机械设计课程设计-带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器.doc
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1、= 1 传动装置总体设计方案11拟定传动方案已知条件:1. 运输带工作拉力:F5.5kN;2. 运输带工作速度:v0.45m/s;3. 卷筒直径:D400mm;4. 使用寿命:8年;5. 工作情况:两班制,连续单向运转,载荷较平稳;6. 制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。设计方案如下:1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。确定传动装置总体设计方案:传动设计方案有:单级圆柱齿轮传动+链传动;V带传动+单级圆柱齿轮传动;两级圆柱齿轮传动;圆锥圆柱齿轮传动;蜗杆传动。先由已知条件计算驱动卷筒的转
2、速,即:一般选用同步转速为1000或1500以及3000的电动机作为原动机,因此,传动装置总传动比约为840。由于工作环境灰尘较大,故方案和方案不合适;方案不适宜长时间连续工作,且成本较高;由于圆柱齿轮减速器结构简单,应用广泛,加工方便,成本低廉,传动效率高和使用维护方便,方案比方案结构简单,制造成本低等,故选取方案。方案传动装置简图如下:1.2 选择电动机1.电动机容量(1)卷筒轴的输出功率(2)电动机输出功率其中传动装置的总功率:式中,1、2、3、4、 5为从电动机至卷筒机之间的各传动机构和轴承的效率。查课程指导书表2.2得:V带1=0.90,滚动轴承2=0.98,圆柱齿轮传动3=0.98
3、,联轴器4=0.99,卷筒轴滑动轴承5=0.90,故:2、查表2.3按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i925,则总传动比合理范围为i18100,电动机转速的可选范围为ni(18100)21.53872150r/min。符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定同步转速为n=1000 r/min。3、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能:额定功率:3KW,满载转速960r/min,额定转矩2
4、.0。质量66kg,它为卧式封闭结构。1.3计算传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比2.分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取2.8,则减速器传动比为44.64/2.815.94根据各原则,查图得高速级传动比为4.555,则15.94/4.555=3.5方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量Kg传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-6410009607544.642.815.94电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表:型号HABCDEFGDGY132S61322161408938801083
5、3Kbb1b2hAABBHAL11228021013531563205204701.4计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速取电动机为0轴,高速轴为1轴,中间轴为2轴,低速轴为3轴,各轴转速为:2.各轴输入功率按减速器所需功率计算各轴输入功率:3.各轴转矩将以上计算结果整理如下表:项目O轴I轴II轴III轴卷筒轴转速(r/min)960342.8675.2721.5121.48功率(kw)3.4863.143.022.902.76转矩(Nm)34.787.5383.21287.51227.1传动比2.84.5553.51效率0.90.96040.96040.9512 传动零件的设计计算2.1
6、.设计带和带轮1.确定计算功率查课本表8-7得:,式中为工作情况系数, 为传递的额定功率,既减速器所需的功率.2.选择带型号根据,和小带轮转速n0,查课本P157图8-11可选用带型为A型带3.选取带轮基准直径查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径,则大带轮基准直径. 4.验算带速v 在525m/s范围内,带充分发挥。5.确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a:,初定中心距,所以带长,.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距取,中心距的变化范围在476.1mm548.1mm之间6.验算小带轮包角,包角合适。7.确定v带根数z因,带速,传动比,和,查课本和表8-4a或8-4c和8
7、-4b或8-4d,得 .查课本表8-2得=0.99.查课本表8-5,并由内插值法得=0.946,故由公式8-26得故选Z=4根带。8.计算预紧力查课本表8-3可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为9.计算作用在轴上的压轴力利用公式8-28可得:2.2.齿轮传动的设计计算2.2.1 设计减速器的高速级齿轮 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88)。材料选择。由机械设计P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质后表面淬火),硬度为55HRC,大齿轮材料为40Cr(调质后表面淬火),硬度为50HR
8、C,二者材料硬度差为5HRC。选小齿轮齿数20,大齿轮齿数,圆整后齿数取。初选螺旋角为。按齿面接触强度设计按照下式试算:确定公式内的各计算数值转矩试选载荷系数Kt=1.6由机械设计P205表10-7选取齿宽系数由表机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数由机械设计P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限由机械设计P206式10-13计算应力循环次数由机械设计P207图10-19查得接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳应力取失效概率为1,安全系数S=1,由式10-12得:因此,许用接触应力由机械设计P217图10-30选取区域系数由机械设计P215
9、图10-26查得,因此有设计计算试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得:计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数查机械设计P193表10-2得载荷系数=1根据v=0.69m/s,7级精度,由机械设计P194图10-8查得动载荷系数=1.01由机械设计P196表10-4查得:由机械设计P198表10-13查得=1.26由机械设计P195表10-3查得= =1.2因此,载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数 按齿根弯曲强度设计按下式计算:确定公式内的各计算数值计算载荷系数根据纵向重合度,从机械设计P217图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数由机械设计P2
10、00表10-5查得,查取应力校正系数由机械设计P200表 10-5查得,由机械设计P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数,计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得:计算小、大齿轮的并加以比较小齿轮的数值较大。设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn=2mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=38.03mm来计算应有的齿数。于是由:取,则,取。 几何尺寸计算计算中心距将中心距
11、圆整为109mm。修正螺旋角因值改变不多,故参数、等不必修正。小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽圆整后,小齿轮齿宽,大齿轮齿宽。2.2.2 设计减速器的低速级齿轮 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。精度等级仍选用7级精度(GB10095-88)。材料选择。由机械设计P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为50HRC,大齿轮材料为40Cr(调质),硬度为50HRC。选小齿轮齿数,大齿轮齿数,圆整齿数取。初选螺旋角为。按齿面接触强度设计按照下式试算:确定公式内的各计算数值转矩试选载荷系数由机械设计P205表10-7选取齿宽系数由机械设计P201表1
12、0-6查得材料的弹性影响系数由图机械设计P 20910-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限由机械设计P206式10-13计算应力循环次数由机械设计P207图10-19查得接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳应力取失效概率为1,安全系数S=1,由式10-12得:因此,许用接触应力由机械设计P217图10-30选取区域系数由机械设计P215图10-26查得,因此有设计计算试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得:计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数查机械设计P193表10-2得载荷系数=1根据v=0.238m/s,7级精度,由图10-8查得动载荷系数=1.
13、005由机械设计P 196表10-4查得:由机械设计P198表10-13查得=1.26由机械设计P195表10-3查得= =1.2因此,载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数 按齿根弯曲强度设计按下式计算:确定公式内的各计算数值计算载荷系数根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数。计算当量齿数查取齿形系数由机械设计P200表10-5查得,查取应力校正系数由机械设计P200表 10-5查得,由机械设计P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数,计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.
14、4,由式10-12得:计算小、大齿轮的并加以比较小齿轮的数值较大。设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn=2.75mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=59.96mm来计算应有的齿数。于是由:取,则,取。 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为140mm。修正螺旋角因值改变不多,故参数、等不必修正。小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽圆整后,小齿轮齿宽,大齿轮齿宽。2.3 验证减速器齿轮的润滑情况根据表3-3中关于双级或多级圆柱齿轮减速器的浸油润滑作以下验证: 对于低速级大齿轮,圆柱齿轮浸
15、油深度为hs=1个齿高(不小于10mm)1/3齿轮半径。齿顶圆直径:1/3齿轮半径:齿全高: 对于高速级大齿轮浸油深度hf约为0.7个齿高,但不小于10mm。齿顶圆直径: 现取hf=10mm,验证低速级大齿轮浸油深度是否满足要求。低速级大齿轮浸油深度:该值符合低速级大齿轮浸油深度要求。因此,减速器齿轮的浸油润滑符合要求。将两对齿轮的主要参数整理如下表: 高速级 低速级小齿轮 大齿轮小齿轮大齿轮直径mm39.07178.9262.22217.78半径mm19.53589.4631.11108.89模数22.75齿顶圆mm43.07182.9267.72223.28齿根圆mm34.07173.92
16、55.345210.905齿数19872277齿宽mm40355550螺旋角132812133036中心距mm1091403 轴系零、部件的设计计算3.1 高速轴滚动轴承和传动轴的设计3.1.1高速轴的设计与较核1.已知高速轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 P13.14kw,n1=342.86r/min,T1=87.5Nm2.求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为d139.07mm而 F= F= FF= Ftan=4970.57tan=1809.14N3.初步确定轴的最小直径 按扭转强度条件初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为40Cr,调质处理,根据课本取=97,于是考虑键槽的影响,且
17、100mm,故增大3%,所以=21.01(1+3%)=22.06mm此处最小直径 与带轮相连接的,且此轴为齿轮轴,综合考虑带轮孔径及齿轮直径的影响,最终确定最小直径=23mm。4.确定轴各段的直径和长度 考虑轴上零件的安装、定位和固定,依次把轴各段的直径和长度确定下来,如图2所示。并选择轴承为角接触球轴承。其型号为7306B。5、轴的强度校核和计算(1)求轴上的载荷 如图所示,画出轴的空间受力简图、水平面受力简图、垂直面受力简图,根据理论力学计算方法列平衡方程: FNV1+FNV2= FrFpFpAB+Fad1/2+FrBC= FNV2BD代入数据,解得 FNV1=857.24N , FNV2
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