目 录 \{1Vjo
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设计任务书……………………………………………………1 RMa#z [{0
传动方案的拟定及说明………………………………………4 uN6xOq/
电动机的选择…………………………………………………4 \p\rPfY{>
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 94.M8
传动件的设计计算……………………………………………5 7G_OFD
轴的设计计算…………………………………………………8 Job&qW9W`
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 s_76)7
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ,J'@e+jV
连轴器的选择…………………………………………………16 #}xPOz7:
减速器附件的选择……………………………………………17 0!`!I0
润滑与密封……………………………………………………18 yJw4!A 1!
设计小结………………………………………………………18 s=n_(}{ q
参考资料目录…………………………………………………18 =[o/D0-Kn
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机械设计课程设计任务书 M:w]g` LKl
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 %`:+A?zL
一. 总体布置简图 UFUm-~x`
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1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 qFjnuQ,w
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二. 工作情况: :N>s#{+"3
载荷平稳、单向旋转 LU@+ O12
FBrJVaF
三. 原始数据 <nn!9V\C
鼓轮的扭矩T(N•m):850 '8fL)Zk
鼓轮的直径D(mm):350 9wv 7HD|
运输带速度V(m/s):0.7 kk3G~o+
带速允许偏差(%):5 XwdehyPhT2
使用年限(年):5 ~ph>?xuw
工作制度(班/日):2 z#sSLE.$Z
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四. 设计内容 ;,:w%.
1. 电动机的选择与运动参数计算; ;EfREfk
2. 斜齿轮传动设计计算 !,PoH
3. 轴的设计 sTO9>~sj
4. 滚动轴承的选择 +4k7ti1Qb
5. 键和连轴器的选择与校核; Cg&cz]*q|
6. 装配图、零件图的绘制 84maX'
7. 设计计算说明书的编写 1(WNrVm;
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五. 设计任务 <2 S?QgR,
1. 减速器总装配图一张 W>`#`u
2. 齿轮、轴零件图各一张 1fb!sbGD.k
3. 设计说明书一份 /<oBgFMoJ
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六. 设计进度 *7 >K" j
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 > v ]-B"Y
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 lDhuL;9e
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 *|k/l I
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 p*(]8pDC
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传动方案的拟定及说明 ~eHu+pv
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 `@|Kx\y4=j
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 \d{S3\7
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电动机的选择 Fr ryZe=
1.电动机类型和结构的选择 iu6NIy7D
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 @.h|T)Zyr
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2.电动机容量的选择 %t\~3pw=
1) 工作机所需功率Pw |VD}:
Pw=3.4kW rfS kQT
2) 电动机的输出功率 gnN"pa!&~
Pd=Pw/η !c8hER!
η= =0.904 !*l5%H
Pd=3.76kW CERT`W%o
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3.电动机转速的选择 <i!7f26r
nd=(i1’•i2’…in’)nw {y
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初选为同步转速为1000r/min的电动机 S
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4.电动机型号的确定 Fz4g:8qdA
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 R
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计算传动装置的运动和动力参数 x<%V&<z1g
传动装置的总传动比及其分配 {)d{:&*K.
1.计算总传动比 fer~NlX
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: J<'I.KZ\z
i=nm/nw wO
{-qrN
nw=38.4 CsND:m
i=25.14 `<:D.9vO "
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2.合理分配各级传动比 #U j~F
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 0'9zXJ"
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 +(|6Wv
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 `vFYeN;
各轴转速、输入功率、输入转矩 )W& $FU4JK
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 e):rr*
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 b\O%gg\p%!
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ~Z#jIG<?g
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 b0_Ih6
传动比 1 1 5 5 1 .s!qf!{V`
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 :"oQ _bLT
R~R ?0aq
传动件设计计算 7FiQTS B:
1. 选精度等级、材料及齿数 i#%17}
1) 材料及热处理; N=oWIK<;-
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 JBKCa 3
2) 精度等级选用7级精度; ZCbnDj
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; ,y57tY
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° S EeDq/h
2.按齿面接触强度设计 5/) ,HGxi
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 #, KjJ
按式(10—21)试算,即 {yPiBu
dt≥ ,9C~%c0Pw
1) 确定公式内的各计算数值 i;XkH4E:)
(1) 试选Kt=1.6 U<*8KiI
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 }H4Z726
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 viJK%^U=-
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 6HW8mXQh<h
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa XJ`!d\WL/!
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; 7O,y%NWaK
(7) 由式10-13计算应力循环次数 &7 YTz3aj
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 rIt#ps
N2=N1/5=6.64×107 ^U`Bj*"2
u,R;=DNl
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 c9eLNVM
(9) 计算接触疲劳许用应力 cN5,\I.
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 [Ie;Jd>gG
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa MyyNYZ
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa 5Cp6$V|/kv
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa .qcIl)3
: ;nvqb d
2) 计算 uq>\pO&P
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t <=D\Ckmb
d1t≥ FKOTv2
= =67.85 )r)3.|wJm
avb'J^}f
(2) 计算圆周速度 MeHlxI
v= = =0.68m/s e7(iMe
'V=i;2mB*
(3) 计算齿宽b及模数mnt YjTRz.e{[7
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm )NoNgU\7!
mnt= = =3.39 7$l! f
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 8<Y*@1*j
b/h=67.85/7.63=8.89 =q%Q^
}'y=JV>l
(4) 计算纵向重合度εβ <QUjhWxDb
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 f8T6(cA
(5) 计算载荷系数K g8JO/s5xV
已知载荷平稳,所以取KA=1 I,*zZNvRi
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, 1gA9h-'w
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 J\kGD
由表10—13查得KFβ=1.36 _NfdJ=[Xh
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 J 8z|ua
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 {xFgPtCM
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