《機械設計課程設計計算說明書(共24頁).doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計課程設計計算說明書(共24頁).doc（26頁珍藏版）》請在匯文網上搜索。

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上機械設計課程設計計算說明書（范文）長春工程學院 機電學院設計題目 二級展開式圓柱齒輪減速器班 級 機制0943 姓 名 姚偉東 學 號 指導教師 楊答毅 時 間 目錄一、設計任務書.(3)二、動力機的選擇.(4)三、計算傳動裝置的運動和動力參數.(5)四、傳動件設計計算（齒輪）(6)五、軸的設計. . . . . . .(12)六、滾動軸承的計算.(20)七、連結的選擇和計算.(21)八、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇.(22)九、箱體及其附件的結構設計.(22)十、設計總結.(23)十一、參考資料.(23)一設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計題號11 帶式運

2、輸機的工作原理（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖）2工作情況：已知條件1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有灰塵，環(huán)境最高溫度35；2) 使用折舊期；8年；3) 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4) 動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；5) 運輸帶速度容許誤差：±5%；6) 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。3原始數據題號參數1運輸帶工作拉力F/KN2200運輸帶工作速度v/(m/s)1.2卷筒直徑D/mm240注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經在F中考慮。專心-專注-專業(yè)二 動力機選擇因

3、為動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；所以選用常用的封閉式系列的 交流電動機。1 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw 由題中條件 查詢工作情況系數KA（見1表8-6），查得K A=1.3設計方案的總效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本設計中的聯(lián)軸器的傳動效率（2個），軸承的傳動效率 （4對）， 齒輪的傳動效率（2對），本次設計中有8級傳動效率 其中=0.99（兩對聯(lián)軸器的效率取相等） =0.99（123為減速器的3對軸承） =0.98（4為卷筒的一對軸承） =0.95（兩對齒輪的效率取相等）=0.8412） 電動機的輸出功率Pw=kA*=2. 86KWPdPw/

4、，=0.84110Pd2.1889/1.84110=2.60228KW2 電動機轉速的選擇由v=1.1m/s 求卷筒轉速nwV =1.2 nw=95.541r/minnd（i1·i2in）nw有該傳動方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級傳動比i1,i2，其他 傳動比都等于1。由1表13-2知圓柱齒輪傳動比范圍為35。所以 nd =(i1*i2) nw=9，25* nw 所以nd的范圍是（859.87 2388.53）r/min，初選為同步轉速為1430r/min的電動機3電動機型號的確定由表12-12查出電動機型號為Y100L2-4,其額定功率為3kW，滿載轉速1430r/min。

5、基本符合題目所需的要求。=0.8411Pw=2.86k KWPd3. KWnw=95.541 r/min電機Y100L2-4電動機型號額定功率/KW滿載轉速r/min堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量/KgY100L2-4,3.014302.22.338三 計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：nm/nw nw95.541 nm=1430r/min i14.9672 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。因為i14.967，取i15，估測選取 i1=

6、4.8 i2=3.2速度偏差為0.5%，所以可行。3 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 轉速的計算 電動機轉軸速度 n0=1430r/min 高速I n1=1430r/min 中間軸II n2=297.92r/min 低速軸III n3= =93.1r/min 卷筒 n4=93.1r/min。各軸功率電動機額定功率 P0=Pd*=3Kw (n01=1) 高速I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw (n12 = =0.99*0.99=0.98) 中間軸II P2=P1=P1*n齒*n軸承=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw (n23=0.9

7、5*0.99=0.94) 低速軸III P3=P2*n34=P2*=2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw (n34= =0.95*0.99=0.94) 卷筒 P4=P3*n45=P3*=2.600*0.98*0.99=2.523 Kw（n45=0.98*0.99=0.96）傳動比15i1=4.8 i2=3.2各軸速度n0=1430r/minn1=1430r/minn2=297.92r/minn3=93.1r/minn4=93.1r/min各軸功率P0 =3KwP1= 2.9403P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw P4=2.523 Kw各軸轉矩 電動機轉軸 T0=2

8、.2 N高速I T1= =19.636 N 中間軸II T2= =88.640 N 低速軸III T3= =266.702 N 卷筒 T4= N其中Td= (n*m)項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min）14301430297.9293.193.1功率（kW）32.940232.76532.6002.523轉矩（N·m）2.219.63688.640266.1185258.804傳動比114.83.21效率10.980.940.940.96四 傳動件設計計算（齒輪）A 高速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉速齒數比小齒輪轉矩載荷系數2.9403KW1430r/mi

9、n4.819.636N·m1.31 選精度等級、材料及齒數1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數z120，大齒輪齒數z296的；2 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。按式（1021）試算，即 dt2.32*各軸轉矩T1=19.634 N T2=88.615 NT3=264.118 N T4=256.239 N7級精度；z120 z2963 確定公式內的各計算數值1）（1） 試選K

10、t1.3（2） 由1表107選取尺寬系數d1（3） 由1表106查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa（4） 由1圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（5） 由1式1013計算應力循環(huán)次數N160n1jLh60×1430×1×（2×8×365×8）4×10e9 N2N1/4.88.35×10e8此式中j為每轉一圈同一齒面的嚙合次數。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時（6） 由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數KHN10.90；KHN2

11、0.95（7） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得 H10.90×600MPa540MPa H20.98×550MPa522.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=37.043（2） 計算圓周速度v=2.7722（3） 計算齒寬b及模數mb=dd1t=1×37.043mm=37.043mmm=1.852h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89（4） 計算載荷系數K 由1表102 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據v=2.7722m/s,

12、7級精度，由1圖108查得動載系數KV=1.14；由1表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB的計算公式和直齒輪的相同，Kt1.3d1N14×10e9N28.35×10e8KHN10.90KHN20.95S1H1540MPaH2522.5MPad1t =37.043v =2.7739b=37.043mmm=1.852h=4.1678mmb/h=8.89KA=1固： KHB=1.12+0.18(1+0.6×d)d+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，KHB=1.41652查1表1013查得KF