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电动机减速器箱体设计说明书二、电动机的选择计算已知工作条件及要求：运输带工作拉力： F=2300 N运输带工作速度： V=0.95m/s运输带的滚筒直径： D=400 mm运输带的宽度： B=400 mm根据工作条件，选择Y系列三相异步电动机 1.选择电动机功率滚筒所需的有效功率：=FV/1000=23000.95/1000=2.2KW 传动装置的总效率：式中: 皮带传动效率 =0.95轮啮合效率 （齿轮精度为8级）滚动轴承效率 联轴器效率 滚筒效率 传动总效率 =0.950.9720.9940.990.96=0.824 所需电动机功率 =2.2/0.824=2.67kw 2.选取电动机的转速滚筒转速=45.4r/min 根据滚筒所需的功率和转速，可选择功率为3KW，同步转速分别为1500r/min和1000r/min两种型号的电动机。电动机数据及传动比方案号电机 型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L243.01500142031.282Y132S63.O100096021.15选方案1：Y132S6，额定功率P0=3kW，同步转速1500r/min，满载转速1420r/min。由4.12-2查得电动机中心高H=100mm，外伸轴段DE=28mm60mm三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比总传动比 V带传动比为23，取 则减速 =31.28/3=10.427 对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意大锥齿轮不能碰着低速轴，试取第一级传动比 =3.752 第二级传动比 = =2.779 2、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：即电机轴P0=2.67kw n0=1420r/min T0=9550P0/n0=95502.671000/1420=17.96 轴：即减速器高速轴P1= 2.670.95=2.54kw n1= n0/ =1420/3 =473r/min T1=9550P1/n1=95502.54/473= 51.28 轴：即减速器中间轴P2= P1=2.540.970.99=2.44kw n2=n1/=473/3.752=126.1r/min T2=9550P2/n2=95502.441000/126.1=184.79 轴：即减速器的低速轴P3= P2=2.440.970.99=2.34kw n3= n2/i23=126.1/2.779=45.4r/min T3=9550P3/n3=95502.341000/45.4=492.22Nm 轴：即传动滚筒轴P4= P3=2.340.990.99=2.29 kw n4= n3=45.4r/min T4=9550P4/n4=95502.29/45.4=481.71 Nm 各轴运动及动力参数轴序号功率/KW转速/（r/min）转矩T/ Nm传动形式传动比效率02.67142017.96带传动30.952.54 47351.28齿轮传动3.7520.962.44126.1184.79齿轮传动2.7790.962.3445.4492.22联轴器1.00.982.2945.4481.71四、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算（1）确定设计功率PC由表34查得=1.2 PC=P=1.22.67=3.20 kw （2）选取V带的型号根据PC和n0由图3-12确定，因工作点外于A型区，故选A型。 （3）确定带轮基准直径、选择小带轮直径由表3-5和表3-6确定=82mm 验算带速VV=6.10m/s 在525m/s之间，故合乎要求确定从动轮基准直径dd2=382=246mm 查表的3-6取=250mm 实际从动轮转速和实际传动比i不计影响，若算得与预定转速相差5为允许。=3.049（4）确定中心距a和带的基准长度Ld初定中心a0 本题目没有给定中心距，故按式325确定0.7(dd2+dd1)2(dd2+dd1)0.7（250+82）2(250+82) 232.4 mm664 mm取=400mm。 确定带的计算基准长度Lc按式2+(+)+=2400+（250+82）+=1332 取标准Ld按表3-3取=1400。 确定中心距a按式3-27=+=400+=434 调整范围=+0.03=400+0.031400=476 =-0.015=400-0.0151400=413 （5）验算包角180-60=180-（250-82）/40060=157.31200 符合要求 （6）确定带根数z按式（3-29）Z 由式（3-19）单根V带所能传递的功率=(+ ) 由式（3-20）包角系数=1.25()=1.25()=0.9437 由表（3-2）查得C1=3.7810-3 C2=9.8110-3 C3=9.610-15C4=4.6510-5 =17001=148.70rad/s =1C1-C3-C4lg(dd11)=100148.703.7810-4-9.610-15 -4.6510-5lg(00100.53)=0.8161 =C41lg=4.6510-582148.70lg=0.1660 kw =c41lg=4.6510-582148.70lg=-0.8817kw =(+)=0.9437(0.8161+0.1660-0.0478)=0.8817 V带的根数ZZ=3.6取4根 （7）确定初拉力F0按式3-30F0=500(-1)+q=500=111.86N 式中q由表3-1查得q=0.1Kg/m。（8）计算轴压力Q按式3-31 Q=2F0zsin=2111.864sin=877.38N 2、高速级斜齿圆柱齿轮设计计算由前面计算得知：二轴传递的功率P1=2.54kw，转速n1=473r/min，转矩T1=51.28Nm，传动比u=3.752，载荷有轻度冲击1）选择齿轮材料，确定精度及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为235250HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190217HB 齿轮精度为8级（GB10095-88）查图516得，=580MPa,=545MPa计算应力循环次数N，由式533得=60=604731(163005)=6.8108 =/=6.8108/3.752=1.8108 查图517得1.03,1.13取=1.0,=1.0 由式528确定接触疲劳许用应力 = =597.4MPa = =615.9MPa 因为，取2）按接触疲劳强度确定中心距a(u+1)mm式中T1=51283Nmm 初取1.0暂取, 0.99由表55 得=189.8由式541 计算端面压力角 = 200 ，基圆螺旋角 = =120=2.470.35(u+1)=114.92mm圆整取=115mm =(0.0070.02)= (0.0070.02)120=0.842.4取标准值=2mm 两齿轮齿数和 Z1=23.8 取 Z1=24 = uZ1 =89 取 实际传动比 =3.708 传动比误差： 5% 故在范围内修正螺旋角 =arccos= arccos=10.47530 与初选 接近，可不修正=48.849mm =181.15mm 圆周速度 V=1.21m/s 3)验算齿面接触疲劳强度 =有表5-3查得=1.25/100=1.2124/100=0.2904 m/s按8级精度查图5-4得动载系数=1.03齿宽 b=0.35115=40.25mm=40.25/48.849=0.824 查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，=1.06查表5-4 =1.2载荷系数=1.251.031.061.2=1.638 由5-42 =0.99 计算重合度，以计算=+2m=48.849+21.02=52.849mm =+2m=181.15+21.02=185.15mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos10.70)=20.330 =cos=48.849cos20.330=45.806mm =cos=181.15cos20.330=169.866mm =arccos= arccos=29.920 =arccos= arccos=23.440 =(tan-tan)+(tan-tan) =24+89=1.68 =1.19 由式5-43计算=0.77 = arctan(tancos)= arctan(tan10.7cos20.330)=10.010 =2.459 由式5-38计算齿面接触应力=2.459189.80.7710.99N=529.55MPa=597.4Mpa 4)校核齿根弯曲疲劳强度由式5-44= =/=24/=25.30 =/=89/=93.81 查图5-14得=2.67,=2.22查图5-15得=1.59,=1.78由式5-47计算=1-=1-1.19=0.895 由式5-48计算=0.25+=0.25+=0.681 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得220MPa,210MPa查图5-19得1.0取 Yx=1.0取 =314.29Mpa =300Mpa = =110.42MPa 安全 =110.42=102.78MPa 安全 5)齿轮主要几何参数 24,89,u=3.752,m=2mm,=10.70 =48.849mm,=181.15mm df1=43.849mm df2=176.15mm =(+)=115mm 取=46mm, =40.25mm 3、低速级斜齿圆柱齿轮设计计算由前面计算得知：二轴传递的功率P2=2.44kw，转速n2=126.1r/min，转矩T2=184.79Nm，齿数比u=2.779，载荷有轻度冲击1）选择齿轮材料，确定精度及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190217HB 齿轮精度为8级： 由式533得=60=60126.11(163005)=1.82108 =/=1.82108/2.779=6.55107 查图517得1.13,1.18取=1.0,=1.0查图516得=580MPa,=545MPa由式528 = =655.4MPa = =643.1MPa 2）按接触疲劳强度确定中心距(u+1)mmT2=184789.8 Nmm 初选1.1，暂取,0.4由式542 0.99由表55 得=189.8由式541 计算端面压力角 = 200 基圆螺旋角 = =120=2.47(u+1)=137mm圆整取=140mm =(0.010.02)= (0.010.02)140=1.42.8取标准值=2.2mm 两齿轮齿数和 =36.23 取 =37 =u=37*2.779=99.812 取=100 取 实际传动比 =2.703传动比误差： 5% 故在范围内修正螺旋角 =arccos= arccos=11.880 与初选 接近，可不修正=75.62mm =204.38mm 圆周速度 V=0.499m/s 3)验算齿面接触疲劳强度 =有表5-3查得=1.25/100=0.49937/100=0.166按8级精度查图5-4得动载系数=1.01齿宽 b=0.4140=56mm=56/75.62=0.741 查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，=1.06查表5-4 =1.2载荷系数=1.251.011.061.2=1.606 由5-42 =0.99 计算重合度，以计算=+2m=75.62+21.02=79.62mm =+2m=204.38+21.02=208.38mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos11.880)=20.400 =cos=75.62cos20.40=70.88mm =cos=204.38cos20.40=191.56mm =arccos= 27.100 =arccos= 23.180 =(tan-tan)+(tan-tan) =37+100=1.72 =1.83 由式5-43计算=0.76 = arctan(tancos)= arctan(tan11.88cos20.40)=11.150 =2.45 由式5-38计算齿面接触应力=2.45189.80.7680.99N=555.46MPa=643.1Mpa 4)校核齿根弯曲疲劳强度由式5-44= =/=37/=39.483 =/=100/=106.711 查图5-14得=2.44,=2.22查图5-15得=1.66,=1.81由式5-47计算=1-=0.818 由式5-48计算=0.25+=0.670 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得225MPa,210MPa查图5-19得1.0取 Yx=1.0取 =321.43Mpa =300Mpa = =155.57MPa=300Mpa 安全 =155.57=154.33MPaS, 满足要求 b剖面疲劳强度安全系数校核剖面附近有三个应力集中源，查表知过盈配合的应力集中系数最大，应按其进行强度校核。MPaMPa MPa 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据： 查得：=2.63 =4.13 =2.22 取S=1.51.8 SS, 满足要求 六、滚动轴承选择和寿命验算5.1选择轴承由于转速中等、有较小轴向力，故选用深沟球轴承由机械设计课程设计查得6208轴承：已知：6208。基本额定动载荷Cr=19.8 KN， Fa=440 N基本额定静载荷C0=13.5KN 由前面计算得知： 合成支反力：=1239N =1718N轴的转速 n=473r/min5.2 计算当量动载荷轴的固定方式为全固式，故由轴向外载荷F全部由轴承1承受， 故A1=440N,A2=0N,Fa=440N当量动载荷 故e=0.22 e=0.22 x=0.56, y=1.99 fd=1.1 =1.1(0.561239+1.99440)=1726NP2=2021N比较两轴承当量动载荷，P2P1,故应按P2计算轴承寿命。=33134hL,10h=24000h 合乎要求 ，两年一检修七、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：V带带轮材料为45钢，轴的材料为45钢，V带与轴的配合直径为25mm，轮毂长为50mm,传递转矩T=51283 1.选择键联接的类型和尺寸。选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定，查表得两个键为:=108,=32mm 2.键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表3-1查得=100MPa。键的工作长度=-=32-10=22mm.由式3-1得：=46.6MPa 工作安全 八、联轴器的选择和验算在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接。由于工作机和减速器之间可能产生一定的径向位移和角位移。故选用弹性柱销联轴器。由式11-2Tc=KT3=1.25481.71=610 d取45 L取112 由表4.7-1联轴器HL4型号 其公称转矩 Tn=1250617.6许用转矩n=4000r/minn=45.4r/min九、减速器的润滑方式及密封形式的选择确定轴承的润滑方式与密封方式齿轮圆周速度：1.2m/s 由于所以滚动轴承采用脂润滑高速轴密封处的圆周速度0.74m/s 由于，所以采用毡圈密封。十、润滑油牌号的选择及装油量的计算9.1润滑油牌号的选择根据轻微冲击载荷和接触应力，选取320抗氧防锈工业润滑油9.2装油量的计算9.2.1油面的高度油面由箱座高度H确定斜齿轮应浸入油中一个齿高，但不应小于10mm。这样确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失，还应给出一个允许的最高油面，中小型减速器的最高油面比最低油面高出即可。因此，确定箱座高度H的原则为，既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离不小于，以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起，又要保证箱座底部有足够的容积存放传动所需的润滑油。通常单级减速器每传递的功率，需油量：多级减速器，按级数成比例增加。减速器装油量二级传动，需油量：1.596 dm3V=2.69dm3V0=1.596dm3VV0 可用。十一、验算齿轮是否与轴发生干涉现象2、3轴间距离：140mm，2轴上大齿轮的齿顶圆半径：104.19mm离2轴齿轮最近的3轴的半径是104.19+30=134.19145即齿轮跟轴不会相碰因此，齿轮传动设计合理。十二、设计体会经过二十几天的课程设计，我发现了和多以前没有暴露出来的问题，所以感受颇多 实验是检验学习成果的一种有效途径，在本次课程设计中我深刻的体会到了这句话的含义。虽然平时学的很扎实，但到了实践的时候就茫然不知所措。通过这次课程设计，我深深认识到了，单单只会做题，只会一些理论上的东西是远远不够的。我们还要将学到的知识应用到实践中去。才能真正做到学以致用，才能将所学的知识充分理解。 最后感谢黄老师的指导。十三、参考资料目录1、机械设计：主编 孙志礼 冷兴聚 魏延刚 曾海泉2、机械设计课程设计：主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波3、机械设计习题解题分析：主编 喻子建 张磊 邵伟平=2.2 KW=0.824=2.67kw=45.4r/minP0=2.67kwn0=1420r/minT0=17.96P1=2.54n1=473r/minT1=51.28P2=2.44kwn2=126.1r/minT2=184.79P3=2.16kw n3=33.4r/min T3=617.38NmP4=2.29kwn4=45.4r/minT4=