带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计Word文件下载.docx
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连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限10年,小批量生产,两班制工作,运输带工作速度允许误差为±
5%。
2.设计方案·
根据任务书有以下设计方案:
3.传动装置的总体设计
3.1电机选择
设计内容
计算及说明
结果
1、选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选,选用用三相笼型异步电动机,其机构为封闭式结构,电压为380V,Y型。
2、选择电动机的容量
工作机的有效功率为:
PW=
从电动机到工作机输送带间的总效率为:
式中:
,
分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和转筒的传动效率。
取
=0.96,
=0.98,(滚子轴承),
=0.96,
=0.99,
=0.96,所以:
=0.78
所以电动机所需的功率:
PW=2.36kW
0.78
Pd=3.03kw
3、确定电动机的转速
卷筒轴工作转速为
根据传动比的合理范围,取V带传动的传动比
二级圆柱齿轮减速器传动比
则总传动比合理范围为
故电动机转速的可选范围为
根据电动机的类型、容量和转速,由机械设计课程设计手册选定电动机的型号为Y100L-2,其主要性能如下表所示:
电动机型号
额定功率/kw
满载转速r/min
Y112M-2
4
2890
2.2
2.3
n=107.48r/min
3.2传动装置的总传动比及分配
1、总传动比
2、分配传动比
考虑润滑的条件,为使两级大齿轮相近,
取
故:
=3.67;
3.67
=3.67
1、各轴的转数
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
2、各轴的输出功率
Ⅰ轴:
Ⅱ轴:
Ⅲ轴:
卷筒轴:
3、各轴的输出转矩
故Ⅰ轴:
将上述计算结果汇总与下表:
带式传动装置的运动和动力参数
轴名
功率
P/kw
转矩
T/N.m
转速r/min
传动比i
电动机轴
3.03
10.01
2
1
Ⅰ轴
2.91
19.23
1445
Ⅱ轴
2.74
66.46
363.73
Ⅲ轴
2.58
229.67
107.28
卷筒轴
2.50
222.55
4.传动件的设计
4.1V带的设计
1、带的型号的确定
额定功率P=3.03kW
根据工作情况由机械设计教材表8—7查的KA=1.2
Pca=
=3.636kw
根据功率Pca和小带轮转速nm=2870r/min按机械设计图8-11选择:
普通V带Z型
普通V带
V带Z型
2、确定带轮的基准直径并验算带速
查机械设计表8-6和表8-8图8-11
取小轮基准直径dd1=75mm
带速
因为
故带速合适
大轮基准直径
根据表8-8可得
,不用圆整
dd1=75mm
3、确定V带的中心距a和基准长度Ld
根据机械设计(8-20)
初定中心距a0=400mm
由式(8-22)计算所需的基准长度
由表8—2选带的基准长度Ld=1330mm.
按式(8-23)计算实际中心距a;
根据式(8-24)
;
中心距的变换范围466-527mm
Ld=1330mm
a=487mm
4、验算小带轮上的包角和计算带的根数z
最小包角
计算带的根数z
由dd1=80mm和nm=2890r/min,由表8-4a得
P0=0.56kW。
根据nm=2890r/min,i=2和Z型带,查表8-5b得△P0=0.04kW。
查表8-6的Kα=1,表8-2得KL=1.13,于是
Pr=(P0+△P0)KαKL=0.678kW
Z==3.363/0.678=4.96.
取5根
Z=5
5、计算单根v带的初拉力的最小值压轴力
Fp
由机械设计表8-3得Z型带的单位长度质量
q=0.06kg/m所以
=55.81N
应使带的实际初压力
压轴力的最小值为
=558.05N
=55.81N
4.2齿轮的设计高速级齿轮设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)选用直齿圆柱齿轮传动
2)选用8级精度
3)材料选择,由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS
4)试选小齿轮齿数z1=20,
大齿轮齿数z2=20×
3.67=74。
直齿圆柱齿轮
45钢
小齿轮调质处理
大齿轮调质处理
8级精度
z1=20
z2=74
2、按齿面接触强度设计
3、按齿根弯曲强度设计
4、尺寸计算
根据设计公式进行试算,即
确定公式内的各计算数值
试选载荷系数:
Kt=1.3
计小齿轮传递的转矩:
由机械设计教材表10—7选取齿宽系数=1
由机械设计教材表10—7查的材料的弹性影响系数
由机械设计教材图10—21d按齿面硬度差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。
计算齿轮应力循环次数;
由教材图10—19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.90;
KHN2=0.95;
计算接触疲劳需用力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,
按教材许用力公式
=0.90×
600=540MPa
=0.95×
550=522.5MPa
试算小齿轮分度圆直径d1,代入
中较小的值。
=37.42mm
计算圆周速度
计算齿宽b
b=
d.d1t=1×
37.42=37.42mm
计算齿宽与齿高之比
。
模数
齿高h=2.25mt=2.25×
1.87=4.21mm
其比为
=37.42/4.21=8.89
计算载荷系数。
根据v=2.83m/s,8级精度,由教材图10-8查的动载系数KV=1.15;
直齿轮,
;
由教材表10-2查的使用系数KA=1;
又由表10-4用插值法查的8级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,
=1.173。
由
=8.89,
=1.173查图10-13的
=1.19;
故载荷系数K=KAKVKHKH=1×
1.15×
1×
1.19=1.37
按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径,由式(10-10a)得
计算模数m.
由教材式(10-5)的弯曲强度的设计公式
.确定公式内的各计算数值
1)由教材图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限
FE1=500MPa;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
FE2=300MPa.
2)由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88;
3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-14)得
计算载荷系数
4)K=KAKVKFKF=1×
1.19=1.369
5)查取齿形系数
由教材表10-5查得YFa1=2.80;
YFa2=2.226。
6)查取应力校正系数
由教材表10-18查的YSa1=1.55;
YSa2=1.756。
7)计算大小齿轮的
并加以比较。
=0.01439
=0.01444
大齿轮的数值大
(2)计算
对比计算结果,由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小注意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,可取由弯曲强度算的模数1.49并就近圆整为标准值m=1.25mm,按接触强度算的分度直径d1=38.08mm
算的小齿轮齿数
Z1=
=38.08/1.25=30
大齿轮齿数Z2=30×
3.67=110
这样设计的齿轮传动,即满足齿面的接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧促,避免浪费。
(1)计算分度圆直径
d1=z1m=30×
1.25=37.5mm
d2=z2m=110×
1.25=137.5mm
(2)计算中心距
(3)计算齿轮宽度
取B1=42.5mm,B2=37.5mm。
所以小结得
由此设计有
模数
分度圆直径
齿宽
齿数
小齿轮
1.25
37.5
30
大齿轮
137.5
42.5
110
N1
=540MPa
=522.5MPa
=37.42mm
V
mt=1.87mm
h=4.21mm
K=1.37
d1=38.08mm
m=1.90mm
=303.57MPa
=238.86MPa
K=1.369
M
1.24mm
m=1.25mm
Z1=30
Z2=110
d1=37.5mm
d2=137.5mm
a=87.5mm
b=37.5mm
B1=42.5mm
B2=37.5mm
低速齿轮的设计
3)材料选择,由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为4
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- 运输机 展开式 二级 圆柱齿轮 减速器 机械设计 课程设计