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1、设计题目 一级圆锥齿轮减速器传动方案 运动简图 1 原始数据 运输带牵引力 F 2200N 运输带线速度 v s 驱动滚筒直径 D 280mm 2 工作条件及要求 使用 5 年 双班制工作 单向工作 载荷有轻微冲击 运送煤 盐 沙等松散物品 运输带线速度允许误差为 5 有中等规模机械厂小批量生产 目 录 机械设计基础课程设计任务书 错误 未定义书签 第 1 章引言 错误 未定义书签 第 2 章电机的选择 错误 未定义书签 第 3 章带传动的设计 错误 未定义书签 第 4 章 齿轮传动的设计计算 错误 未定义书签 第 5 章 齿轮上作用力的计算 错误 未定义书签 第 6 章 轴的设计计算 错误
2、未定义书签 第 7 章 密封与润滑 错误 未定义书签 第 8 章 课程设计总结 错误 未定义书签 参考资料 错误 未定义书签 第 1 章引言 1 本课题的背景及意义 计算机辅助设计及辅助制造 CAD CAM 技术是当今设计以及制造领域广泛 采用的先进技术 本次设计是蜗轮蜗杆减速器 通过本课题的设计 将进一步深 入地对这一技术进行深入地了解和学习 2 国内外减速机产品发展状况 国内的减速器多以齿轮传动 蜗杆传动为主 但普遍存在着功率与重量比小 或者传动比大而机械效率过低的问题 另外材料品质和工艺水平上还有许多弱 点 由于在传动的理论上 工艺水平和材料品质方面没有突破 因此没能从根本 上解决传递功
3、率大 传动比大 体积小 重量轻 机械效率高等这些基本要求 国外的减速器 以德国 丹麦和日本处于领先地位 特别在材料和制造工艺 方面占据优势 减速器工作可靠性好 使用寿命长 但其传动形式仍以定轴齿轮 转动为主 体积和重量问题也未能解决好 当今的减速器是向着大功率 大传动 比 小体积 高机械效率以及使用寿命长的方向发展 电动机的选择 1 选择电动机的类型 按工作要求和条件选用鼠笼型三相异步电动机 封闭式结构 电压 380V Y型 2 选择电动机容量 电动机所需的功率为 kw a w d p p 其中 d p为电动机功率 w p为负载功率 a 为总效率 而 1000 Fv pwKW 所以 a d F
4、v p 1000 KW 传动效率分别为 1 2 3 4 5 分别是 V 带 传动 滚动轴承 锥齿轮传动 联轴器和卷筒的传动效率 查 机 械设计课程设计指导书 表 取 1 2 3 齿轮为 8 级精 度 4 齿式联轴器 5 则 a 1 2 3 4 5 3 传动装置的总效率 a 应为组成传动装置的各部分运动副 效率之乘积 即 KW FV P25 5 86 01000 9 12400 1000 a d 3 确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 D v100060 n min r121 300 9 1100060 按 机械设计课程设计指导书 表推荐的传动比合理范围 取 V 带传动比 1 2 4i 一级锥齿轮
5、减速器的传递比 2 2 3i 则 总传动比合理范围为 4 12 a i 故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有750 1000minr d 4 12 121r min 1452r min 根据这个查表可以选择的电动机有以下几种 86 0 a KWP25 5 d r min121n 方案电动机 型号 额定功 率 P KW 电动机转速 r min 电动机重量 Kg 同步转 速 满载转 速 1 Y160M2 8 750720119 2 Y132M2 6 100096084 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 市场常用性可见第 2 个方案比较合适因此选定电动机型号为Y132M 2 6 电
6、动机主要外形和安装尺寸列于下表 电动机型 号 Y132M 6 中 心 高 H 外 形 尺 寸 HDADACL2 脚底安装 尺寸 BA 地 脚 螺 栓 孔 直 径 K 轴伸尺 寸 ED 安 装 部 位 尺寸 GDF 13231534551517821612 8038 4110 其安装尺寸如表 二 计算总传动比及分配各级的传动比 1 总传动比 由选定的的电动机满载转速和工作机主动轴转速n 可得传 动装置的总传动比为 电动机型号为 Y132SM2 6满载转速 960r m 且工作机主动 轴转速 n 121r min 则由上面公式可得 94 7 121 960 a i 2 分配传动比 总传动比为各级传
7、动比的乘积 即 na iiii 21 设为锥齿轮的传动比 传动比范围 2 3 所以取 则由公式可得 iiia 0 94 7 a i 18 3 5 2 0 i i 得 0 i i i a 5 2 94 7 为 V 带带轮传动比 3 计算传动装置的运动和动力参数 轴min384r i n n m I 轴min 9 120 0 r ii n n I II 轴min 9 120 10 r ii n n II III 2 各轴输入功率 轴kwPP dI 89 4 21 轴kwpp III 79 4 43 轴kwpp IIIII 56 4 65 3 各轴输入转矩 电机轴输出转矩 mN n P T m d
8、d 22 529550 所以各轴输出转矩为 轴TI Td 1 i m 轴TII TI i1 2 2 3 2 m 轴mNTT IIIII 2 360 65 360 2N mT 378 4N mT 1121 6N mT kw56 4 79 4 89 4 min 9 120 min 9 120 min 384n 3 2 1 3 2 1 3 2 1 p kwp kwp rn rn r 轴名称转速 min r功率 kw 转矩 mN I 轴384 II 轴 III 轴 第 3 章带传动的设计 1 确定计算功率 由教材 P156表 8 8 取工作情况系数kA 计算功率 Pca KA Pd 2 选择 V 带带
9、型 n小齿轮 n 电动 n 满载 960r min 根据 Pca n 小齿轮 由教材图8 11 选用 A 型 V 带 3 确定带轮基准直径 并验算带速 初选小带轮基准直径 由 教材 教材 表 8 7 和 表 8 9 取 小带 轮基 准直 径为 dd1 150mm 则取大带轮直径dd2 5 2dd1 375 mm 查表取标准值 dd2 355 验算带速 v kwpca78 5 A 型带 mmdd mmdd 375 150 2 1 带速 V V s nd m54 7 100060 960150 100060 d11 在 5 25m s 范围内 带速合适 4 确定中心距 a 并选择 V带的基准长度
10、Ld 根据教材 P152式 8 20 初定中心距 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 得 150 355 a0 2 150 355 所以有 a0 1010mm 取 a0 700 由教材 P158式 8 22 计算带所需的基准长度 Ld0 2 a0 dd1 dd2 2 dd2 dd1 2 4 a0 得 Ld0 2 700 150 355 2 355 150 2 4 700 2208mm 根据教材 P146表 8 2 取 Ld 2200mm 根据教材 P158式 8 23 得实际中心距a a a0 Ld Ld0 2 700 2200 2208 2 a 696mm V s a0 700mm L
11、d0 2208 Ld 2200mm a 696mm 按式 8 24 中心距变化范围为 amin 663mm amax a Ld 762mm 762a663 5 验算小带轮包角 根据教材 P152式 8 20 1 180 dd1 dd2 a 180 315 112 163 120 6 确定带的根数 计算单根 V 带的额定功率 由 dd1 150mm 和 n 小齿轮 960r min 根据教材 P152表 8 4 由插值法求得得 P0 根据 i 和 A 型带 根据教材 P153表 8 5 由插值法得 P0 根据教材 P155表 8 6 由插值法求得得 Ka 根据教材 P146表 8 2 查得 KL
12、 1 P r P0 P0 Ka KL 1 计算 V 带根数 163 kwp16 1 0 kwp11 0 0 94 0 a K Z Pca P r 取 Z 4根 7 计算单根 V 带的初拉力 由教材 P149表 8 3 查得 q m 由教材 P158式 8 27 单根 V 带的初拉力 F0 500Pca Z v Ka q v 2 F0 500 4 2 F0 128N 8 计算压轴力 Fp 由教材 P159式 8 28 得 Fp 2ZF0sin 1 2 2 4 sin 2 Fp 1012N 9 带轮其他参数计算 求带轮宽度 由带轮宽 d Z 1 e 2f 查表 8 11 得 e 15 f 9 则
13、d 4 1 15 2 9 63mm 主要设计结论如表所示 Pr Z 4 F0 128N Fp 1012N 带型根数带基 准长 度 mm 小带 轮基 准直 径 mm 大带 轮基 准直 径 mm 中心 距 mm 初拉 力 N 带轮 宽 mm A4220015035569612863 第 4 章 齿轮传动的设计计算 1 选择齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 考虑减速器传递功率不大 所以齿轮采用软齿面 压力角 取为 20 2 小齿轮选用 40cr 调质 齿面硬度为 280HBS 大齿轮选 用 45 钢调制 齿面硬度240HBS 3 根据教材 P205表 10 6 选 7 级精度 4 选小齿轮齿数为Z
14、1 25 大齿轮齿数为 Z2 i齿轮 Z1 25 去 63 2 按齿面接触疲劳强度设计 1 根据教材 P203式 10 29 试算小齿轮分度圆直径 即 1 宏基 1 确定有关参数如下 试选 K tH 计算小齿轮传递的转矩 T1 10 6 PI nI 选取齿宽系数 R e 15 f 9 d 63mm 2 2 1 3 1 5 01 4 d 齿轮 H EH RR Ht t ZZ i TK 由图 10 20 查得区域系数5 2 H Z 由表 10 5 查得材料的弹性影响系数 E Z 2 1 计算接触疲劳许用应力 H 由图 10 25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是 MPaH7001lim M
15、PaH5502lim 由式 10 15 计算应力循环次数 N1 60njLh 60 384 1 2 8 300 5 10 8 i 齿轮 Z2 Z1 63 25 N2 N1 i 齿轮 10 8 10 8 由教材 P207图 10 19 查得接触疲劳的寿命系数 KHN1 KHN2 通用齿轮和一般工业齿轮 按一般可靠度要求 选取安全系 数 S H 1 Hlim1 KHN1 SH 600 630Mpa H 2 Hlim2 KHN2 SH 550 525Mpa 取 H 21 H 和 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应 力 即 H 2 H 525Mpa 2 试算小齿轮分度圆直径 2 调整小齿轮分度圆直
16、径 1 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v 3 0 R MPaZ Z E H 8 189 5 2 MPa H 700 1lim MPa H 550 2lim KHN1 KHN2 H 1 630 H 2 525 mmdt66 98 1 Vm s 2 2 5 3 5 522 8 189 5 2 92 2 3 0 5 01 0 3 10 1 4 1 3 4 2 2 1 3 1 5 01 4 d 齿轮 H EH RR Ht t ZZ i TK 87 830 3 5 01 26 98 5 01 d1 1Rtm dmm Vm 384 60 1000 s 当量齿轮的齿宽系数 tR b 1 d2 1i 2 齿 12 5 2 2 db d 1m 2 计算实际载荷系数 根据 Vm s 锥齿轮为 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数 KV 由教材 P193表 10 2 查得 使用系数 KA 1 由教材 P195表 10 3 查得 齿间啮合系数 KHa 1 由教材 P226b表 10 9用插值法查得 7级精度 小齿轮悬臂时 得齿向载荷分布系数KH 故载荷系数 KH KA KV KHa KH 1
