减速器在原动机的应用.doc

目 录前 言51、电动机的选择及运动参数的计算61.1 电动机的选择61.1.1 电动机类型的选择61.1.2 确定电动机额定功率61.1.3 电动机转速确定61.1.4选择电动机71.2 计算传动装置的总传动比和分配传动比71.2.1总传动比71.2.2选择带传动比71.2.3齿轮的传动比81.3 计算传动装置的运动和动力参数81.3.1 各轴功率的确定81.3.2各轴转速的计算81.3.3各轴输入转矩计算92、带传动的设计92.1 确定计算功率Pc92.2 选普通V带型号92.3 确定带轮基准直径82.3.1初选小带轮基准直径92.3.2验算带速92.3.3计算大带轮直径102.4 确定中心距a和带的基准长度102.4.1初定中心距102.4.2 中心距的调整范围d102.5 验算小带轮包角112.6 确定v带根数z112.6.1计算单根V带额定功率112.6.2带的根数112.7 计算初拉力112.8 计算作用在轴上的压轴力123、齿轮传动设计123.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数123.1.1 传动方式123.1.2 精度选择123.1.3材料选择123.1.4确定许用应力133.2按齿面接触疲劳强度设计133.2.1确定公式内的各计算数据133.2.2确定齿宽系数143.2.3确定接触疲劳允许应力143.2.4计算应力循环次数143.3 计算143.3.1试算小齿轮分度圆直径d1t143.3.2计算圆周速度153.3.3确定基本参数计算齿轮的主要尺寸153.3.4验算齿根弯曲疲劳强度154、轴的设计(低速轴)164.1轴上的功率、转速和转矩164.2选择轴的材料并确定许用力n164.3初步估算轴的最小直径164.4确定轴的各段直径174.5确定轴的各段直径174.6确定轴各段长度174.7按扭转和弯曲组合进行强度校核。184.7.1确定切向力和径向力194.7.2求作用于轴上的支反力194.7.3做出弯距图204.7.4作出扭转图204.7.5计算弯距图204.7.6校核轴的强度205、滚动轴承的选择及验算（低速轴）215.1轴承的选择（低速轴）215.2校核轴承216、键的选择计算及强度校核（低速轴）216.1选择键联接的类型216.2低速轴与带轮相联处键的校核226.2.1齿轮与低速轴相联处226.3低速轴与联轴器配合处的键联接227、联轴器的选择（低速轴）228、润滑油及润滑方式的选择23致 谢24参考文献25前 言减速器在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。 课题背景：17世纪中，开始应用架空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。研究意义：齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。其中带式输送机是一种运送量大、运行费用低、使用范围广的输送设备。优点：具有输送距离长、运量大、连续输送等优点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中化控制。特点：机身可以很方便的伸缩，设有储带仓，机尾可随采煤工作面的推进伸长或缩短，结构紧凑，可不设基础，直接在巷道底板上铺设，机架轻巧，拆装十分方便。研究内容：本课题的研究内容是针对如何使传送带上的速度减慢。电机通过带传动、齿轮传动来达到减慢速度的效果。本次毕业设计就是针对一级减速器，其意义在于利用已学的基础理论和专业知识，熟悉工程设计的一般过程，同时把先进的设计方法、理念应用于设计中，为新技术时代的到来打下基础1、电动机的选择及运动参数的计算1.1 电动机的选择1.1.1 电动机类型的选择按工作要求选择Y系列三项异步电动机，电压为380 V1.1.2 确定电动机额定功率电机的负载功率为PW=FV=30001.5=4500W电动机所需的功率为：（其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。）为了计算电动机所需功率，先确定从电动机到工作机只见得总效率，设、分别为V带传动、闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和联轴器的效率，查机械设计课程设计（王洪主编）表3-3得，=0.95 =0.97 =0.99 =0.99，所以所以电动机所需工作功率为1.1.3 电动机转速确定滚筒转速根据查机械设计课程设计（王洪主编）表3-4推断的合理传动比范围，取V带传动比IV=2-4，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I齿轮=3-5，则合理总传动比I总=IVI齿轮=2-4（3-5=6-20，故电动机转速可选范围为nd=I总nw=6-2095.54=573-1910r/min,初选同步转速为750r/min,1000r/min,1500r/min的电动机，选额定功率为5.5KW.1.1.4选择电动机查机械设计课程设计表12-1，方案型号额定功率同步转速满载转速Y160M2-85.57507202.02.0Y132M2-65.510009602.02.0Y132S-45.5150014402.02.0综合考虑方案选用的电动机合理。故电动机型为Y132M2-6，其主要性能：额定功率5.5KW，满载转速960r/min。1.2 计算传动装置的总传动比和分配传动比1.2.1总传动比 1.2.2选择带传动比=31.2.3齿轮的传动比=3.351.3 计算传动装置的运动和动力参数1.3.1 各轴功率的确定取电动机的额定功率作为设计功率，则V带传递的功率P=4KW，则高速轴的输入功率=5.0380.95=4.79kw低速轴的输入功率=4.790.970.99=4.6kw1.3.2各轴转速的计算高速轴转速: 低速轴转速：1.3.3各轴输入转矩计算高速轴转矩：=9550 /=95504.79/320=142.95Nm低速轴转矩：=9550/=95504.6/95.52=459.9 Nm各轴功率、转速、转矩列表于下：轴名功率 KW转速（r/min）转矩（Nm）高速轴4.79320142.95低速轴4.695.52459.92、带传动的设计2.1 确定计算功率Pc查机械基础课本P130表5-5得PC=KAP=1.15.5=6.05KW, 式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,即电机的额定功率.2.2 选普通V带型号根据PC=6.05kw，KA=1.1，查机械基础课本P130图5-9，故选择A型V带。2.3 确定带轮基准直径2.3.1初选小带轮基准直径由机械基础课本P129表5-4，A型V带ddmin=75mm，一般取dd1ddmin小带轮基准直径2.3.2验算带速在525m/s范围内，故V带合适2.3.3计算大带轮直径查机械基础课本表5-4后取2.4 确定中心距a和带的基准长度2.4.1初定中心距根据式初选中心距0.7100+315a02100315290.5a0830初定中心距所以带长,=查机械设计基础表6-8得，选取基准长度得实际中心距=+=500+1600-1675=2.4.2 中心距的调整范围d462-0.0151600=4384620.031600510中心距地变化范围为4385102.5 验算小带轮包角，159120包角合适。2.6 确定v带根数z2.6.1计算单根V带额定功率由和查机械设计基础P216（宋亚林主编）表11-4得转速，传动比，查机械设计基础（宋亚林主编）表11-5得按=159查机械设计基础（宋亚林主编）表11-6得=0.95，按，查机械设计基础（宋亚林主编）表11-1得0.99，代入0.970.110.950.991.0162.6.2带的根数故z取62.7 计算初拉力按A带，由机械设计基础表11-2查得q=0.1kg/m，单根普通带张紧后的初拉力为=N2.8 计算作用在轴上的压轴力N3、齿轮传动设计3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数3.1.1 传动方式根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。3.1.2 精度选择运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择8级精度。3.1.3材料选择根据机械设计基础(张卫国主编)表8-9小齿轮材料为40Cr（调质），硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质）硬度240HBS大小齿轮齿面的硬度差为280240=40，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。3.1.4确定许用应力由机械设计基础(张卫国主编)表8-9，图8-44，图8-45，分别查得 由机械设计基础(张卫国主编)表8-10，得和不允许出现点蚀，查机械设计基础(张卫国主编)图8-46和图8-47得ZN1=ZN2=1，YN1=YN2=1因齿面硬度小于350HBW，属于软齿面，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。3.2按齿面接触疲劳强度设计由式进行计算3.2.1确定公式内的各计算数据查机械设计基础(张卫国主编)表8-7，因载荷有轻微冲击且是电机驱动，取载荷系数Kt=1.23.2.2确定齿宽系数查机械设计基础(张卫国主编)表8-11，因齿轮为软齿面，对称布置，所以取齿宽系数d=0.93.2.3确定接触疲劳允许应力查机械设计基础(张卫国主编)表8-8，得材料系数ZE=189.8因，所以取545.53.2.4计算应力循环次数由机械设计基础(张卫国主编)式(8-53)知，应力循环次数，其中工作总时间为= (283008)h=38400h对于小齿轮 609601384002.21对于大齿轮 3.3 计算3.3.1试算小齿轮分度圆直径d1t取723.3.2计算圆周速度因5，按机械设计基础(宋亚林主编)表12-7选取8级精度合适。3.3.3确定基本参数计算齿轮的主要尺寸选小齿轮的齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2= Z1=523=115，取 Z2=115确定模数，查机械设计基础(宋亚林主编)表7-2取标准模数=3分度圆直径确定中心距确定齿宽取，5=673.3.4验算齿根弯曲疲劳强度查机械设计基础(宋亚林主编)表12-12 故两轮的弯曲强度足够强。4、轴的设计(低速轴)4.1轴上的功率、转速和转矩4.2选择轴的材料并确定许用力n材料为45钢，正火处理。B =600MPa,许用弯曲应力b=55MPa4.3初步估算轴的最小直径由查机械设计基础(宋亚林主编)表15-4得c=110考虑到直径最小处安装大皮带轮需开一个键槽，将d加大5%后得d=41.95mm，并考虑到该安装标准弹性联轴器，配合处的直径一致，查有关设计手册选取标准直径（GB2822-81）,故取低速轴最小直径4.4确定轴的各段直径根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端,从最小直径开始，轴段为轴的最小直径，已取定；由机械设计基础课程（张锦明主编）P13页得带轮轮毂长，取轮毂长。4.5确定轴的各段直径根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段为轴的最小直径，已确定；轴段考虑联轴器的定位，按标准尺寸取=53mm；轴段安装轴承，为便于装拆应取，且与轴承内径标准系列相符，故=55mm（轴承型号为6210）；轴段安装齿轮，尽可能采用标准系列值，取=60mm；轴段为轴环，考虑齿轮定位和固定，取=70mm；轴段考虑到左面轴承的拆卸，查表取=64mm；轴段与轴段直径相同，取=55mm。4.6确定轴各段长度为保证齿轮固定可靠，轴段的长度应小于齿轮轮毂宽度2mm，取=78mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定间隙，取两者间距为23mm；为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为2mm，故轴段、长度+=25mm，根据轴承宽度B=20mm，取轴段长度=21mm，因两轴承相对齿轮对称，故取轴段长度=（2+23+2+21）mm=48mm；为保证联轴器不与轴承端盖相碰，取=（22+46）mm=68mm；根据联轴器轴孔长度82，取=80mm。因此，定出轴的跨距=（10.5+25+78+2+25+10.5）mm=151mm。一般情况下，支点按轴承宽度的中点处计算。4.7按扭转和弯曲组合进行强度校核。4.7.1确定切向力和径向力切向力Ft2=2T2/d2=2666N（d2为分度圆直径） 径向力Fr2=Fttan=1539N4.7.2求作用于轴上的支反力水平面内支反力：FHA=FHB=Ft21333N垂直面内支反力：FVA= FVB=Fr2769.6N4.7.3做出弯距图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯距MH=FHAL3=133348=63984NmmMV=FVAL3=769.64836940.8Nmm计算总弯距: M1=(M2H+M2V)1/2=73882Nmm4.7.4作出扭转图=0.6457.6=274.56Nmm4.7.5计算弯距图73882Nmm=73882.5Nmm4.7.6校核轴的强度对轴上承受最大计算弯距的截面的强度进行校核，危险截面在A的左侧21600 =Mca/W=3.42MPa机械设计基础(宋亚林主编)表15-5查得b=55MPa，因此，故安全。5、滚动轴承的选择及验算（低速轴）5.1轴承的选择（低速轴）深沟球轴承62105.2校核轴承校核深沟球轴承6210，查机械设计课程设计（王洪主编）表15-4得：由机械设计基础(宋亚林主编)表16-7查得载荷系数由于轴承只受径向力作用对于球轴承，查机械设计基础(宋亚林主编)表16-6得=1按每年300个工作日，每天两班制，寿命为8年，所以合适。6、键的选择计算及强度校核（低速轴）6.1选择键联接的类型一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.键的材料为45钢，。6.2低速轴与带轮相联处键的校核6.2.1齿轮与低速轴相联处低速轴与齿轮配合处用键，选用A型普通平键联接，据配合处直径64mm,查机械设计基础(张卫国主编)表14-3得，bh=1811,取键长L=58mm键的有效工作长度l=L-b=5818=40mm，,接触高度k=h2=5.5mm故，满足要求。6.3低速轴与联轴器配合处的键联接低速轴与齿轮配合处用键，选用C型普通平键联接，据配合处直径d=45mm查得：bh=149,取键长L=60mm则键的有效工作长度l=L-b/2=60-7=53mm，接触高度k=h2=4.5mm故，满足要求。因此，全部键满足要求。7、联轴器的选择（低速轴）查机械设计基础（张卫国编写）P298表13-1工作情况系数K得计算转矩：。考虑到补偿两轴线的相对偏移和减振、缓冲等原因，选用弹性联轴器。据低速轴装联轴器处在求最小直径为45mm查机械设计