二级圆锥圆柱减速器课程设计172.6%1.25%350%186%带.doc
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减速器课程设计
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二级圆锥圆柱减速器课程设计172.6%1.25%350%186%带,减速器课程设计
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设计论文专用 - 1 - 减速器设计论文 设计单位：桂林电子科技大学信息科技学院 设计人：周庆钦 时间： 2011 年 1 月 4 日 nts 设计论文专用 - 2 - 机械设计课程设计任务书 设计题目：带式运输机的传动装置的设计 一 带式运输机的工作原理 带式运输机的传动示意图如图 1、电动机 2、带传动 3、齿轮减速 4、轴承 5、联轴器、 6、鼓轮 7、运输带 二 工作情况：已知条件 1 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘 ，环境最高温度 35 ； 2 使用折旧期； 8 年； 3 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 5 运输带速度容许误差： 5%； 6 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 三 原始数据 nts 设计论文专用 - 3 - 题号 5 参数 运输带工作拉力 F/N 2600 运输带工作速度 v/(m/s) 1.25 卷筒直径 D/mm 350 注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑 四 传动方案 编号 方案 B 圆锥圆柱齿轮减速器 五 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 六 设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴 、端盖 零件图各一张 3 设计说明书一份 七 设计进度 1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 八 评分细则 1、 设计任务说明书 . 40 分 2、 图纸质量 40 分 3、 进度检查表 (每天进行一次进度检查 ) 20 分 2010-12-15 设计题目：带式运输机的传动装置的设计 nts 设计论文专用 - 4 - 原始数据：运输带拽引力 F=2600N 运输带速度 v=1.25 滚筒直径 D=350mm 使用年限 8 年，双班制 70080h 速度允许误差 5% 工作示意图： nts 设计论文专用 - 5 - 设计过程 结果 一 确定传动方案 根据工作要求，可拟定几种传动方案，如图所示。 （ a） (b) (a) 图所示为电机直接与圆锥齿轮 - 圆柱齿轮减速器相联结，结构紧凑，但是减速器的传动比和结构尺寸较大。 (b) 图所示为第一级用带传动，后接圆锥齿轮 - 圆柱齿轮减速器。带传动能够缓冲，吸震，过载时起安全保护的作用，且可以减小减速箱的尺寸。 nts 设计论文专用 - 6 - 综合考虑本题，工作环境一般有轻微震动，可选方案 (b) 计 算 及 说 明 结 果 nts 设计论文专用 - 7 - 传动方案的拟定 传动方案如下： 1- 电机 2- 联轴器 3- 减速器 4- 鼓轮 5- 传动带 二 选择电动机 传动装置总效率 卷筒的传动效率联轴器的传动效率圆柱齿轮传动效率圆锥齿轮传动效率滚动轴承效率带传动效率96.099.097.096.099.096.0824.099.096.097.096.099.096.065432136543321计 算 及 说 明 结果 nts 设计论文专用 - 8 - 工作机输入功率： kwfvw 06.385.03 6 0 0p mm80L,mm38Dm i n/960nk5.5P62M132Ym i n/10148.405,pm i n/10148.405m i n/58.40)2510(n,2510i12_pm i n/58.40100060714.3824.006.35g电动机收伸出长度电动机轴伸出直径电动机满载转速参数：额定功率为：选电动机型号为：且转速满足：根据功率故电动机转速：范围为：圆柱齿轮的传动比一般查得圆锥表按课程设计指导书为：运输带鼓轮的工作转速确定电动机的型号：电动机所需要功率：rwrnprrnirDvkwkwppmddedaaaawd三 运动学和动力学计算： 1 总传动比及其分配 38.3i8.2i5.2i266.2358.40/960/i321圆柱斜齿轮传动比：锥齿轮传动比：带传动比：圆柱斜齿轮传动比：比直齿轮分配减速器的各级传动总传动比 gma nn计 算 及 说 明 结果 nts 设计论文专用 - 9 - 转矩列表：减速器各轴功率转速减速器各轴功率计算：计算减速器各轴转速：卷筒轴卷轴器.5093.399.096.026.3p26.397.099.039.339.396.099.053.353.399.096.0714.3p.4m in/57.40nm in/57.408.3/14.1378.3/m in/14.1378.2/3848.2/m in/0.3845.2/960.365423221kwpkwppkwppkwprnrnnrnnrnndm轴号 功率 p(kw) 转速 n(r/min) 转矩 T（ N/m） 电动机轴 3.714 960 36.95 轴 3.53 384 87.79 轴 3.39 137.14 236.07 轴 3.26 40.57 767.39 卷筒轴 3.093 40.57 728.08 四 带传动的设计 1.确定 V 带型号和带轮直径： 工作情况系数 KA：由表 11.5 确定（载荷轻微震动，双班制） 计算功率 kwpkdAc 46.47 1 4.32.1p 选带型号：由图 11.15（小带轮转速， Pc） 小带轮直径：由表 11.6， Dmin=75mm(A 型 ) 大带轮直径：mn1nmm112DA46.42.11取型kwpkcAnts 设计论文专用 - 10 - 计 算 及 说 明 结果 mmfezvNaFNqvkkvzmkgzkkpppzkwpwaaclacla6521B63.1277215.160s in13.162422s inz2F13.16263.510.0)95.095.05.2(463.546.4500)5.2(p500F,/10.0q4.11.54,68.399.095.0)11.018.1(46.4)(11.0,10.1199.0k12.11;95.0k7.11;k18.1P8.11:10Q200000）（带此带为普通带轮结构设计略轴上载荷：则，由表张紧力：求轴上载荷取；由表，由表，由表，由表带根数五 .直齿圆锥齿轮传动的设计计算： 由题可知，小齿轮选用 40Cr,调制处理，硬度为 240280HB，取平均硬度 260HB；大齿轮选用 45 号钢，调制处理，硬度为 230HB。 齿面接轴疲劳强度计算： 18.1K25.1K868,2463.127713.1624VA210级精度选用zzNFNFzQnts 设计论文专用 - 11 - 94.018.28.21c os/100FK10.12,K18.1K9.12,K25.1K9.12,K86.12,/m4V68,2.67248.2,24zz221AHaVvA121uummNZbsizztA，估计由表齿间载荷分配系数，取由表动载系数，取由表使用寿命级精度。，选由表估计取和精度等级：取齿数吗计 算 及 说 明 结果 mmZZZuKTHHERR54.107)5.01(7.4d 2211 验算圆周速度及 KaFt/b （与原估计值相符）（与估计值相近）mmNmmNbFKmmddRbNdTsmndvmmddtARRRmtmmRm/100/8.503.47c os1s in219212F/84.110006041.91)5.01(12111111111确定传动主要尺寸 68.007.264.115.273.24925.1623061085.4212121YYYyYmmbmmRmmdmmdmmmSaSaFaFants 设计论文专用 - 12 - mmmmRbbmmzzmmmmZdmmmzdmmmmzdmR49b,68.4825.1623.0,25.1622RR306108,d5.4m3.12,49.4,m2221221111取齿宽，锥距实际大端分度圆直径，取由表大端模数齿根弯曲疲劳强度计算： mmNbFKyYtAaVSaaSaFaFa/10 0/10.12,K68.075.025.0Y07.2,64.1Y31.12,Y15.2F73.2F30.12,YFa21S21Fa由表齿间载荷分配系数，重合系数，由图应力修正系数，由图齿形系数计 算 及 说 明 结果 nts 设计论文专用 - 13 - F2112212F12322232121111FF211F l iF1FXX2N1Nm i nm i n2l i m1l i mF l i m0.14464.173.207.215.284.14484.14418.25.4243.05.013.068.064.173.2877 9090.37.415.017.445625.10.10.157048025.10.10.16000.1Y25.12Y0.1Y,Y25.114.12,570600,c23.12,90.3,47.11M paYYYYM paumzYYYKTM paM paSYYYSSM paM paKKKKKKYkSaFaSaFaFFRRSaFaF m i bxNmNFFFFFaVAFa验算：许用弯曲应力，由图尺寸系数由题意，弯曲寿命系数，由表弯曲最小安全系数由图弯曲疲劳极限载荷系数六 .斜齿圆柱齿轮传动的设计计算： 选择齿轮材料，小齿轮 40Cr,调制，硬度 260HB，大齿轮 45 号钢，调制，硬度 240HB. 齿面接触疲劳强度计算： mmNn /2 3 6 0 6 814.137 39.31055.9P1055.9TT.16161 ，转矩初步计算 mNTMpaMpaMpaYYYSMpaMpaKKFFFFxNNFFFFa/068.2360.14484.144Mpa4564800.10.125.157060090.347.11212121min2lim1limnts 设计论文专用 - 14 - 计 算 及 说 明 结果 mmdbmmduuTAdM paM paM paM padHdHHHHHHHd85b,85,b85,3.8438.3138.3522123 6 06 8811d5229.06399.0,580,710c17.12:81A1016.12A0.113.12,1132321d112l i m21l i m12l i m1l i mddd取初步齿宽取初步计算的小齿轮直径由图力初步计算的许用接触应，取，估计值，由表，可取查表齿宽系数2.校核计算 mmNmmNbFKNdTmmmmzdmizzmzsmndvvtAtatnnt/100/7.8085549025.155558523 60 6822F10.12:K1.1K9.12K25.1K9.12K(30.904.33a r c c osa r c c os3m3.12,04.32885956.94,28z/61.0100060,11HAVAA1112111，先求由表齿间载荷分配系数，：由表动载系数，：由表使用系数和估计值接近），取由表取和螺旋角，模数齿数圆周速度nts 设计论文专用 - 15 - 计 算 及 说 明 结果 22211Hm i n22l i mH2Hm i n11l i mH1HH21H m i nH m i nHEE32321HH2Ha121a64238.3138.3858523 6 06 861.3299.076.037.28.1891265276418.1Z,13.1Z18.12,Z05.1S14.12,S99.030.9c osc osZZ76.071.111134Z,1,131.12Z37.2Z16.128.189ZZ32.338.175.11.125.1K38.1851061.0116.017.110K11.12K75.1c os/K99.0c os/c osc osc os8.1224.2030.9c os20t a na r c t anc ost a na r c t an8.1217.346.171.18.1246.1t a ns i n8.1271.1c os112.388.1HHEHNHNNNNHHaVAbFatnbntadnM pauubdKTZZZZM paSZM paSZM paKKKKbCdbBAKzmbzz验算：，许用接触应力，由图接触寿命系数，由表接触最小安全系数，旋转角系数）（故，因，由式重合度系数，；节点区域系数：由图，弹性系数载荷系数，由表齿向分布载荷系数由此得，表，表，表，表nts 设计论文专用 - 16 - 计 算 及 说 明 结果 mmdbmmiddiaddmmidad85,b3.287,8512,15.1862138.38521,a.3112111齿宽即：分度圆直径不会改变，因中心距未作圆整，故实际分度圆直径中心距确定传动主要尺寸齿根弯曲疲劳强度验算： 6.12)325.2/(85/b14.1275.1K,Y75.1K7.269.071.117.3Y310.12,KY92.01201Y)11(75.025.01YY69.075.025.0Y71.1c osz1z12.388.1Y75.1Y,62.1Y22.12,Y18.2,55.2Y21.1284.98c osz13.2930.9c os28c osz,YFam i nm i n21a2S1S21F3223311FahYzzFaFaaVVVVaaSaFaaVV图齿向载荷分布系数：由故前已求得，注由表齿间载荷分配系数算时，按当：螺旋角系数：重合度系数：由图应力修正系数，由图齿形系数计 算 及 说 明 结果 nts 设计论文专用 - 17 - F2112212FF111111Fm i n22l i mF2m i n11l i mF1Fm i nm i nl i mF1l i mFl i mFX2N1NNFB17262.155.275.118.218618692.069.062.155.23858523606825.32K22.34925.10.197.0450M p a45625.10.195.0600:25.1S14.12S450,600c,23.120.1,25.12Y97.0Y,95.0Y24.12Y 25.335.175.11.125.1KK35.1KM p aYYYYM p aYYYYmbdTM p aSYYSYYM p aM p aYKKKKSaFaSaFaFSaFanFXNFFXNFFFXFFaVA验算：许用弯曲应力，：由表弯曲最小安全系数；由图弯曲疲劳极限：由图尺寸系数，：由图弯曲寿命系数许用弯曲应力：载荷系数七 .轴的初步设计计算： mm40d62.3214.13739.3112dmm30d,46.2338453.3112d112C2.1645m i n23m i n2m i n13m i n13m i n，取轴：取轴：，取由表径：切应力估算轴的最小直号钢，调制处理按许用选取：选取轴的材料及热处理nPCd计 算 及 说 明 结果 nts 设计论文专用 - 18 - mmmm 50d,33.4857.40 26.3112d 3 m i n33 m i n 取轴： 初选联轴器和轴承： 302113020930207.2m i n/3550n/20001075610750Z5HL.1轴选择圆锥滚子轴承轴选择圆锥滚子轴承轴选择圆锥滚子轴承轴承的选择许用转速：公称扭矩：主要参数尺寸如下：轴器，其型号为：输入轴采用弹性注销联减速器输出轴与工作机联轴器选择rmNTJBCn（轴）轴的结构设计 1. 拟定轴上零件的装配方案 下图为轴上的装配方案 轴的材料选用 45 号钢，调制处理， M p aM p a 360,650 SB 根据轴的初步设计 : nts 设计论文专用 - 19 - 计 算 及 说 明 结果 2.轴的长度的确定 mmlmmdEmmlmmldddddDlmmldldmmmmhCBlmmlmmdBmmlmmd53,32.16.20mm34mm33,mm1.60.54212243,5,)5.45.3()21(3507.0:.)mm1(16,3530207.70,31mm65.A66525235243344433311度，确定根据齿轮孔的轴径和长要求，取根据齿轮与内壁的距离要求，取根据安装轴承旁螺栓的，得小均比求，取根据轴承安装方便的要取要求可得由机械设计课程设计确定取轴肩高为由经验公式算轴肩高度小比一般为利于固定，可确定前面选取的轴承由轴承决定我们可确定为键槽预留一定长度轮宽为我们由前面的带传动带由带轮的大带轮决定则： nts 设计论文专用 - 20 - 计 算 及 说 明 结果 确定轴上各力作用点及支点跨距 由于选定的是深沟球轴承，其负荷中心在轴向宽度的中点位置， （轴）轴的结构设计： 轴的材料选用： 45 号钢，调制处理 做出轴的初步设计：一 M p aM p a S 360,650B nts 设计论文专用 - 21 - .45.,31,mm2,mm1030211.5.47dd,8385.4.54d,mm830.3.mm47d,54,mm2,mm56.2.452921930209.15524433221211mmdmmlmmmmlmmmmlllldlmmmmmm取多出的和大齿轮油板厚度的厚度决定，再加上挡由圆锥滚子轴承取，决定，我们就取由小齿轮的厚度我们就取，而轴肩应大于长度适量取取的过渡，到又考虑到所以取轴应小由齿轮的厚度为，所以还是取打圆锥齿轮会占，但是小的挡油板，当然轴应当可知，还要预留由轴承可以得到下图 ： 计 算 及 说 明 结果 （二）轴的数学计算部分： L1=46.5mm.L2=98.5mm,L3=63mm 轴的受力分析： nts 设计论文专用 - 22 - NFFNdTFNNNdTdddTmNTrntatttamtRmmt7.90930.9t a n6.5554t a n6.555485/100007.2362/1000285.24218.21cos20t a n8.1983cos.t a nFF238.418.21cos120t a n8.1983s i n.t a nFF8.1983/1000.2F280)3.05.01()5.01(/2F/07.236m i n ,/14.137,Kw39.3P221222211r222112121222小圆柱齿轮的圆周力：径向力轴向力大圆锥齿轮的圆周力求作用齿轮上的力：轴上的功率计 算 及 说 明 结果 nts 设计论文专用 - 23 - NLLLLFLLFNLLLLFLLFNLLLFFLFLLFNLLLFFLFLLFNFttVttVaarraarrt7.43 15)(R7.32 22)(R9.15 62230 6285)(R97.24 2230 6285)(R7.20 4830.9c os/20t a n6.55 54c os/t a nF3211112223213232113211211212H23211232321H12r2垂直面上：水平面上：求支反力：根据受力图画出剪力图和弯矩图： 竖直方向受力图： 剪力图： nts 设计论文专用 - 24 - 计 算 及 说 明 结果 Mv： 水平方向受力图： 剪力图： 剪力和： M 合： 由上图可知应力最大处的位置，校核此处即可 由于扭转切应力的脉动循环变应力，取 6.0 因此轴的计算应力： nts 设计论文专用 - 25 - 计 算 及 说 明 结果 M paM padTla753.1654471.0)07.2366.0(2131.0,)(M1223221查得，许用应力值由表其中 11 因此 另外小齿轮的两个端面处较危险，左端按轴颈 d=45mm 若弯曲组合按最大处计算，则有： 13221 571.0 M p adTM a 轴的设计： 1. l1 的尺寸有联轴器确定，我们留出 30mm 的余量，则可 取 l1=80mm,d1 由联轴器内的内径确定取 d1=50mm。 2. l2 的尺寸由挡油板宽度，轴承宽度和轴承端盖的宽的确定，挡油板 8mm,轴承宽度为 21mm,端盖 24mm,在这之上加上 2mm,l2=55mm,d2 由轴承确定为 55mm. 3. l3 的尺寸由 2 轴的尺寸确定让它们轴承之间的尺寸相减得到， l3=85.5mm,d3 应高出 l2,58mm,我们取 d3=62. 4. l4 由大齿轮的宽度决定，大齿轮的宽度应小于小齿轮 6mm,所以大齿轮宽度为78mm,我们取 l4=77,d4 应高与轴承 l5 ,2mm.所以 d4=57mm nts 设计论文专用 - 26 - 5. l5 由轴 承的宽度 21，和挡油板 12.5mm，再加齿轮的余量 1mm,l5=34.5mm,d5 由轴承的内径决定 d5=55mm. 计 算 及 说 明 结果 八轴承的寿命计算（以轴轴承 30209 为例） 30209 的主要性能参数如下：（可查阅相关手册） 基本额定动载荷 : KNC r 9.67 基本额定静载荷： KNCr 6.830 极限转速： 脂润滑）m in (/4 5 0 00 rN )m in (/56000 油润滑rN 轴承面对面安装，由于前面求 出支反力，则轴承受力为： NRRFNRRFvHrvHr4 5 9 07.4 3 1 59.1 5 6 28.3 2 3 17.3 2 2 297.24222222222221211 NFNFaa 7.909238.421 由于 NCFra 0109.0)10006.83/(7.909/ 02 由表 18.7 得： e=0.4 0,1;198.04 5 9 0/7.909/ 22 YXeFF ra 当量动载荷 P 为：（由表 18.8，取 1.1pf） nts 设计论文专用 - 27 - LhLhPCnPPNFfPNFfFYFXfprrprparp h
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