二级斜齿减速器课程设计694%2%450%172%205.doc
二级斜齿减速器课程设计694%2%450%172%205
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计694%2%450%172%205,减速器课程设计
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机械设计课程设计计算 说明书 题 目 带式输送机传动装置 指导教师 卓耀彬 院 系 机电建工学院 班 级 机自 082 学 号 08105010242 姓 名 李文尚 完成时间 nts 2 目录 一 、 设计任 务 . 3 二 、传动方案拟定 . 4 三 、电动机的选择 . 5 四 、计算总传动比及分配各级的传动比 .6 五 、运动参数及动力参数计算 . 7 六 、传动零件的设计计算 . 8 七 、轴的设计计算 16 八 、滚动轴承的选择及校核计算 26 九 、键联接的选择及计算 28 十 、联轴器的选择 . 29 十 一 、润滑与密封 . 29 十 二 、参考文献 30 十 三 、 附录（零件及装配图） 30 nts 3 一、设计任务 1、带式输送机的原始数据 输送带拉力 F/kN 4 输送带速度 v/(m/s) 2.0 滚筒直径 D/mm 450 2、工作条件与技术要求 1）输送带速度允许误差为： 5%； 2）输送效率 r ： 0.96； 3）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 4）工作年限： 8 年； 5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35； 6）动力来源：电力，三相交流，电压 380V， 7）检修年限：四年一大修，两年一中修，半年一小修； 8）制造条件及生产批量：一般机械厂 制造，小批量生产。 3、设计任务量： 1) 减速器装配图一张（ A0）； 2) 零件工作图（包括齿轮、轴的 A3 图纸）； 3）设计说明书一份。 nts 4 计 算 及 说 明 结 果 二、传动方案拟定 方案一 ： 1、 结构特点 ： 1） 外传动机构为带传动； 2） 减速器为一级齿轮传动。 2、 该方案优缺点： 优点： 适用于两轴中心距较大的传动；、带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动；过载时打滑防止损坏其他零部件；结构简单、成本低廉。 缺点： 传动的外廓尺寸 较大；、需张紧装置； 由于打滑，不能保证固定不变的传动比 ；带的寿命较短；传动效率较低。 方案二： 1、结构特点： nts 5 计 算 及 说 明 结 果 1）外传动为联轴器传动； 2）减速器为二级斜齿圆柱齿轮传动。 2、该方案的优缺点： 优点： 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠 ， 径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。 缺点： 减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有 一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。故选择方案二较合理。 三、电动机的选择 1.选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y系列三相笼型异步电动机，全 封闭自扇冷式结构，电压 380V。 2.确定电动机效率 Pw 按下试计算 1000w ww w kwVFP 式中 Fw=4000N V=2m/s 工作装置的效率考虑胶 带卷筒器及其轴承的效率取 w=0.96 代入上式得 pw = 96.01000 24000 =8.33Kw 电动机的输出功率功率 oP 按下式 wo kwPP 式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由式 2 2 3g c r 由机械设计课程设计 表 2-2滚动轴承效 率r =0.99：联轴器传动效率 c = 0.99：齿轮传动效率 g =0.98（ 7级精度一般齿轮传动） 则 =0.91 所以电动机所需工作功率为 按 方案二 设计 pw =8.33Kw 13.9po Kw 电机的额定功率Kwpw 11 min93.84 rn w nts 6 计 算 及 说 明 结 果 13.991.0 33.8 p o Kw 因载荷平稳，电动机核定功率 Pw 只需要稍大于 p0即可。按机械设计课程设计表 16-1中 Y 系列电动机数据，选电动机的核定功率 pw为 11kw。 3.确定电动机转速 按机械设计课程设计表 2-3推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比 259 i 而工作机卷筒轴的转速为 m in93.8426 10 4 rDn w 所以电动机转 速的可选范围为 m i n)25.212337.764(m i n93.84)259( rrnin wd 则根据电机的转速以及电机的额定功率有机械设计课程设计表 16-1查得： 电机型号 额定功率 同步转速/ minr 满载转速/ minr 总传动比 i Y160L-6 11 1000 970 11.42 Y160M-4 11 1500 1460 17.19 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑 ，决定选用同步转速为 1000 minr 的 Y系列电动机 Y160L-6,其满载转速为 wn 970r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高 ,外形尺寸 ,轴的尺寸等都在机械设计课程设计 16-2,表16-37中查的。 四、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比 由上一步得总传动比 i=11.42 2、传动比的分配 电机型号为： Y160L-6 i =11.42 初选 i1 =3.9 i2 =2.9 min970n r n =248.72 minr n =85.77 minr nw =85.77 minr p0 =9.13kw p =9.04 kw p =8.77 kw p =8.51 kw pw =8.34 kw nts 7 计 算 及 说 明 结 果 ii )4.13.1(1初选 i1=3.9 i2=2.9 ii21 =11.31 又 )991.11849.10()05.195.0( i 所以)991.11849.10(21 ii 五、运动参数及动力参数计算 1、各轴的转速 轴 m in970mn rn 轴 inn 1 =9.3970=248.72 minr 轴 inn 2 =9.2 72.248 minr=85.77 minr 滚筒轴 nnw =85.77 minr 2、各轴转速输入功率 p0=9.13kw 轴 c0pp = 99.013.9 =9.04 kw 轴 rgpp = 98.099.004.9 =8.77 kw 轴 rgpp = 98.099.077.8 =8.51 kw 滚筒 轴 rcw pp =8.34 kw 3、各轴的输入转矩计算 轴 T=np9550 = m.N97004.99550 =89.00 mN. 轴 T=np9550 = m.N72.248 77.89550 =336.74 mN. 轴 T=np9550 = m.N77.85 51.89550 =947.54 mN. T =89.00 mN. T =336.74 mN. T =947.54 mN. Tw =928.61 mN. To =89.89 mN. 初选： z1=24 z2 =94 u=3.9167 Kt =1.6 ZH =2.433 nts 8 计 算 及 说 明 结 果 工作轴 Tw= m.N77.85 34.89550 =928.61 mN. 电机轴 To= m.N97013.99550 =89.89 mN. 六、传动零件的设计计算 （一）高速级齿轮传动的设计 1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。 2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 (GB10095-88) 3）材料选择。由机械设计表 10-1，选择小齿轮材料为 45 钢，调质处理，平均硬度为 235HBS，大齿轮为 45 钢，正火，硬度 为 190HBS，二者材料硬度差为 45HBS。 4）选小齿轮齿数 z1=24，则： z2= zi11= 9.324 =93.6 取 z2=94 齿数比 u=2494=3.9167 5）初选螺旋角 =140 2、按齿面接触疲劳强度设计 3211 1.2 HEHuu ZZTkddtt （ 1）确定公式内的各项数值 1）试选载荷系数 Kt=1.6 2）由机械设计图 10-30 选取区域系数 ZH=2.433 3）由机械设计图 10-26 查得 1=0.788 2=0.863； 则： =1+2=1.651 4）小齿轮传递的转矩 T1 T=89.00 mN. =8.9 104 mNm. 5）由机械设计表 10-7 选取齿宽系数 d=1。 6）由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 Mpa （大小齿轮均采用锻造） =1.651 ZE =189.8 Mpa 1H =517Mpa 2H =397.8Mpa H =457.4Mpa nts 9 计 算 及 说 明 结 果 7）由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH =550Mpa；由图 10-21c按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限 2limH =390Mpa。 8）计算应力循环次数 lnNhj11 60=60 10300821970 =2.7936 109 ； N12.7936 109 /3.9167=7.1325 108 9）由机械设计图 10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.94 KHN2 =1.02 。 10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% ，安全系数 S=1， 1H = S HHNK 1lim1 =0.94 550Mpa=517Mpa 2H = S HHNK 2lim2 =1.02 390Mpa=397.8Mpa H=2 21 HH =457.4Mpa （ 2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径 dt13211 1.2 HEHuu ZZTkddtt =3244.4 5 7 4 3 3.28.1 8 910 9167.3 19167.3.651.11 9.86.12 =60.433mm 2）计算圆周速度 v=smnd t60000 11=sm6 0 0 0 0 9 7 04 3 3.6014.3 =3.068 sm 3）计算 齿宽 b及模数 mntb= dtd 160.433mm mnt=zd t 101 14cos = 24 cos433.60 140 =2.443mm v=3.068 sm 齿宽 b 60.433mm 模数 mnt=2.443mm 齿高 h=5.474mm 纵向重合度 =1.903 KH =1.46 载荷系数 K =2.29 nts 10 计 算 及 说 明 结 果 4）齿高 h=2.25mnt=2.25 2.433mm=5.474mm b/h=11.04 5）计算纵向重合度 = tan318.01zd= 14 0ta n241318.0 =1.903 6）计算载荷系数 K 由机械设计表 10-2查得：使用系数 KA=1；根据 v=3.068m/s,8级精度、由机械设计图 10-8 查得： kv=1.12；由表 10-3 查得： kH= kF=1.4（假设KA Ft /bFd1=933.54N.所以 A处 1轴承被压 紧， B处 2轴承放松。故： Fa1=Fae+Fd2=1244.72N， Fa2=Fd2=311.18N。 3，当量动载荷 P nts 28 计 算 及 说 明 结 果 根据工况（无冲击或轻微冲击），由机械设计表 13-6查得 载荷系数 fP=1.1。 轴承：因FF ra 11= 549 49.000 7912 44.72 =0.25150.4=e。由机械设计课程设计表 12-4查得：当 eFF ra 11时， Pr1=Fr1=4949.000795N； 轴承：因FF ra 22= 84119.45691311.18 = 4.0076.0 e ，由机械设计课程设计表 12-4查得：当FF ra 22 e时， Pr2=Fr2=949.29N。 4，验算轴承寿命 因 PPrr 21 ， 故 只 需 验 算 轴 承 预 期 寿 命 与 整 机 寿 命 相 同 ， 为h3 8 4 0 016300(8 （小时）（天）年） PCfnrt160 26h10L=hhh 3840038.615192397060 54 9 4 9 . 0 0 0 7 9101 1 510 3106 其中，温度系数 1ft（轴承的工 作温度小于 1200 ，轴承具有足够的寿命。 九 、键联接的选择及计算 这里只以中间轴上的键为例，由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处键 1为 Lhb = mmmmmm 561118 （ t=7.0mm ， r=0.3mm ） ，标记：键2 0 0 31 0 9 65618 TGB ；低速级小齿轮处键 2为： Lhb = mmmmmm 901118 （ t=7.0mm ， r=0.3mm ） ； 标 记 ： 键2 0 0 31 0 9 69018 TGB ；由于是同一根轴上的键，传动的转矩相同，所以只需校核 短的nts 29 计 算 及 说 明 结 果 键 1 即 可 。 键 的 工 作 长 度 mmmmbLl 36)1856( ； 键 的 接 触 高 度mmhk 5.55.0 ；传递的转矩 3 3 6 .7 4 N .m mT2 T .由机械设计表 6-2查得 键静联接时的挤压许用应力 p=100Mpa（键、齿轮轮毂、轴的材料为 45钢调质）。 65365.5100074.33622 10 3k ldTpMpa=52.33Mpa p，键的联接强度足够。 十 、联轴器的选择 根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取 3.1KA，则 1，高速级联轴器： TKT Aca = N.m893.1 =115.7N.m。按照计算转矩 Tca小于联轴器公称转矩 的条件， 查标准 19855014 TGB 或机械设计手册，选取 HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mN.630 ，孔径 mmd 42 ， mmL 112 ， mmL 841 ，许用转速 5000 min. 1r ， 都 满 足 要 求 。 故 设 计 合 理 。 标 记 ： HL3 联轴器198550148442 8442 TGBJBJB . 2，低速级联轴器： T wKTAca = N.m54.9473.1 =1231.802N.m。按照计算转矩Tca
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