单级带传动减速器

机械设计课程设计1计算过程及计算说明一、传动方案拟定第一组：设计V带——单级圆柱减速器（1）工作条件：1、使用年限8年，工作为二班工作制连续单向运转，载荷平稳，环境清洁。2、检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。3、动力来源：电力三相交流：V=380/220V。4、‘运输带速度允许误差：5%。5、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。（2）原始数据：滚筒圆周力F=1700N；带速V=1.6m/s；滚筒直径D=350mm。（3）带式传动方案示意图二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：1工作机所需要的有效功率为Pw=FV/1000=1700×1.6/1000=2.72kw2为了计算电动机的所需要功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η。设η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带轮、齿轮传动轴承、圆柱齿轮传动（设齿轮精度为8级）、弹性联轴器、滚动轴承、滚筒。由资料书表2-2查得η1=0.95、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.99，η5=0.98、η6=0.96。传动装置的总功率：η总=η1×η4×η22×η3×η5×η6=0.95×0.992×0.97×0.99×0.96×0.98=0.843电动机所需要功率为Pd=Pw/η=2.72/0.84=3.2kw由文献[2]选取电动机的额定功率为4kw。3、确定电动机转速：选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.6/π×350=87.4r/minF=1700NV=1.6m/sD=350mmPw=2.72kwPd=3.2kwn筒=87.4r/min机械设计课程设计24、确定电动机型号根据电动机所需功率和同步转速，查文献[2]可知，电动机型号为Y112M-4、Y160M1-8和Y132M1-6。根据电动机的满载转速和Nm滚筒转速Nw可算出总传动比。将这两种电动的数据和总传动比列于下表：电动机的数据及总传动比方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比堵转转矩最大转矩1Y112M-44KW1500r/rin1440r/rin16.52.22.32Y132M1-64KW1000r/rin960r/rin11.02.02.23Y160M1-84KW750r/rin715r/rin8.22.02.0根据以上选用的电动机类型，虽然方案1电动机转速高价格低，但总传动比比较大，为了能合理的分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即型号为Y132M1-6的电动机。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电机/n筒=960/87.4=11.02、分配各级伟动比（1）据文献[2]P7表1，取带轮i1=3（单级减速器i=3~5合理）（2）减速器的总传动比为i2=i总/i1=11.0/3=3.7四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机/i1=960/3=320（r/min）nII=nI/i2=320/3.7=86.5（r/min）nIII=nII=86.5（r/min）2、计算各轴的功率（KW）PI=Pdη1=3.2×0.95=3.04(KW)PII=PI×η3×η2=3.04×0.99×0.97=2.92(KW)PIII=PII×η4×η2=2.92×0.99×0.99=2.86（KW）3、计算各轴扭矩（N·m）Td=9550Pd/nm=9550×3.2/960=31.80（N·m）TI=9550PI/nI=9550×3.04/320=90.73（N·m）TII=9550PII/nII=9550×2.92/86.5=322.38（N·m）TIII=9550PIII/nIII=9550×2.86/86.5=315.76（N·m）η总=0.84Pw=2.72KWPd=3.2KWi总=11.0i1=3i2=3.7n电机=960r/minnI=320r/minnII=86.5r/minnIII=86.5r/minPI=3.04(KW)PII=2.92(KW)PIII=2.86（KW）KA=1.2P=4KW机械设计课程设计3五、传动零件的设计计算A、皮带轮传动的设计计算（1）确定计算功率Pca由文献[1]表8-7查得工作情况系数KA=1.2故Pca=KAP=1.2×4=4.8KW（2）选择普通V带截型根据PC和n1，由文献[1]图8-10得：选用A型V带（3）确定带轮基准直径，并验算带速1）初选小带轮的基准直径dd1。由课本表13-9，取小带轮基准直径dd1=100mm。2）验算带速Vsmxxxxdv/024.5100060/96010014.3100060wn1因为5mv30m，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径dd2ε=0.02d2=i1d1（1-ε）=3×100（1-0.02）=294mm根据课本表13-9，圆整为dd2=300mm。（4）确定V带的中心距ao和基准长度Ld1)确定带长和中心矩根据课本式得a0=1.5(dd1+dd2)=1.5（100+300）=600mm0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(100+315)≤a0≤2×(100+315)所以初定中心距为a0=610mm。2)由文献[1]式（8-22）得：Ld0=2a0+/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2×610+1.57(100+300)+(300-100)2/4×61001864mm根据课本表13-2取Ld=2000mm3)根据课本式（13-6）计算实际中心距：a≈a0+（Ld-Ldo)/2=610+(2000-1864)/2678mm(5)验算小带轮包角α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（300-100）/678×57.30≈16301200（适用）（6）确定带的根数1）计算单根V带的额定功率Po。由dd1=100mm和n电机=960r/min,查文课本表13-3得P0=0.98KW根据n电机=960r/min,i1=3和A型带，查课本表13-5得△P0=0.11KW。n电机=960r/mindd1=100mmi1=3d2=300mma0=610mmLd=2000mmP0=0.98KWKa=0.96KL=1.03ΔP0=0.11KWPca=4.8KW机械设计课程设计4查课本表13-7得Ka=0.96，查课本表13-2得KL=1.03。故Pr=(p0+p0)·ka·kL=(0.98+0.11)×0.96×1.03=1.09KW2）计算V带的根数Z。Z=pca÷pr=4.8÷1.09=4.4故取5根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由文献[1]表8-3的A带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以（F0）min=500×(2.5-ka)pca/kzv+qv2=500×（2.5-0.96）×4.8/(0.96×5×5.024)+0.1×5.0242=155.9N应该使带的实际初拉力F0(F0)min。（8）压轴力的最小值为（Fp）min=2Z(F0)minsin(1/2)=2×5×155.9×sin(1630/2)=1540N（9）带轮的结构设计L=(1.5~2)ds铸铁带轮HT150D≥300mm采用轮辐式带轮B、减速器内部传动零件的设计(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（2）运输机为一般工作机器，速度并不高，故选级精度（3）材料选择，齿轮属于闭式齿轮，减速器功率不大，所以选择软齿面。选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度位260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBS，二者的硬度差为30HBS。（4）选小齿轮齿数Z1=18，大齿轮齿数Z2=184.533=81.594取Z2=82。2、按齿面接触强度计算d1t≥[2KtT1(u1)(ZHZE)2/φdau(H)2]1/3(1)确定公式内的各计算值1)试选载荷系数Kt=1.5。课本表11-32）计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5×105×P1/n1=95.5×105×3.04/320=9.1×104N·mm3）由课本表11-6选取尺宽系数φd=1.1。4）由课本表11-4查知材料的弹性影响系数ZE=189.8MP1/25)由课本图可选取区域系数ZH=2.5。6）由课本表11-1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=720MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=620MPa。由课本表11-1查得小vsm/024.5Z=5P1=3.04kwN1=320r/minI2=3.7T1=9.1×104N·mm机械设计课程设计5齿轮的弯曲疲劳极限1FE=600Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限2FE=460Mpa；③.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数SF=1.25，SH=1.1由课本表11-5得[H]1=Hlim1/SH=720/1.1=650MPa[H]2=Hlim2/SH=620/1.1=564MPa[F]1=1FE/SF=600/1.25=480Mpa[F]2=2FE/SF=460/1.25=368Mpa(2)计算。1）试算小齿轮分度圆直径dh，由计算公式得d1t≥[2KtT1(u+1)(ZHZE)2/φdau(H)2]1/3=[2×1.5（0.91×105）×(3.7+1/3.7)(2.5×189.8/564)2]1/3=60.7mm2)计算齿宽b齿数Z中心距a及模数m小齿轮齿数取Z1=30，课本要求Z117.则Z2=3.7×30=111模数m=d1/Z1=60.7/30=2.02mm齿宽b=φdd1=1.1×60.7=66.77mm则b2=70mm，b1=75mm按表4-1取m=2.5mm，实际d1=Z1m=30×2.5=75mmd2=Z2m=2.5×111=228mm中心距a=（d1+d2）/2=（75+228）/2=152mm3）验算轮齿的弯曲强度由课本图得YFa1=2.60,YFa2=2.22YSa1=1.63,YSa2=1.83[F]1=2KT1YFa1YSa1/bm2Z1=2×1.5×9.1×104×2.60×1.63/(70×30×2.52)=88MPa≤480Mpa[F]2=[F]1YFa2YSa2/YFa1YSa1=88×2.22×1.83/(2.6×1.63)=84MPa≤368MPa4)计算圆周速度。V=πdltn1/60×1000=π×75×320/60×1000m/s=1.3m/s对照表11-2可知选用9级精度是合理的。5）齿轮的主要集合尺寸分度圆直径d1=75mmd2=228mm基圆直径db1=d1cosα=75×cos200=70.5mmdb2=d2cosα=228×cos200=214.2mm齿距p1=p2=m=3.14×2.5=7.85mmZH=2.5φd=1.1ZE=189.8MP1/2Kt=1.5d1t=60.7mmm=2.5mmZ1=30Z2=111b2=70mmb1=75mmd1=75mmd2=228mma=152mm[F]1=88MPa[F]2=84MPaV=1.3m/s机械设计课程设计6中心距a=152mm齿顶高ha1=ha2=ha*m=2.5×1.0=2.5mm齿根高hf1=hf2=（ha*+c*）m=1.25×2.5=3.125mm六、轴的设计计算A、输入轴的设计计算1.已知传递的功率1p=3.04kW,转速1n=320r/min，转矩1T=90.73N·m，标准直齿轮的法向压力角n=200。3.求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径为1d=75mm而112dTFt=2×90.73/75N=2419.47NFr=tF×tanα=2419.47×tan200=880.62N圆周力tF，径向力rF及轴向力aF的方向如图(6-1)所示。机械设计课程设计7图(6-1)小轴的载