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KUST仅供参考严禁抄袭!1目录一.前言…………………………………………………………………………………………3二.电动机的选择………………………………………………………………………………3三.总传动比和分配传动比……………………………………………………………………4四.运动与动力参数的计算……………………………………………………………………5五.带传动的设计………………………………………………………………………………5六.齿轮传动的设计计算………………………………………………………………………7七.减速器箱体基本尺寸设计…………………………………………………………………9八.轴的设计……………………………………………………………………………………11九.联轴器的选择………………………………………………………………………………16十.对轴承的校核………………………………………………………………………………16十一.普通平键的选择及校核………………………………………………………………17十二.润滑方式与密封形式的选择…………………………………………………………18十三.设计小结………………………………………………………………………………18十四.参考资料………………………………………………………………………………KUSTKUST仅供参考严禁抄袭!2一.前言1.题目分析运动简图根据任务书的要求,我们得知本设计为降速传动,同时将电动机的输出的转矩升高。又由上运动简图可知,本设计中的机械为二级传动机械,其中第一级为带传动(存在一定误差),第二级为齿轮传动(精度较高,可调整误差)。故在选定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配,以达到最佳传动效果。2.原始数据:运输带的有效拉力:F=3100N运输带的有效速度:v=2.1m/s滚筒直径:D=300mm二.电动机的选择1.选择电动机类型:根据任务书要求可知:本次设计的机械属于恒功率负载特性机械,且其负载较小,故采用Y型三相异步电动机(全封闭结构)即可达到所需要求。另外,根据此处工况,采用卧式安装。2.选择电动机的功率:工作机功率:P6.511000FvkWw==KUSTKUST仅供参考严禁抄袭!3工作机所需电动机输出功率:PPwah=(h为传动总机械效率)由任务书中的运动简图分析可知:1h——V带传动效率;2h——齿轮传动的轴承效率;3h——齿轮传动的效率;4h——联轴器的效率;5h——滚筒轴承的效率;6h——滚筒效率。查【2】表1-7得:1234560.960.990.970.970.980.96hhhhhh======、、、、、。(初选齿轮为八级精度)则有:221234560.960.990.970.970.980.960.83hhhhhhh=⋅⋅⋅⋅⋅=×××××≈(减速器内部有2对轴承,其机械效率相同,均为2h)P6.51P7.84kW0.83wah==≈3.确定电动机转速:滚筒转速为:601000n133.69/minvrDwp×=≈取V带传动的传动比范围为:'124i=取单级齿轮传动的传动比范围为:'235i=(工程经验)则可得合理总传动比的范围为:'''12620iii=⋅=故电动机转速可选的范围为:''802.142673.8/mindninrw=⋅=查【2】表12-1,得满足要求的可选用电动机转速为:970r/min、1460r/min。为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高,故择中选用1460r/min的转速。其初定总传动比为:146010.92133.69dninw==≈综上,可选定电动机型号为:Y160M-4。其相应参数列于表1:表1.所选用电动机的相关参数。电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比Y160M-411KW1500r/min(4级)1460r/min10.92KUSTKUST仅供参考严禁抄袭!4三.总传动比和分配传动比1.总传动比:由上一步算得知10.92i≈2.分配传动比:由工程经验知顶分配传动比除了满足'124i=、'235i=外,还应满足12ii≤。故取:V带传动比为12.79i=,齿轮传动比为213.914iii==。四.运动与动力参数的计算1.各轴转速:Ⅰ轴:11460523.3/min2.79dnnri===Ⅰ;Ⅱ轴:2523.3133.7/min3.914nnri===ⅠⅡ。2.各轴功率:Ⅰ轴:1P=P=7.840.96=7.5264kWah⋅×Ⅰ;Ⅱ轴:23P=P=7.5260.990.97=7.228kWhh⋅⋅××ⅡⅠ。3.各轴转矩:Ⅰ轴:P7.5264T9550137.35Nm523.3n==×=⋅ⅠⅠⅠ;Ⅱ轴:P7.228T9550516.29Nm133.7n==×=⋅ⅡⅡⅡ。表2.初步计算传动参数功率(kW)初算转速(r/min)初算转矩(N*m)Ⅰ轴7.5264523.3137.35II轴7.228133.7516.29带轮传动比齿轮传动比2.793.914五.带传动的设计a.带型号、长度、根数;b.中心距、带轮直径、宽度;c.安装初拉力、对轴作用力。1.求计算功率带轮Ⅰ(小)输入功率:7.84kWPa=,根据任务书所述要求及所选电动机(三相一步电动机,工作于16小时内(两班制),载荷变动小(带式输送机))查【1】表13-8,得工况系KUSTKUST仅供参考严禁抄袭!5数:1.2AK=。故有9.408PPKkWa⋅=CA=。2.选V带型号:由于此处传动功率适中,考虑到成本,故选用普通V带。根据9.408PkWC=、1460/minnra=查【1】图13-15,可得该交点位于A、B型交界处,且稍偏向B型,故选用B型V带。3.挑小径(求大小带轮基准直径):查【1】表13-9可知1125dmm≥(带轮直径不可过小,否则会使带的弯曲应力过大,降低其寿命)。查【2】表12-4得1320dmm≤(小轮下端不可超过电动机底座,否则于地面相干涉,设计不合理)。查【1】表13-9下方1d推荐值,稍比其最小值大即可,故取1132dmm=。由【1】式13-9得12121460(1)132(10.02)360.9523.3nddmmne=-=××-≈,其中0.010.02e=为滑动率(见【1】的211页,此取0.02)。查【1】表13-9下方带轮直径推荐值,寻其最近值得2355dmm=。虽2d实际取之交原定只小,但实际传动比''2113552.744(1)123(10.02)dide==≈-×-,其误差1''111100%1.65%5%iiwi-=×≈≤,故满足误差范围。4.验算带速:113.14159132146010.09/601000601000dnvmsp××==≈××,在525/vms=内,适合。(功率恒定时,速度越大则受力越小;但根据公式2cqvAd=知,速度越大会使带的安装初拉力及其对轴压力增大,故应适中;根据工程实践,得此范围5到25间)5.估中定周长及反求实中(求V带基长与中心距a):初步估算中心距:0121.5()1.5(132355)730.5addmm=+=×+=,为圆整计算,取0750amm=(满足120120.7()2()ddadd+≤≤+,工程经验)。由【1】式13-2得带长:21200120()2()2344.0324ddLaddmmap-=+++=,查【1】表13-2,对于B型带选用带长2500dLmm=。KUSTKUST仅供参考严禁抄袭!6再由【1】式13-16反求实际中心距:008282dLLaamm-≈+=。6.验算小轮包角:由【1】式13-1得:21118057.3164.57120ddaa-=°-×°=°≥°,合适。7.求V带根数z:由【1】式13-15得:0()cLPzPPKKa=+Δ。此处111460/min,132nrdmm==查【1】表13-3得02.82PkW=;根据''2.744i=,查【1】表13-5得0.46PkWΔ=;由164.57a=°查【1】表13-7得0.95Ka=,查【1】表13-2得1.03LK=。故9.4082.93(2.820.46)0.951.03z==+××,取整3z=根。8.求作用在带轮轴上的压力QF:查【1】表13-1得0.17/qkgm=。由【1】式13-17得205002.5(1)270.86cPFqvNzvKa=-+=为其安装初拉力。作用在轴上的压力为:102sin1610.452QFzFNa==。9.V带轮宽度的确定:查【1】表13-10得B型带轮min190.4,11.5ef=±=,故有带轮宽度min2()610.8Bef=+=±,故取62B=。表3.所设计带传动中基本参数带型号长度根数B型2500mm3根中心距带轮直径宽度828mmd1=132,d2=35561mm安装初拉力对轴压力实际传动比270.86N1610.45N2.744六.齿轮传动的设计计算1.选择材料及确定许用应力:小齿轮:初选45钢,调制处理。查【1】表11-1得知其力学性能如下:硬度197286HBS,接触疲劳极限Hlim550620MPas=(取585计算,试其为线性变KUSTKUST仅供参考严禁抄袭!7化取均值),弯曲疲劳极限FE410480MPas=(取445计算)。大齿轮:初选45钢,正火处理(当大小齿轮都为软齿面时,考虑到校齿轮齿根较薄,弯曲强度较低,且受载次数较多,故在选择材料和热处理时,一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20-50HBS)。查【1】表11-1得知其力学性能如下:硬度156217HBS,接触疲劳极限Hlim350400MPas=(取375计算),弯曲疲劳极限FE280340MPas=(取310计算)。由表【1】11-5得:limmin1.13,1.3HFSS==(一般可靠度,取值稍偏高用于安全计算)。由此得:11Hlimlim[]518HHMPaSss==,22Hlimlim[]332HHMPaSss==;11FEmin[]342FFMPaSss==,22FEmin[]238FFMPaSss==。2.按齿面接触强度设计:根据前计算''110.92,2.744ii==可得齿轮传动所需传动比为''23.98i=,Ⅰ轴实际转速为'532.07/minnr=Ⅰ。设齿轮按8级精度制造,查【1】表11-3得1.21.6K=(电动机,中等冲击),此取1.3计算。查【1】表11-6得齿宽系数为0.81.4df=(软齿面,对称分布),此取1计算。则小齿轮上转矩为:6651'7.5269.55109.55101.35110532.07PTNmmn=×=×=×⋅ⅠⅠ。查【1】表11-4取189.8EZ=(锻钢),令取2.5HZ=,故有:2''2123min''252321()[]21.31.351103.981189.82.5()13.9833296.46mmEHdHKTiZZdifs+=×××+×==上公式中所代2[]Hs是为了安全计算,使得两齿轮均适用。齿数取131z=(软齿面12440z=,硬齿面11720z=),则有''212313.98123.38zzi=⋅=×=,取整得2123z=(满足传动比的前提下,尽可能使两齿数互质)。KUSTKUST仅供参考严禁抄袭!8故实际传动比'''2211233.96831ziz===;其误差为'''''222''2100%0.3%5%iiwi-=×≈≤;故满足误差范围。初估模数为'min13.11dmmmz==,查【1】表4-1得标准模数为3mmm=,故实际分度圆直径为:112231393,1233369dzmmmdzmmm==×===×=。中心距为:122312ddamm+==。初估齿宽为:min96.46dbdmmf==,圆整取21100,105bb==(保证啮合,故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米)。3.验算齿轮弯曲强度:查【1】图11-8,可得齿形系数122.56,2.12FaFaYY==;齿根修正系数121.62,1.82SaSaYY==。由【1】式1-5知:111
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