机械设计齿轮减速箱设计.doc
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1、如有侵权,请联系网站删除,仅供学习与交流机械设计齿轮减速箱设计【精品文档】第 23 页课程设计成果说明书题 目: 带式运输机传动装置设计 学生姓名: 学 号: 学 院: 班 级: 指导教师: 年 月 日目录一题目及总体分析.2二电动机的选择.3三传动比的选择.4四主要部件的选择.4五 设计高速齿轮.5六 设计低速齿轮.10七. 轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择.161高速轴(输入轴)及其轴承装置的计算.162低速及其轴承装置的计算.19八 轴承的选择与校核.23九 润滑与密封.24十. 箱体结构尺寸.25十一设计总结.26十二.参考文献.26十三.附图.27一. 题目及总体分析题 目:两
2、级圆柱齿轮减速器及带传动设 计 要 求:设计一用于带式运输机的两级直齿圆柱齿轮减速器。 工作有轻微振动, 经常满载、空载起动、单班制工作,运输带允许速度误差为 ,减速器小批量生产,使用寿命五年。设 计 参 数: 表1-1 运输带拉力F(KN) 卷筒直径D(mm) 带速v(m/s) 2.3 360 1 图 1-1二. 电动机的选择 按照设计要求以及工作条件选用Y系列,额定电压380V.1、电动机的容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率Pw Pw=2.3kw设: 电动机与减速器之间联轴器效率=0.96. 高速传动轴的传动效率=0.97. 低速传动轴的传动效率=0.97. 工作机效率=0.
3、96.从而得到传动系统的总效:=0.960.970.970.96=0.8671工作机所需功率为: P=2.31=2.3kw电动机功率:2、电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒转速: 二级圆柱齿轮减速器传动比=840,所以电动机的可选范围为: nd=nw=(840)53.1=(424.82124)r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸,为使传动装置紧凑,决定采用同步转速为750r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速,由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如表2.2所示。 表2-1 Y132-6型电动机的主要性能电动机型号 额定功率/kw满载
4、转速/(rmin-1)起动转矩最大转矩Y132M1-6 3 710 2.0 2.0三. 传动比的选择二级齿轮减速器,为使齿轮有相近的浸油深度,应使大齿轮有相近似的直径,根据有关资料有:其中分别为高速齿轮和低速齿轮传动比。总传动比,取,则。4、传动系统的运动和动力参数计算(1)各轴的转速 1轴 2轴轴 (2)各轴输入功率(参考机械设计课程设计手册)轴 P1= 30.96=2.88kw.轴 P2= 2.880.97=2.79kw轴 P3= 2.790.97=2.71kw(3)各轴的输入转矩 电动机的输出转矩Td为故轴 T=38740N故轴T=162120N轴 T=487.39N四 主要部件的选择分
5、析对象过程分析结论动力源一般选用交流电动机三相交流电动机齿轮直齿传动平稳高速级、低速级都可用直齿轴承此减速器轴承承受轴向载荷很小深沟球球轴承联轴器有吸振和缓冲能力,耐久性好弹性柱销联轴器五 设计高速齿轮 分 析 过 程 分 析 结 论选用直齿圆柱齿轮传材料选择。小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为260HB,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HB。 小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为260HB,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HB。齿面接触疲劳强度计算初步计算转矩齿宽系数接触疲劳极限 初步计算的许用接触应力【】值初步计算的小齿轮直径初步齿宽b由表12
6、.13,取 =1.0由图12.17c=0.9 (式12.15) =0.9710 =0.9=0.9580由表12.16,取=85 (式12.14) =85=50b=185=1.0=710MPa=580MPa=639MPa =522MPa取=50mm b=50mm校核计算圆周速度v精度等级齿数z和模数m使用系数KA动载系数KV齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH接触最细安全系数总工作时间应力循环次数接触寿命系数许用接触应力确定传动主要尺寸实际分度圆直径d中心距a齿宽b齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数载荷系数齿形系数应力修正系数弯曲疲劳
7、极限弯曲最小安全系数应力循环次数弯曲寿命系数尺寸系数YX许用弯曲应力验算v=由表12.6初取齿数=20;=204.3=86m=2.5 由表12.9由表12.9由表12.10,先求 式(12.6)式(12.10)由此得=由表12.11 (式12.5) =由表12.12由表12.16由表12.14 (式12.13) 原估计应力循环次数正确由图12.18 (式12.11) 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。否则,尺寸调整后还应再进行验算。因模数取标准值时,齿数已重新确定,但并未圆整,故分度圆直径不会改变,即(式12.18)由表12.10,由图12.21由图12.22由图12.23
8、c由表12.14由图12.24由图12.25传动无严重过载,故不作静强度校核v=1.86选9级精度m=2.5=20=86KA=1.25KV=1.18=1.38K=5.096ZH=2.5=1.05=4800ha=157.5mm取=50mm =0.66=1.52=1.36K=3.05=1.0六 设计低速齿轮 分 析 过 程 分 析 结 论选用直齿圆柱齿轮传材料选择。小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为260HB,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HB。 小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为260HB,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HB。齿面接触疲劳强度计
9、算1. 初步计算转矩齿宽系数接触疲劳极限 初步计算的许用接触应力【】值初步计算的小齿轮直径初步齿宽b(计算过程中提到的表和图都在高等教育出版社出版的机械设计第四版)由表12.13,取 =0.7由图12.17c=0.9 (式12.15) =0.9710 =0.9=0.9580由表12.16,取=85 (式12.14) =85=88b=61.6=0.7=710MPa=580MPa=639MPa =522MPa取=90mm b=63mm2. 校核计算圆周速度v精度等级齿数z和模数m使用系数KA动载系数KV齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH接触最细安全系数总工作时间
10、应力循环次数接触寿命系数许用接触应力3. 确定传动主要尺寸实际分度圆直径d中心距a齿宽b齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数载荷系数齿形系数应力修正系数弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数应力循环次数弯曲寿命系数尺寸系数YX许用弯曲应力验算v=由表12.6初取齿数=30;=303.1=93m=3 由表12.9由表12.9由表12.10,先求 式(12.6)式(12.10)由此得=由表12.11 (式12.5) =由表12.12由表12.16由表12.14 (式12.13) 原估计应力循环次数正确由图12.18 (式12.11) 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需
11、调整。否则,尺寸调整后还应再进行验算。因模数取标准值时,齿数已重新确定,但并未圆整,故分度圆直径不会改变,即(式12.18)由表12.10,由图12.21由图12.22由图12.23c由表12.14由图12.24由图12.25传动无严重过载,故不作静强度校核v=0.8选9级精度m=3=30=93KA=1.25KV=1.12=1.32K=2.85ZH=2.5=1.05=12000ha=184.5mm取b3=63mm =0.68=1.47=1.3K=2.68=1.0七. 轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择 分 析 过 程 以 及 分 析 结 论()高速轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择1.
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