机械设计课程设计刘鹏.doc
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1、机械设计课程设计题目:二级斜齿(直齿)圆柱齿轮减速器学 院:机电工程学院班 级:机械2班设计者:刘鹏 学 号:20090501310061 设计日期:2011.12.28指导老师:陈致水目录一设计说明41.设计题目:二级斜齿(直齿)圆柱齿轮减速器4二机械装置的总体方案51.选择电动机类型52.选择电动机容量53.确定电动机转速54总传动比65分配传动装置的传动比66运动和动力参数计算6三主要零部件的设计计算81设计V带和带轮82.计算单根V带的初拉力的最小值93.计算压轴力9四高速齿轮轴传动设计91.选材:102.计算113.按齿根弯曲强度设计124.几何尺寸计算13五低速级齿轮传动设计141
2、.齿面接触疲劳强度计算142.计算153.按齿根弯曲强度设计164.设计计算175.几何尺寸计算17六.轴的结构设计181.初选轴的最小直径182.初选轴承183.确定轴上零件的位置和固定方式19七.轴的校核计算191.轴强度校核192.计算弯矩20八.滚动轴承的选择及寿命校核231.寿命计算:23九.键联接选择及校核251.键类型的选择252.键类型的校核26十.联轴器的选择271.减速器进口端272.减速器的出口端27十一.减速器附件的选择271.箱体设计272.附件29十二.减速器润滑方式、密封形式311.润滑312.密封形式31十三.设计小结32十四.参考文献33一 设计说明1.设计题
3、目:二级斜齿(直齿)圆柱齿轮减速器1)工作条件:连续单向运转,有轻微振动,空载起动,使用期限10年,小批量生产,两班制工作,运输带允许误差5。2)原始技术数据运输带工作拉力F/N 1100运输带工作速度m/s 1.65卷筒直径 mm 270 3)设计工作量 传动装置总体设计:1.组成:传动装置由电动机、减速器、工作机组成。2.特点:此轮相对于轴承不对称分布,故轴承沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案:考虑到电动机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。机械传动装置的总体设计方案的提出,根据确定后的总体设计方案进行机械装置中主要零部件的设计计算,再根据主要零部件的计算结论更
4、改设计部分总体设计方案数据,最后对减速器的附件及箱体进行设计,对减速箱的安装与使用维护要求给以依据,便于用户的安装与维护。二机械装置的总体方案1.选择电动机类型按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压380V,Y型。2.选择电动机容量电动机所需工作功率:Pd=PWakwPW=FV1000kw 所以Pd=FV1000akw电动机运输带的传动总效率为a=1243456取带 1=0.96 ,轴承 2=0.98 ,斜齿轮 3=0.97 ,直齿轮 4=0.97 ,联轴器5=0.99 ,卷筒 6=0.96 所以,a=0.960.9840.970.990.96=0.79Pd=FV1000a
5、=11001.6510000.79=2.30kw3.确定电动机转速卷筒轴工作速度为:n=601000VD=6010001.653.14270=116.8r/min符合这一范围的同步转速有3000r/min.根据容量和转速,查手册得:电动机型号额定功率kw电动机转速r/min电流A效率功率因数堵转电流额定电流堵转转矩额定转矩同步转速满载转速Y100L-23300028806.4820.877.02.24总传动比ia=i0i (i0,i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i0=2.5。则减速器的传动比为:i=iai0=24.6582.5=9.865分配传动装置的传动比
6、初步分配传动比,各级传动比的分配应合理,符合传动形式的工作特点,并使结构紧凑,各级尺寸协调结构均匀合理;使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小;各传动零件之间不会干涉碰撞。按展开式布置,考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相似,可由指导书图12展开曲线查得:i1=3.51,则i2=ii1=9.863.51=2.816运动和动力参数计算1) 0轴(电动机轴)nm=2880r/min Pd=2.30kwTd=95502.302880=7.63Nm2)1轴n1=nmi0=28802.5=1152r/minP1=Pd1=2.300.96=2.21kwT1=Tdi01=7.632.50.96=18.31Nm3)
7、2轴(中间轴)n2=n1i1=11523.51=328.21r/minP2=P123=2.210.980.97=2.1kwT2=T1i123=18.313.510.980.97=61.09Nm4) 3轴(低速轴)n3=n2i2=328.212.81=116.80r/minP3=P223=2.10.980.97=2.00kwT3=T2i223=61.092.810.980.97=163.18Nm5)4轴(卷筒轴)n4=n3=116.80r/minP4=P325=2.000.980.99=1.94kwT4=T325=163.180.980.99=158.32Nm1-3轴的输出功率分别为各轴输入功率
8、乘轴承效率0.98;1-3轴的输出转矩分别为各轴输入转矩乘轴承效率0。98运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kw)转矩T(Nm)转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机2.307.6328802.50.961轴2.212.1718.3117.9411523.510.952轴2.102.0661.0959.87328.212.810.953轴2.001.96163.18159.92116.801.000.974轴1.941.90158.32155.15116.80三主要零部件的设计计算1设计V带和带轮计算内容及说明1) 定V带型号和带轮直径工作情况系数 由表8-7查得KA=
9、1.2计算功率 Pca=KAP=1.23=3.6kw 选带型号 由图8-11选Z型小带轮直径 由表8-8知 dd1min=50mm,取dd1=90mm大带轮直径dd2=1-dd1n0n1=1-0.019028801152=198mm (设=1)取dd2=224mm2)确定V带的中心距a和基准长度Ld根据式8-20,初定中心距a0=450mm计算所需基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd1-dd224a0=1403查表8-2选带的基准长度Ld=14003)按式(8-23)计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=450mm4)验算小带轮上的包角1180-dd1-dd257.3a16312
10、05)计算带的根数z1计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm和n0=2880r/min,由表8-4aP0=0.60kw,表8-4bP0=0.04kwPr=P0+P0KKL=0.06+0.040.9551.14=0.70kwz=PcaPr=3.60.7=5.14,所以取6根2.计算单根V带的初拉力的最小值F0min由表8-3得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m,所以F0min=500(2.5-K)PcaKzv+qv=47N3.计算压轴力(Fp)min=2zF0minsin12=558N展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计四 高速齿轮轴传动设计1.选材:因传动尺寸无严格限制,生产批量较
11、小,故选小齿轮的材料为40cr (调质),硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料的硬度差为40HBS。计算步骤如下:齿面疲劳强度计算初步计算1)转矩 T1=9.55106Pn1=23875Nmm2)齿宽系数 由表10-7 取d=1.03)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12.4)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。5)计算应力循环次数N1=60n1jLh=3.318109N2=3.3181093.51=0.9451096)由图10-19取
12、接触疲劳寿命系数KHN1=0.91KHN2=1.107)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S=1,由式10-12得H1=KHN1Hlim1S=0.91600=546MPaH2=1.10550=605MPa8)选取螺旋角。初选螺旋角=14 由图10-26查得1=0.765 2=0.90=1+2=1.66 取z1=22 z2=223.51=77.22 取z2=78许用接触应力H=H1+H22=572.5MPa2.计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得d1t33.76mm2) 就算圆周速度V=3.1433.761152601000=2.04m/s3) 计算齿宽b及模数mntb=
13、dd1t=33.76mmmnt=d1tcosz1=1.49mmh=2.25mnt=3.35mmbh=10.084) 计算纵向重合度=0.318dz1tan=1.7445) 计算载荷系数K由表10-2得KA=1.25 ,V=2.04m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.08,由表10-4查KH=1.417,由图10-13得KF=1.35,由表KH=KF=1.4,故K=KAKvKHKH=2.686)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式10-10a得d1=d1t3KKt=40.10mm7)计算模数mn=d1cosz1=1.77mm3.按齿根弯曲强度设计由式10-17 mn32KT
14、1Ycosdz12YFaYSaF确定计算参数1) 计算载荷系数。K=KAKvKFKF=2.552)根据纵向重合度=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883)计算当量齿数。zv1=z1cos=24.10 zv2=78cos=85.394)查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.647 YFa2=2.2105)查取应力校正系数由表10-5查得 YSa1=1.581 YSa2=1.7756) 计算大、小齿轮的YFaYSaH并加以比较。YFa1YSa1F1=0.013625 YFa2YSa2F2=0.016423 其中F1=KFN1FE1S=307.14MPa F2=KFN2F
15、E2S=238.86MPa其中由图10-20C FE1=500MPa FE2=380MPa由图10-18 KFN1=0.86 KFN2=0.88大齿轮数值大。设计计算mn322.55238750.88cos1412221.660.01642=1.27mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn=1.5mm,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=40.10mm来计算应有的齿数。于是有z1=d1cosmn=26取z1=26,则z2=uz1=914.几何尺寸计算1)计算中心距a=(z1+z2)mn2co
16、s=90.44mm,圆整为90mm2 )按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=12.84,因值改变不多,故参数、K、ZH等不必修正。3)计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=40.00mm d2=z2mncos=140.00mm4)计算齿轮宽度 b=dz1=140=40mm圆整后取B2=40mm B1=45mm五低速级齿轮传动设计选材:因传动尺寸无严格限制,生产批量较小,故选小齿轮的材料为40cr (调质),硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料的硬度差为40HBS。1.齿面接触疲劳强度计算初步计算1)转矩T2=9.5
17、5106P2n2=79726Nmm P2=30.960.980.97=2.74kw2)由表10-7选取齿宽系数d=1.3)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12.4)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。5)计算应力循环次数N1=60n1jLh=9.45108 N2=3.3181082.81=3.36108 6)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.01KHN2=1.077)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S=1,由式10-12得H1=KHN1Hlim1S=1.
18、01600=606MPa H2=1.07550=588.5MPa 2.计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值d1t2.323KtT1du+1uZEH2=56.73mm 2)计算圆周速度vV=d1tn2601000=0.97m/s 3)计算齿宽bb=dd1t=156.73=56.73mm 4)计算齿宽与齿高之比bh。模数 mt=d1tz1=2.269mm齿高 h=2.25mt=5.11mm bh=56.735.11=11.10 5) 计算载荷系数根据得V=0.97m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.05,直齿轮KH=KF=1 ,由表10-2查得使用系数KA=1.25
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