单级带传动减速器

1、.计算流程和计算说明一、传动方案的制定第一组： v型皮带单级圆筒减速机的设计(1)工作条件： 1、耐用年数8年，工作由两组工作制连续单向运行，负荷稳定，环境清洁。2、检查间隔时间： 4年修一次，2年修一次，半年修一次。3、动力源：电力三相交流： V=380/220V。4 .“运输带速度允许误差：5%。5、制造条件和生产批次：一般机械工厂制造，小批量生产。(2)原始数据：鼓圆周力F=1700N带速度V=1.6m/s；鼓直径D=350mm毫米。(3)带式传动方案的示意图二、电机选择1、电机类型的选择： y系列三相异步电机2 .电机功率选择：1工作装置所需的有效功率为Pw=FV/1000=17001

2、.6/1000=2.72kw2为了计算电动机所需的功率Pd，事先决定从电动机到机床的总功率。 1、2、3、4、5、6分别为带轮、齿轮传动轴承、圆筒齿轮传动(齿轮精度为8级)、弹性联轴器、滚动轴承、鼓。 从资料表2-2中调查了1=0.95、2=0.99、3=0.97、4=0.99、5=0.98、6=0.96。传动装置的总功率：总=1422356=0. 950.9920.970.990.960.98=0.843电机所需的电力为Pd=Pw /=2.72/0.84=3.2kw在文献2中选定的电机的额定功率为4kw。3 .决定电机转速：一般的同步转速选择1500 r/min和1000 r/min两种。要

3、计算鼓的转速：n筒=60000 v /d=600001.6 /350=87.4 r/min4 .确定电动机的型号根据电机所需电力和同步转速，根据调查文献2，电机型号为Y112M-4、Y160M1-8、Y132M1-6。 根据电机的全转速和Nm鼓转速Nw可以计算出总齿轮比。 这两种电动的数据和总齿轮比如下表所示电机的数据和总齿数比程序编号电机型号额定功率同步转速全转速总齿轮比锁定扭矩最大扭矩1Y112M-44KW1500r/rin1440 r/rin16.52.22.32Y132M1-64KW1000r/rin960 r/rin11.02.02.23Y160M1-84KW750r/rin715r

4、/rin8.22.02.0根据以上选择的电动机类型，权利要求1的电动机转速昂贵，但总齿轮比较大，为了合理地分配齿轮比，为了使致动器结构紧凑，选择权利要求2，即型号Y132M1-6的电动机。三、计算总齿数比，分配各级齿数比1、总齿轮比： I总=n电机/n墨盒=960/87.4=11.02、分配各级伟动比(1)根据文献2P7表1，设为带轮i1=3(单级减速机i=35是合理的)(2)减速机的总齿数比为i2=i总/i1=11.0/3=3.7四、运动参数及动力参数的计算1 .计算各轴的旋转速度(r/min )n I=n电机/i1=960/3=320(r/min )nII=nI/i2=320/3.7=86

5、.5(r/min )nIII=nII=86.5(r/min )2 .计算各轴的功率(KW )pi=PD1=3. 20.95=3.04 (千瓦)pii=pi32=3. 040.990.97=2.92 (kw )PIII=PII42=2.920.990.99=2.86千瓦3 .计算各轴的扭矩(Nm )TD=9550 PD/nm=95503.2/960=31.80 (nm )ti=9550 pi/nini=95503.04/320=90.73 (纳米)TII=9550 PII/nII=95502.92/86.5=322.38 (纳米)tiii=9550 pii/niii=95502.86/86.5=

6、315.76 (纳米)五、传动零件的设计计算a、皮带轮传动的设计计算(1)决定计算功率Pca根据文献1表8-7调查功率KA=1.2Pca=KAP=1.24=4.8KW千瓦(2)通常选择v型皮带切断型根据PC和n1，从文献1图8-10中得到：选择a型v带(3)确定带轮基准直径，管理传动带速度1 )选定小带轮的基准直径dd1。 根据教科书表13-9，设定小带轮基准直径dd1=100mm。2 )控制频带速度v因为5米(F0 ) min。(8)轴力的最小值是最小值=2z (f0)最小值(1/2)=25155.9sin(1630/2 )=1540N(9)带轮的结构设计L=(1.52)ds铸铁皮带轮HT1

7、50采用d300毫米轮辐带轮b .减速机内部的传动部件的设计(齿轮设计)1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)选定螺旋圆筒齿轮(2)运输机是一般机床，速度不高，所以要选择等级精度(3)材料选择、齿轮为闭式齿轮，减速机输出少，因此选择软齿面。 小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度位置260HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度230HBS，两者的硬度差为30HBS。(4)将小齿轮齿数Z1=18、大齿轮齿数Z2=184.533=81.594设为Z2=82。2 .用齿面接触强度计算d1t2ktt1(u1)(ZZ)2/du()21/3决定(1)式内的各计算值1 )试选负荷系数Kt=1.5。

8、教科书表11-32 )计算小齿轮传递的扭矩。t1=95.5105 p1/n1=95.51053.04/320=9.1104Nmm3 )从教科书表11-6中选择尺寸宽度系数d=1.1。4 )根据教科书表11-4调查材料的弹性影响系数ZE=189.8MP1/25 )可以从教科书图中选择地区系数ZH=2.5。6 )根据教科书表11-1，用齿面硬度调查了小齿轮的接触疲劳强度界限lim1=720MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2=620MPa。 从教科书表11-1调查小齿轮的弯曲疲劳极限=600Mpa； 大齿轮的弯曲疲劳极限=460Mpa.计算弯曲疲劳容许应力。从教科书表11-5中得到弯曲疲劳安全

9、系数SF=1.25、SH=1.11=lim1/SH=720/1.1=650MPa2=lim2/SH=620/1.1=564MPa=/SF=600/1.25=480Mpa=/SF=460/1.25=368 Mpa(2)计算。1 )计算小齿轮的分度圆直径dh，根据计算式求出d1t 2k TT1(u1 ) (ZZ )2/du ()21/3= 21.5 (0.9105 ) (3.71/3.7 ) (2. 5189.8/564 )21/3=60.7mm毫米2 )计算齿宽b的齿数z中心距离a及模块m小齿轮的齿数为Z1=30，教科书为Z117 .的话，设定Z2=3.730=111模块m=d1/Z1=60.7

10、/30=2.02mm毫米齿宽b=d d1=1.160.7=66.77mm毫米，b2=70mm毫米，b1=75mm毫米在表4-1中，m=2.5mm，实际的d1=Z1m=302.5=75mmd2=Z2m=2.5111=228mm毫米中心距离a=(d1 d2)/2=(75 228)/2=152mm毫米3 )管理齿轮的弯曲强度从教科书图中得到了YFa1=2.60、YFa2=2.22 YSa1=1.63、YSa2=1.83=2k t1yfa1ysa1/BM2z1=21.59.11042.601.63/(70302.52 )=88MPa480 Mpa= YF2y sa2/yfa1ysa1=882.221.

11、83/(2. 61.63 )=84mpa368 MPa4 )计算圆周速度。v=DLT n1/60000=75320/60000 m/s=1.3m/s可以看出，对照表11-2选择等级9的精度是合理的。5 )齿轮的主要集合尺寸分度圆直径d1=75mm d2=228mm基圆直径db1=d1cos=75 cos 200=70.5 MMDB2=d2cos=228 cos 200=214.2 mm间距p1=p2=m=3.142.5=7.85mm毫米中心距离a=152mm齿顶高度ha1=ha2=ha* m=2.51.0=2.5mm牙根高度hf1=hf2=(HA*c*)m=1.252.5=3.125mm毫米六

12、、轴的设计计算a .输入轴的设计计算1 .已知传输功率=3.04kW，转速=320r/min扭矩=90.73Nm，标准正齿轮的法线压力角=20。3 .求出作用于齿轮的力已知小齿轮的分度圆直径=75mm另一方面=290.73/75N=2419.47NFr=tan=2419.47tan20=880.62N圆周力、径向力及推力的方向如图(6-1)所示。图(6-1)小轴的载荷解析图4 .事先决定轴的最小直径。首先在教科书表(14-1 )中选定轴的材料为40cr、调质处理、硬度为241286HBS。 根据教科书表14-2，取C=102毫米=21.6毫米参加考试考虑到有键槽，有必要增加直径。 d=21.6(1 0.05)=22.68mm毫米输入轴的最小