一级减速机设计说明书(更新001)

一级减速机设计说明书一、电动机的选择：1、选择电动机类型因为输送机运转方向不变，工作载荷稳定，因此选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、选择电动机功率工作所需的电动机输出功率为PdwdPP1000FvPw根据表2-4带传动97.01轴承99.02齿轮97.03轴承99.04联轴器98.05鼓轮97.06传动总效率877.097.098.099.097.099.097.0654321根据主要参数F=9×103Nv=1.5m/sD=300mm得出电动机输出功率KWFvPw5.1310005.110910003KWPPwd39.15877.05.133、确定电动机的转速鼓轮的工作转速min/54.9530014.35.1100060100060rDvnwV带传动常用的传动比范围4~2'1i，单级圆柱齿轮传动比范围6~3'2i，于是电动机转速可选范围为：min/2292~573)6~3()4~2(54.95'''21riinnwd符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，根据计算出的容量，查出三种型号电动机适合。电动机型号额定功率满载转速同步转速Y225S-818.5730750Y200L1-618.59701000Y180M-418.514701500综合考虑，电动机和传动装置尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可见选用Y200L1-6较为合适。参照《机械设计课程设计》二、总传动比15.1054.95970wmnni分配传动比i1=2.54i2=4各轴转速电机轴为1轴，减速器高速轴为2轴，低速轴为3轴，各轴转速为：min/9701rnnmmin/89.38154.2970112rinnmin/57.95489.381223rinn各轴输入功率KWPPed5.181KWPP945.1797.05.18112KWPP23.1797.099.0945.173223KWPP72.1698.099.023.17543鼓轮各轴转矩mNnPT14.1829705.1895509550111＝mNnPT75.44889.381945.1795509550222＝mNnPT74.172157.9523.1795509550333＝运动和动力参数计算结果如下：参数电动机轴高速轴低速轴鼓轮转速（r/min）970381.8995.5795.57功率（KW）18.517.94517.2316.72转矩（mN）182.14448.751721.741670.78传动比2.5441效率0.970.960.97以上参照《机械设计课程设计》三、带传动1、确定计算功率Pc由表8.21查得KA=1.3，由式8.12得Pc=KaP=1.3×18.5＝24.05KW2、选择Ｖ带型号根据Pc＝24.05KW、n1=970r/min，由图8.12查得选用C型普通Ｖ带。3、确定带轮基准直径1dd、2dd根据表8.6和图8.12，选取mmdd2001大带轮的基准直径为：mmdnnddd50820089.3819701212按表8.3选取标准直径为mmdd5002，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：5.220050012ddddimin/3885.2/970/112rinn从动轮的转速误差率为%6.1%10089.38189.381388在±5%以内为允许值4、验算带速vsmndvd/15.1010006097020014.310006011带速在5~25米范围内5、确定带的基准长度和实际中心距a初定中心距0a1400490)500200(2)500200(7.0)(2)(7.00021021aaddadddddd取mma10000由式8.15得021221004)()(22addddaLddddmm5.312110004)200500()500200(214.3100022由表8.4选取基准长度mmLd3150由式8.6得实际中心距a为mmLLaad25.101425.312131501000200中心距的变化范围为：mmLaad9673150015.025.1014015.0minmmLaad75.1108315003.025.101403.0max6、校验小带轮的包角1207.1793.5725.10142005001803.57180121adddd7、确定Ｖ带的根数由式8.18得：LaccKKPPPPPz)(][000根据min/97020011rnmmdd，，查表8.11,根据内差法可得KWP627.4)800970(80098007.466.407.40取KWP63.40由式8.11得功率增量0P为)11(10ibKnKP由表8.18查得3105019.7bK根据传动比5.2i，查表8.19得，1373.1iK，则KWP878.0)1373.111(970105019.730由表8.4查得带长度修正系数97.0LK，由图8.11查得包角系数1aK，得普通Ｖ带根数：5.4197.0)878.0627.4(05.24z圆整取5z8、确定初接力F0及带轮轴上的压力FQ由表8.6查得Ｃ型普通Ｖ带的每米长质量q=0.3kg/m，根据式8.19得单根Ｖ带的初拉力为：NqvKzvPFac33.38615.103.0)115.2(15.10505.24500)15.2(500220由式8.20可得作用在轴上的压力FQ为NzFFQ3.386327.179sin533.38622sin2109、带轮结构设计基准宽度19基准线上槽深4.8基准线下槽深14.3槽间距30槽边距16最小轮缘厚10带轮宽152轮槽角38小带轮外径209.6小轮轴孔直径5510、设计结果V带型号C型V带基准长度Ld3150根数51dd2002dd500中心距a1014轴上压力ＦQ3863.3以上参照《机械设计基础》第三版四、齿轮的设计与校核1、（1）选择齿面材料、热处理方法，并确定材料的许用接触应力。根据工作条件，一般用途的减速机可采用闭式软齿面传动。查表5-6得小齿轮45号钢调质处理HBS1=230大齿轮45号钢正火处理HBS2=190两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求。(２)、确定材料许用接触应力。查表5-11,两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为MpaHBSH35.568)135230(93.0480)135(93.048011limMpaHBSH15.531)135190(93.0480)135(93.048022lim查表5-12，接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1.0，则两齿轮材料的许用接触应力分别为：MpaSHHH35.568135.568lim1lim1MpaSHHH15.531115.531lim2lim22、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计公式5-49，初步确定小齿轮的分度圆直径。小齿轮的转矩为：mmNnPT66226110442.0388945.171055.91055.9因原动机为电动机，且工作载荷平稳，由表5-8查得载荷系数k=1.1。斜齿轮减速器属闭式软齿面传动，且对称布置，故取4.0d。由表5-9可得，材料的弹性系数MpaZE8.189由于采用闭式软齿面传动，根据推荐值15~10的范围，初选螺旋角13'，由图5-38查取区域系数45.2HZ。根据推荐值40~201Z，初选301Z，则大齿轮齿数120430212iZZ。（如果是小数的话圆整，再校验齿数比误差，通常不应超过%5，%5原齿数比原齿数比实际齿数比。）根据'21、、zz三者的数值，由图5-39查取端面重合度79.01a，885.02a675.1885.079.021aaaMpaHH75.549215.53135.5682][][21MpaH31.65315.53123.1][23.12比较上述结果，][H取二者中的较小值，MpaH75.549][根据齿面接触疲劳强度设计公式（5-49），计算小齿轮的分度圆直径为2131][12HEHadZZiiKTd109.06mm75.5498.18945.2414675.14.010442.01.122633、确定两齿轮的模数。由表5-13得54.33013cos06.109'cos'11zdmn按表5-2转换成标准模数，取第一系列的标准模数mmmn4。4、确定两齿轮实际螺旋角的大小。由表5-13得中心距为mmzzman89.30713cos2)12030(4'cos2)('21将上述'a值圆整，取实际中心距为mma308。9740.0)12030(30824)(2cos21zzamn所以，实际螺旋角087.13（符合在20~8的范围内）。5、确定两齿轮的几何尺寸。两齿轮的分度圆直径分别为mmzmdn2.123087.13cos304cos11mmzmdn8.492087.13cos1204cos22两齿轮（正常齿制1*anh，25.0*nc）的齿顶圆直径分别为mmmhddnana2.1314122.1232*11mmmhddnana8.5004128.4922*22全齿高mmmchhnnan94)25.012()2(**齿宽mmdbd28.492.1234.01，将b值取整，取大齿轮的宽度mmbb502，小齿轮的宽度mmbb)10~5(21，取mmb601。６、验算两齿轮的齿根弯曲疲劳强度查表5-11得，两试验齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为MpaHBSF209)135230(2.0190)135(2.019011limMpaHBSF201)135190(2.0190)135(2.019022lim由表5-12查得弯曲强度的最小安全系数1limFS。两齿轮的许用弯曲应力分别为MPaSFFF2091/209/][lim1lim1MPaSFFF2011/201/][lim2lim2两齿轮的当量齿数分别为46.32087.13cos30cos3311zzv86.129087.13cos30cos3322zzv根据两齿轮的当量齿数，查表5-10由线性插值法得两齿轮的齿形系数分别为48556.2)3046.32(303545.252.252.21FY172112.2)10086.129(10015014.218.218.22FY根据两齿轮的当量齿数，查表5-10由线性插值法得两齿数的应力校正系数分别为6373.1)3046.32(3035625.165.1625.11SY813888.1)10086.129(10015079.183.179.12SY斜齿轮传动的轴面重合度087.13tan304.0318.0tan318.01zd＝0.887根据和两者的数值，由图5-40可查得，斜齿轮的螺旋角影响系数91.0Y因为2096373.148556.2][111FSFYY0195.0，2