《二级齿轮减速器F=2800N;v=1.4ms;D=275mm》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级齿轮减速器F=2800N;v=1.4ms;D=275mm（30页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、设计题目：带式传输机的传动装置传动简图：原始数据：运输机工作拉力 F= 2.8 kN 运输带工作速度 v= 1.4 m/s 卷筒直径 D= 275 mm运输机工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为 10 年，二班制；设计成果要求：减速器装配图 1 张。零件工作图 2 张。设计计算说明书 1 份。设计计算及说明 结 果1-带传动2V 减速器3电动机13、电动机选择3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用 Y 系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率 P = ,根据任务书所给数据 F=2800N，V=1.4 。
2、则有：w10FVsmP = = =3.92KW28.4从电动机到工作机输送带之间的总效率为=154234带传动效率 9.0一对轴承效率 2齿轮传动效率 8.3联轴器传动效率 904滚筒的效率 6.5则有：总效率 84.096.098.0923所以电动机所需的工作功率为：P = = =4.67KWdw.2843.3 确定电动机的转速按推荐的两级展开式圆柱斜齿轮减速器传动比 i =840齿工作机卷筒的转速为n = = =97.23w601Dv601.43.275minr所以电动机转速的可选范围为0.84P =4.67KWdn =97.2wminr2n =i =（840） 97.23dwminr=（
3、777.843889.2） ir符合这一范围的同步转速有 1000 ，1500 和 3000 三种，但minrinrminr是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为 3000的电动机。minr据哈工大表 14.1 选择 Y132S12 电动机，其主要参数如表3.1 所示表 3.1 Y132S14 型电动机主要参电动机型号 额定功率/KW 满载转速（ ）minr额 定 转 速启 动 转 速 额 定 转 矩最 大 转 矩Y132S12 5.5 2900 2.0 2.2电动机型号中心高/mm总长/mm 键/mmY132S12 132 475 10 84、装置运动和动力参数
4、计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 i =290.847.dwn2）分配到各级传动比 初选带轮的传动比 ，减速器传动比.5i带 29.841.35i齿，因为 i =i 其中 i 为齿轮高速级的传动比，i 为齿轮低速级的传动比，取齿 121 2。故可先取 i =4.09 则 i =2.921.4取 24.2 传动装置的运动和动力参数计算计算各轴的转速传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为 I,II,III 轴。290/min160/in.5mnrri带I16/i83./i4.09i i =29.84i =4.091i =2.9223II283.6/min97.13
5、/in9nrriIVI4.3 计算各轴的输入功率I14.670954.3dpkWII238.5kII.40IVI24509.pkW4.4 计算各轴的输入转矩I1.39506.5210TNmnI24.1.328pI3 .9506.5973TNmn传动装置参数见表 12表 12 传动装置的运动参数和动力参数轴号 转速（r/min） 输入功率(kW) 输入转矩(Nm)I 1160 4.43 36.52II 283.62 4.53 152.53III 97.13 4.40 436.555、带传动设计5.1 带传动5.1.1 确定计算功率并选择 V 带的带型1.确定计算工率 cap由1表 87 查的工作
6、情况系数 ，故2.1AK41.256.caAPKpkW2.选择 V 带的带型根据 ， 由1图 811 选用 A 型。capmn5.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速1.初选小带轮的基准直径 。由1表 86 和表 88，取小带轮的基 。1d md122.验算带速 。按1式（813）验算带的速度v13.41290/17/606dmnms因为 ，故带速合适。svsm/3/53.计算大带轮的基准直径。由1式（815a）,计算大带轮的基准直径 2d21.280di带根据1表 88，圆整为 mm。2d5.1.3 确定 V 带的中心距和基准长度1.根据1式（820） 2121)(7.00ddam7844.
7、初定中心距为 。ma502.由1式（822）计算所需基准长度mmaddaLd1630 504)128()21(4.52 20 1221由1表 82 选带轮基准长度 。Ld3.按1式（823）计算实际中心距 。 amd 485)21630(5020 中心距的变化范围为 。m534615.1.4 验算带轮包角 6.caPkWmd12mm802mLd160485a16025 12064853.7)120(183.57)18012ad（5.1.5 计算带的根数1.计算单根 V 带的额定功率 rP由 和 ，查1表 84a 得md1290/inn02.51PkW根据 ， 和 A 型带查1 表 84b 得9
8、0/inr2.5带 34查的1表 85 得 ，表 82 得 ，于是K9.LK0(.1034)50.2.68r LP k）2.计算 V 带的根数 Z取 3 根6.28carP5.1.6 确定带的初拉力和压轴力由表1表 83 得 A 型带单位长度质量 ，所以 mkgq/10.2 20min(2.5)(59)6.01(7)134.5.37caKPFv Nz（ ）应使带的实际初拉力 min0)(F压轴力最小值 1min0in 160()2()s234.5sin794.2Pz N5.1.7 带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用 HT2002.带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（
9、6 孔）具体尺寸参照1表 810 图 814 确定。5.2 齿轮传动（一）高速级齿轮传动5.2.1 选择精度等级，材料及齿数1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用 7 级精度。2.材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr(调质) ，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 刚（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2.68rPkWZ=3min()794.6PFN251z63.选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数251z2154.0913zi5.2.2 齿轮强度设计1.选取螺旋角 初选螺旋角 =142.按齿面接触强度设计按1式（1021）试算，即 3211 )(2HEdtt ZuTK（1
10、）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 6.t2）小齿轮的传递转矩由前面算得 4136.52.610TNmNm3）由1表 107 选取齿宽系数 d4）由1表 106 差得材料的弹性影响系数 。218.9MPaZE5）由1图 1021d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大Pa601limH齿轮的接触疲劳强度极限 。Pa502limH6）由式11013 计算应力循环次数 919926016(3082).34103.4.87hNnjL7）由1图 1019 取接触疲劳强度寿命系数 ，7.1HNK5.2HN8）计算接触疲劳许用应力MPasKHN586097.1lim1 .752li29）由1
11、图选取区域系数 43.HZ10）由1图 1026 查的 ，781018.02则 6.5.2111）许用接触应力MPaaHH 75.925.7821 （2）计算2103z9123.4087N1.6771）试算小齿轮分度圆直径 ，有计算公式得td142312.6510.92318.()3.09757t m 2）计算圆周速度 1.38.6./6001tdnv s3）计算齿宽 b 及模数 ntm138.9.dtm1cos0cos14.825tntz.3.nth809/14.b4）计算纵向重合度 98.1tan2538.0tan318.0 zd5）计算载荷系数已知使用系数 ，根据 ，7 级精度，由1图
12、108 查的动载系数AK.5/vms；由表 104 查的 ；由图 1013 查得 ；由表 103 查得08.1V 421H 4.1FK。故载荷系数2.FH 8.2.108.HVAK6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式（1010a）得 331.49.516ttdm7）计算模数 nm1cos40.85cos1.62ndz3.按齿根弯曲疲劳强度设计由1式（1017）579.HMPa138.09tdm.5/vs38.09bm1.4nt3.h/14b1.981.84K140.85dm.6n8321cosFSadn YzTKm（1）确定计算参数1）计算载荷系数 81.42.08FVA2）计算
13、纵向重合度 ，从1图 1028 查的螺旋角影响系数98.1 8.0Y3）计算当量齿数 37.214cos5331zv2330.vz4）查齿形系数由1表 105 查得 ；6.1FY18.2F5）查取应力校正系数由1表 105 查得 ；59.1S79.2S6）由1图 1020c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳MPaFE501极限 MPaFE38027）由1图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 ，87.1FNK9.2FN8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式1(10 12)得MPaSEFN1.304.5011 2989229）计算大小齿轮的 FSaY0134.7.35
14、9621FSa6.482FSaY大齿轮数值大。（2）设计计算1.8K127.3vz59423221.86510.8cos10.61.97nmm由接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取 以满0.2n足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。140.85d1cos40.85cos19.822dz取 ，则12z24.098.6z取 85.2.3 几何尺寸计算1.计算中心距 12()(081)204.9coscosnzmam将中心距圆整为 104mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角12()281arcsarcs3.79504nz（ ）因 值改变不大故参数 不必修正。HZK,，3.计算大小齿轮分度圆直径12041.9cos3.795nzmdm286.8.n4.计算齿轮宽度 14.91.dbm圆整后取 216B5.2.4 齿轮结构设计（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于 160mm,而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按1图 1039 荐用的结构尺寸设计。1.9nm120z8104am13.79514.9dm2682146Bm10（二）低速级齿轮传动5.2.5 选择精度
