机械设计课程设计二级同轴圆柱齿轮减速器.docx
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机械设计课程设计二级同轴圆柱齿轮减速器
第1章任务书
1.1课程设计说明
1.1.1题目及原始数据的确定
根据任务分配,本人需要利用题号为8的设计数据,编号为d的传动方案,来完成带式运输机传动装置的设计
1.1.2课程设计的概述
本设计为课程设计,通过带式运输机传动装置的设计这个课题的实际设计,来培养自己理论联系实际的设计思想和解决实际工程的问题的能力,加深和巩固自己的设计方面的相关知识,达到了解和掌握基本的机械零件、机械传动装置或简单机械的设计过程和方法,并进行基本的设计技能的训练,如计算机绘图,熟悉《机械设计手册》等资料,以及相关数据的处理能力。
在设计的过程中体会和感悟理论与实际运用的差距,以及运用所学的理论知识解决实际中产生的问题的乐趣和成就感。
我相信这一次独立设计个人经历和解决问题的方法、思路将会为自己大四的毕业设计提供宝贵的经验和方法。
1.2课程设计任务书
1.2.1运动简图
图1带式运输机传动示意图
1.2.2原始数据
运输带工作拉力F/N:
4000
运输带工作速度v/(m/s):
1.6
卷筒直径D/mm:
400
1.2.3已知条件
(1)工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境温度35℃;
(2)使用折旧期:
8年;
(3)检修间隔期:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
(4)动力来源:
电力,三相交流,电压380/220V;
(5)运输带速度允许误差:
5%
(6)制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
1.2.4设计内容
(1)减速器装配图1张(A0或A1);
(2)零件工作图2张;
(3)设计说明书1份。
第2章设计步骤
2.1初步确定减速器结构和零部件类型
2.1.1选定减速器级数
根据任务,需要采用两级减速器
2.1.2初选轴承类型
由已知条件,可知减速器对轴承无特殊的要求,故采用滚动轴承。
2.1.3决定减速器机体结构
根据已知条件,可知对于减速器的机体没有特殊的要求,为了便于装配减速器,故采用沿齿轮轴线水平剖分的结构。
2.2电机的选择
2.2.1选择电机的类型
由已知条件中的动力来源:
电力,三相交流,电压380/220V,
(2)工作环境:
室内,且该机械要求气动性能好,拥有较大的转矩,,故可以参照下表确定电机采用:
我国新设计的Y系列三相笼型异步电动机,电压380V。
2.2.2选择电机的容量
电机所需要的工作效率
的公式为
式中:
P——工作机所需的工作效率,指工作机轴上的功率;
η——由电机至工作机轴上的总效率。
传动装置到主轴上的传动总效率
应为组成传动装置的各部分运动副效率的乘积,即
(2-2)
常用机械传动和摩擦副的效率概略值如下(图2-1)所示,
由该传动转置到传送带的主轴运动简图(图2-2)可知,
传动装置到主轴上的传动总效率为η=η1η22η3η4(其中η1、η2、η3分别为V带传动、齿轮传动、齿形链、平带传动的传动效率),取η1=0.99(联轴器)η2=0.97(8级精度齿轮传动)η3=0.98(轴承)η4=0.96(滚筒),故
η=0.992*0.972*0.984=0.82
又由已知条件可知装置所需功率
P=F*v=6.4kW
其输出转矩
T=F*R=800Nm
输出转速
故电机效率至少应为
因为载荷中等冲击,电机功率即
,参考给出的Y系列三相异步电动机的技术数据给出的功率,可知应选用额定功率为11kW的电动机。
2.2.3确定电机转速
取其传动比范围为9-25,则电动机转速可选用的范围为688r/min-1910r/min
根据所需的功率与转速可知,需要选用型号为Y160M-4的电机,其转速为1460r/min,
2.3传动装置总体设计
2.3.1总传动比的计算
2.3.2各级传动比的分配
若要满足同轴要求,则I1=I2,故
I1=I2=
即:
两级的传动都为4.37
2.3.3计算传动装置的运动和动力参数
传动转置从电机到工作机有三轴,故将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴、II轴、III轴,IV轴,同时设
IⅠ、IⅡ为相邻两轴间的传动比;
ηⅠ、ηⅡ、ηⅢ、ηⅣ为相邻两轴的传动效率;
PⅠ、PⅡ、PⅢ、PⅣ为各轴的输入功率(kW);
TⅠ、TⅡ、TⅢ、为各齿轮轴的输入转矩(N/m);
nⅠ、nⅡ、nⅢ、nⅣ为各轴转速(r/min)
则有:
下一级输入功率
P下=P上ηi
故有:
PⅠ=
ηⅠ=
PⅡ=PⅠηⅡ=
PⅢ=PⅡηⅢ=
PⅣ=PⅢηⅣ=
对所有轴的下一级转速,有
n下=n上/I
故有:
nⅠ=n机=1460r/min
nⅡ=n机/I1=1460/4.37=334.10r/min
nⅢ=nⅡ/I2=334.10/4.37=76.45r/min
nⅣ=nⅢ=76.62r/min
对于三根齿轮轴的转矩,有:
T=
故有:
50.752Nm
213.010Nm
894.040Nm
综上所述传动装置的运动和动力参数如下表所示
传动装置的运动和动力参数表
轴号
功率/kw
转矩/Nm
转速/(r/min)
电机轴
7.837
1460
轴Ⅰ
7.759
50.752
1460
轴Ⅱ
7.452
213.01
334.1
轴Ⅲ
7.229
894.04
76.45
轴Ⅳ
7.157
76.45
2.4二级减速器齿轮传动的设计
2.4.1齿轮传动的总设计
因二级同轴式圆柱齿轮减速器要求两级齿轮有相同的中心距,所以采用两组相同的齿轮,这样也给制造加工带来方便。
此处计算Ⅱ轴小齿轮和Ⅲ轴大齿轮。
a精度等级:
运输机为一般工作机械,速度不高,故采用7级精度。
(GB10095-88)
b选择齿轮材料:
考虑减速器传递功率较大,所以齿轮采用硬齿面。
小齿轮选用合金钢20CrMnMo渗碳后淬火,齿面硬度HRC=60。
大齿轮选用同种材料,渗碳后淬火,齿面硬度HRC=57。
c选择齿数:
选小齿轮齿数Z1=25。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=4.38×25=109.5取Z2=109
2.4.2齿轮尺寸计算
按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式
其中:
载荷系数:
Kt=1.4
小齿轮传递的转矩:
T
轴=213010N·mm
齿宽系数φd=1
又知ZE计算公式
其中:
,
故有:
ZE=191.65Mpa1/2
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=1475Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=1350Mpa;
计算应力循环次数(n2=334.10r/min)
N1=60n2jLh=60×334.10×1×(2×8×300×8)=7.698×108
N2=N1/4.37=5.606×107
查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.89;KHN2=0.97。
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由[σ]=
得:
[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.89×1475/1.0Mpa=1314Mpa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.97×01350/1.0Mpa=1306Mpa
由此可计算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值
=46.189mm
计算圆周速度
V=πd1tn1/60×1000=3.14×46.189×334.10/60×1000=0.808m/s
计算齿宽b
b=φdd1t=1×46.189mm=46.189mm
计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/z1=46.189/17=2.717mm
齿高h=2.25mt=2.25×2.717=6.113mm
b/h=46.189/6.113=7.556
计算载荷系数
根据v=0.808m/s,7级精度,查得动载系数Kv=1.05
直齿轮,假设KvFt/b≥100N/mm。
查得KHa=KFa=1.10
查得使用系数KA=1.10
查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置,故
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×10-3b
将数据代入后得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6×12)×12+0.23×10-3×46.189=1.40
由b/h=9.332,KHβ=1.420查得KFβ=1.34;故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1.10×1.05×1.10×1.40=1.7787
按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,得
d1min=d1t
=46.189×
=50.03mm
计算模数m
m
d1/z1=50.03/17=2.9427mm
按齿根弯度强度设计
弯度强度的设计公式为
其中:
查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为
、
;
查得疲劳寿命系数KFN1=0.92KFN2=0.94
计算弯曲许用应力
取弯曲疲劳许用系数为S=1.4,则
计算载荷系数K
查取齿形系数
查得YFa1=2.97YFa2=2.232
查取应力校正系数
查得YSa1=1.52YSa2=1.758
计算大小齿轮的
=
=
进行比较可知,小齿轮的数值较大。
计算模数m
2.9095mm
对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯度疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由齿根弯度疲劳强度算得的模数2.9095并就近圆整为标准值m=3.0mm,按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1最小为50.03mm,取小齿轮齿数z1=25
则有分度圆直径
d1=mz1=75mm符合条件
故大齿轮齿数
z2=uz1=4.37×25=109.25
取z2=109
确定齿轮的主要几何尺寸
分度圆直径:
d1=75mmd2=328mm
齿宽:
b1=51.0mmb2=51.0mm
取B1=56.0mmB2=51.0mm
中心距a=201.5mm
齿轮齿数:
z1=25z2=109
验算
Ft=2T
轴/d1=2×213010/51=8353.3N
KAFt/b=1.10×8353.3/51=180.17N/mm>100N/mm故,合格。
2.4.3结构设计
见绘制齿轮零件图
2.4.4齿轮润滑设计
计算第一级齿轮的圆周速度
因为齿轮的圆周速度均满足
,且两个大齿轮的直径相同,所以可采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑的方式。
2.5轴的设计
2.5.1按扭矩初算轴径
输入轴选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
查表,取A0=112
dmin≥c(P3/n3)1/3=112(7.157/76.45)1/3=50.85mm
取dmin=51mm
取d=55mm
中间轴选用45#调质量钢
取[dmin]=32mm
选用6010型深沟球轴承,取最小直径dmin=50mm=1.56[dmin]故不需要再核
输出轴选用45#调质钢
取[dmin]=20mm
由于电机转轴直径d=42mm
故取输入轴直径最小直径dmin=32mm=1.6[dmin]所以不用校核
2.5.2输出轴上的功率、转速和转矩
P
=7.157KW
T
=894040N·mm
n
=76.45r/min
2.5.3校核输出轴
已知低速级大齿轮的分度圆直径d2=328.0mm
而
Ft=2T
/d2=2×894040/328.0=8054.4N
Fτ=Fttanα=8054.4×tan20°=2931.6N
故有受力图如下
轴的载荷分析图
由图计算易得
FAY=182.05N
FBY=182.05N
FAZ=500.2N
MC1=9.1N·m
MC2=25N·m
MC=26.6N·m
T=48N·m
Mec=99.6N·m
σe=14.5MPa<[σ-1]b
2.5.4输出轴的结构
输入轴各段尺寸如下
l1-2=82mml2-3=50mml3-4=33mml4-5=51mml5-6=12mml6-7=0mml7-8=36mm
d1-2=55mmd2-3=58mmd3-4=60mmd5-6=66mmd7-8=60mm
2.5.5中间轴的设计
中间轴分为5段,尺寸如下
l1-2=33mml2-3=55mml3-4=106mml4-5=51mml5-6=36mm
d1-2=50mmd2-3=58mmd3-4=66mmd5-6=50mm
2.5.6输入轴的设计
输入轴分为6段,尺寸如下
l1-2=15mml2-3=15mml3-4=56mml4-5=33mml5-6=50mml6-7=82mm
d1-2=40mmd2-3=50mmd4-5=40mmd5-6=36mmd6-7=32
2.6轴承的设计
根据条件,2年更换一次轴承,轴承预计寿命2×8×300×2=9600小时
2.6.1计算输入轴承
1.已知nⅡ=334.1r/min;两轴承径向反力:
FR1=FR2=500.2N。
故初先选取两轴承为6008型深沟球轴承,轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
2.由于FS1+Fa=FS2而Fa=0故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端则FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N
3.求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
查表得e=0.68,故
FA1/FR1 FA2/FR2 4.计算当量载荷P1、P2 查表取fP=1.5,则有 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N 5.轴承寿命计算 因为P1=P2故取P=750.3N,滚子轴承ε=10/3 根据手册得6212型的Cr=195000N 故有 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/75.45×(1×195000/750.3)10/3 =1047500h>48720h 故预期寿命足够 2.6.2计算输出轴承 1.已知nⅢ=76.45r/min,Fa=0FR=FAZ=2931.6N 试选6212型深沟球轴承 查表得FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N 2.计算轴向载荷FA1、FA2 由于FS1+Fa=FS2Fa=0 故任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端 两轴承轴向载荷: FA1=FA2=FS1=569.1N 3.求系数x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 查表得: e=0.68,所以 FA1/FR1 FA2/FR2 4.计算当量动载荷P1、P2 查表取fP=1.5,则 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N 5.计算轴承寿命LH 由于P1=P2故P=1355ε=3 根据手册6212型轴承Cr=30500N 查表得: ft=1,故 Lh=16670/n(ftCr/P)ε =16670/76.5×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>48720h 故此轴承寿命合格 2.7键的选择 1.轴径d1=55mm,L1=82mm 查手册得,选用A型平键,得: 键A20×12GB1096-79 尺寸为 l=L1-b=82-12=70mm T2=48N·mh=7mm 其应力为 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2.输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=55mmL2=50mmT=61.5Nm 选用A型平键 键的规格为16×10GB1096-79 尺寸为 l=L2-b=55-10=45mmh=10mm 其应力为 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp] 2.8联轴器的选择 轴伸直径为55选用LX4弹性柱联轴器(GB/T5014—2003) 它的公称扭矩为2500N·m,许用转速为3870r/min,而轴的扭矩为894.040N·m,转速为76.45r/min,远远符合要求。
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