说明书（2022年）

下面是小编为大家整理的说明书（2022年）,供大家参考。

　目 目

　录

　一、 设计任务书 ········································································· 2

　二、 电机的选择计算 一、择电机的转速 ································································ 2

　二、工作机的有效功率 ··························································· 2

　三、选择电动机的型号 ··························································· 3

　三、 运动和动力参数的计算 一、分配传动比 ····································································· 3

　二、各轴的转速 ····································································· 3

　三、各轴的功率 ····································································· 4

　四、各轴的转矩 ····································································· 4

　四、 传动零件的设计计算 1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 ········································ 4

　2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 ········································ 6

　五、 轴的设计计算 1. 减速器高速轴 I 的设计 ······················································ 9

　2.

　减速器低速轴 II 的设计 ················································· 11

　3. 减速器低速轴 III 的设计 ······················································· 14

　六、

　滚动轴承的选择与寿命计算 1.减速器高速 I 轴滚动轴承的选择与寿命计算 ······························· 16

　2.减速器低速 II 轴滚动轴承的选择与寿命计算 ······························ 17

　3. 减速器低速 III 轴滚动轴承的选择与寿命计算 ··························· 18

　七、

　键联接的选择和验算 1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接 ·········································· 19

　2. 大圆锥齿轮与低速轴 II 的的键联接 ········································· 19

　3. 大圆柱齿轮与低速轴 III 的的键联接 ····························· 20

　八、

　润滑油的选择与热平衡计算 1. 减速器的热平衡计算 ····························································· 21 2.

　润滑油的选择 ····································································· 22

　九、

　 参考文献 ···························································· 23

　计 算 及 说 明

　结果

　一、设计任务书 班级

　 学号

　 姓名 一、设计题目：设计圆锥 — 圆柱齿轮减速器 器 设计铸工车间的型砂运输设备。该传送设备的传动系统由电动机—减速器—运输带组成。每日二班工作。

　 （图 1）

　1—电动机；2 联轴器；3—减速器；4—鼓轮；5—传送带 二、原始数据：

　传送带拉力F(KN) 传送带速度V(m/s) 鼓轮直径 D（mm）

　使用年限（年）

　1.770 1.392 235 7

　三、设计内容和要求：

　1.编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。

　计 算 及 说 明

　结果

　2.要求每个学生完成以下工作：

　（1）减速器装配图一张（0 号或一号图纸）

　（2）零件工作图两张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例 1︰1。

　（3）设计计算说明书一份。

　二、传动方案的拟定 运动简图如下：

　 （图 2）

　由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。

　减速器为展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。

　联轴器 2 选用凸缘联轴器，8 选用齿形联轴器。

　计 算 及 说 明

　结果

　三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 一、选择电动机的类型和结构形式 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，Y 系列，封闭式结构，电压 380V，频率 50Hz。

　二、选择电动机容量 工作机主动轴功率：w1.770 1.392 2.464 w P FV K     传动装置的总效率：2 4a 1 2 3 4 5          

　 （式中1 、2 、3 、4 、5 分别为联轴器、滚动轴承、原锥齿轮传动、圆柱齿轮传动和卷筒的传动效率。）取1 =0.99（联轴器），2 =0.985（滚动轴承），3 =0.96（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率），4 =0.97（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率），5 =0.96（卷筒效率，不包括轴承）则 2 4a0.99 0.985 0.96 0.97 0.96 0.825       

　电动机所需功率：

　wda2.464w w 2.987 w0.825PP K K K  

　三、确定电动机的转速 卷筒州的工作转速为：

　60 1000 60 1000 1.392r r113.2min min235VnD       按课程设计指导书 P7—表 1 查得圆锥—圆柱齿轮的传动比一般范围为：ai =10~25，故电动机转速

　计 算 及 说 明

　结果

　" " (10 ~ 25) 113.2 1132 ~ 2830mind arn i n     

　根据额定功率edP ≥dP ，且转速满足 1132min mindr rn    ，选电动机型号为：

　Y100L2-4 。

　其主要性能如下表：

　型号 额定功率Kw 满 载 时 起动电流额定电流 起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩 转速rmin 电流（380V）A 效率 % 功率 因数 Y100L2-4

　3 1420 6.8 82.5 0.81 7.0 2.2 2.3

　电动机的外形尺寸：

　中心高H 外形尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 底角安装尺寸 A×B 地脚螺栓孔 直径 K 轴伸尺寸 D×E 装键部位 尺寸 F×GD 100 380×288×245 160×140 12 28×60 8×31

　四、确定传动装置的总传动比和分配传动比 1.总传动比 总传动比142012.544113.2manin  

　2.分配减速器的各级传动比直齿轮圆锥齿轮传动比 按直齿轮圆柱齿轮传动比 0.25 0.25 12.544 3.136ai i    锥，又锥齿轮的传动比一般不大于 3，故取 i 锥 =3 则12.5444.183i  柱 实际总传动比 3 4.18 12.54 i i i     锥 柱 实 0.004 i  ，满足要求。

　 计 算 及 说 明

　结果

　五、计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速（各轴的标号均已在图 2 中标出）

　1420minmrn n 

　1420473.333 minnrni  锥 473.33113.24.18 minnrni  柱 113.2minrn n   卷筒轴 2.各轴的输出、输入功率 12.987 0.99 2.95713 2.957dP P Kw      入 22.957 0.985 2.912645 2.913 P P Kw       入 出 32.913 0.96 2.79648 2.796 P P Kw       入 出 22.796 0.985 2.75406 2.754 P P Kw       入 出 42.754 0.97 2.67138 2.671 P P Kw       入 出 22.671 0.985 2.630935 2.631 P P Kw       入 出 12.631 0.99 2.60469 2.605 P P Kw      出 卷筒轴入 2 52.605 0.985 0.96 P P        卷筒轴出 卷筒轴入 2.643288 2.643 Kw Kw  

　 3.各轴输入、输出转矩 9550 9550 2.98720.091420ddmPT N mn   

　计 算 及 说 明

　结果

　9550 9550 2.95719.8914209550 9550 2.91319.5914209550 9550 2.79656.41473.339550 9550 2.75455.57473.339550 9550 2.671225.34113.2PT N mnPT N mnPT N mnPT N mnPTn              入入出出入入出出入入9550 9550 2.631221.96113.295509550 2.605219.77113.295509550 2.463207.79113.2N mPT N mnPT N mnPT N mn         出出卷筒轴入卷筒轴入卷筒轴卷筒轴出卷筒轴出卷筒轴

　运动和动力参数计算结果整理于下表：

　轴名 效率 P(Kw) 转矩（ N m  ）

　转速 n r/min 传动比 i

　效率 

　输入 输出 输入 输出 电动机轴

　2.987

　20.09 1420 1.0 0.99 Ⅰ轴 2.957 2.913 19.89 19.59 1420 3.0 0.95 Ⅱ轴 2.796 2.754 56.41 55.57 473.33 4.2 0.96 Ⅲ轴 2.671 2.631 225.34 221.96 113.2 1.0 0.97 卷筒轴 2.605 2.463 219.77 207.79 113.2

　计 算 及 说 明

　结果

　四、传动零件的设计计算 一 、 圆锥齿轮传动的 设计计算 已知输入功率12.957 P Kw  （略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：11720minrn  ，大齿轮的转速为2437.33minrn  ，传动比3 i  ，由电动机驱动，工作寿命（设每年工作 300 天），两班制，带式输送，平稳，转向不变。

　1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制 110 60 JB  ,齿形角20   ，齿顶高系数*1ah  ，顶隙系数*0.2 c  ，螺旋角 0m  ，不变位。

　（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。

　（3）、材料选择，小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 刚（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。

　（4）、选小齿轮齿数1 2 123, 3 23 69 z z u z       则

　2.按齿面接触疲劳强度设计

　 公式：

　 1td ≥ 32122.92(1 0.5 )EF R RZ KTu        （1）、确定公式内的各计算值 1）查得材料弹性影响系数12189.8EZ MPa  。

　2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa   ，大齿轮的接触疲劳极限lim2550HMPa   。

　计 算 及 说 明 结果 3）计算应力循环次数 小齿轮：9160 60 1420 1 (2 8 300 7) 2.863 10hN njL          

　大齿轮：98122.863 109.542 103NNu   

　4）查得接触批量寿命系数 10.93HNK 

　20.97HNK 

　5）计算接触疲劳许用应力  1 lim110.93 600 558HL HHKMPa MPaS    

　 2 lim220.97 550 533.5HL HHKMPa MPaS    

　6）试选 1.2vK  ，查得 1.0, 1, 1.5 1.25 1.875aK K K     

　所以， 1.0 1.2 1 1.875 2.25a vK K K K K         

　7）55 41195.5 10 2.95795.5 10 1.989 101420PT N mmn       

　8）13 R 

　（2）、计算 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入  H 中的较小值得 1td ≥32421 13 3189.8 2.25 1.989 102.92 58.79533.5 (1 0.5 ) 3mm          2）计算圆周速度 v 1 158.79 14204.36960 1000 60 1000td nmvs      

　计 算 及 说 明

　结果

　3）计算载荷系数 根据 4.369 m vs ，8 级精度，查得 1.23vK  ， 所以 1.0 1.23 1 1.875 2.31a vK K K K K          。

　4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：

　3 31 12.3158.79 59.312.25ttKd d mmK    

　5）技术模数 1159.312.69622dm mmz  

　3.按齿根弯曲疲劳强度设计

　公式：

　m≥ 312 2 214(1 0.5 ) 1Fa SaFR RY Y KTz u   （1）、确定公式内的各计算值 1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa   ，大齿轮的弯曲疲劳强度2380FEMPa   。

　2）查得弯曲疲劳寿命系数 1 20.86, 0.9FN FNK K  

　3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则，  1 110.86 500307.141.4FN FEFKMPa MPaS    2 220.9 380244.291.4FN FEFKMPa MPaS  

　计 算 及 说 明

　结果

　4）载荷系数 K=2.31 5）节圆锥角 11arctan 18.435u  

　290 18.435 71.565    

　6）当量齿数 1112324cos cos18.435VzZ  

　22269218cos cos71.565VzZ  

　7）查取齿形系数

　1 22.65, 2.115Fa FaY Y  

　8）查取应力校正系数

　1 21.58, 1.86Sa SaY Y  

　9）计算大小齿轮的  Fa SaFY Y,并加以比较。

　 1 112.65 1.580.0136307.14Fa SaFY Y 

　 2 222.115 1.860.01619244.29Fa SaFY Y 

　大齿轮的数值大。

　（2）、设计计算

　m≥342 2 21 13 34 2.31 1.989 100.01619 2.033(1 0.5 ) 23 3 1       

　综合分析考虑，取1m=3mm,z 23 

　得，2 123 3 69 z u z      ，1 123 3 69 d m z mm     

　计 算 及 说 明

　结果

　4.几何尺寸计算 （1）、计算大端分度圆直径 169 d mm 

　2 269 3 207 d z m mm     

　（2）、计算节锥顶距 2 2691 3 1 109.09862 2dR u mm      

　（3）、节圆锥角 118.425 18 26"6""   

　271.565 7133"54""   

　（4）、大端齿顶圆直径 1 1 12 cos 69 2 3 cos18 26"6"" 74.692ad d m mm         

　2 2 22 cos 207 2 3 cos7133"54"" 208.897ad d m mm         

　（5）、齿宽 13109.0986 36.366Rb R mm mm      

　...

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