齿宽系数1d（两支承相对小齿轮不对称布置）d．由表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8EZMP（机械设计P201）e．由图10-21d（机械设计P209）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa由图10-21d（机械设计P209）按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPaf．由式N=60njhL（机械设计P206）计算应力循环次数1N=60*730*1*（2*8*300*8）=1.682x9102N=13.342N=0.503x910g．由图10-19取接触疲劳寿命系数1HNK=0.912HNK0.95（机械设计P207）h．计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式（10-12）得：（机械设计P205）1[]H=1lim1HNKS=0.9X600aMP=540aMP2lim22[]HNHKS=0.95X500aMP=522.5aMP计算：(1)试计算小齿轮分度圆直径1td，代人[]H中较小的值。上海第二工业大学机机电工程学院08机工班832112.23()[]EtHKTUZddU=2.233231.3*126.897104.342189.8()10007.06823.342522.5XXmm(2)计算圆周速度VV=1170.687302.7/601000601000tdnms（3）计算齿宽b。117070.68tbddmm（4）计算齿宽与齿高之比bh模数：1170.682.94524ttdmmmZbh=70.686.62610.67齿高：h=2.25tm=2.252.945=6.626mm（5）计算载荷系数根据V=2.7m/s8级精度，由图10-8查得动载系数1.13(1.1272)Kr（机械设计P197）直齿轮1HFKK；由表10-3（机械设计P195）由表10-2查得使用系数1AK（机械设计P193）由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，1.457HK（机械设计P197）由bh=10.671.457HK查图10-13得1.38FK故载荷系数K=11.1311.4751.667AVHHKKKK（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式（10-10a）得：（机械设计P204）3111.66770.6876.7881.3tKddmmKt（7）计算模数m。1176.7883.19924dmmmZ上海第二工业大学机机电工程学院08机工班9按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为：3122()[]TFaSaFkYYmdZ（1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEaMP；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEaMP（2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.85FNK；20.88FNK（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得（机械设计P205）1110.85500[]303.571.4FNFEFaaKMPMPS2220.88380[]238.861.4FNFEFaaKMPMPS（4）计算载荷系数0K11.1311.381.559AVFFKKKKK（5）查取出齿形系数。由表10-5查得：1FaY=2.65；2FaY=2.22（机械设计P200）（6）查取应力校正系数由表10-5查得：1SaY=1.58；2SaY=1.77（7）计算大小齿轮的[]FaSaFYY并加以比较1112.651.580.01379[]303.57FaSaFYY2222.221.770.01645[]238.86FaSaFYY大齿轮的数值大（2）设计计算：33221.559126.897100.016452.244124m圆整为标准值m=2.51d=76.788小齿轮齿数1176.678312.5dZm大齿轮齿数2313.342103.602104Z参考P213上海第二工业大学机机电工程学院08机工班104集合尺寸计算（1）计算分度圆直径：11312.577.5dZmmm221042.5260dZmmm（2）计算中心距1277.5260168.7522ddamm（3）计算齿轮宽度1177.577.5bddmmmm278Bmm185Bmm2.减速器低速级齿轮设计：已知轴输入功率19.221PKW，小齿轮转速218.43r/min，齿数22.57ui。由电动机工作寿命8年（设每年工作300天）两班制，