基于ProE的一级圆柱齿轮减速器的设计与运动仿真毕业论文Word下载.docx
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运输带牵引力F=1700(N)
驱动滚筒直径D=220(mm)
2.工作条件:
①使用期10年,双班制工作,单向传动;
②载荷有轻微振动;
③运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。
2.2电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择:
按已知的工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率:
(1)传动装置的总效率:
η总=η带×
η2轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.96×
0.992×
0.97×
0.99×
0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率:
Pd=FV/1000η总
=1700×
1.4/1000×
0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速:
滚筒轴的工作转速:
Nw=60×
1000V/πD
=60×
1000×
1.4/π×
220
=121.5r/min
根据推荐的合理传动比围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比围Ic=3~5,则合理总传动比i的围为i=6~20,故电动机转速的可选围为nd=i×
nw=(6~20)×
121.5=729~2430r/min
符合这一围的同步转速有960r/min和1420r/min。
由《机械设计课程设计》附录查出有三种适用的电动机型号、如下表
表2-1电动机的参数
方案
电动机
型号
额定功率
电动机转速
(r/min)
传动装置的传动比
带
齿轮
同步转速
满载转速
1
Y132s-6
3
1000
960
7.9
2
Y100L2-4
1500
1420
11.68
3.89
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知:
方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。
方案2适中。
故选择电动机型号Y100L2-4。
4、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
Y100L2-4。
电动机主要外形和安装尺寸
图2-1电动机的外形及安装尺寸
表2-2电动机的基本参数
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×
2823×
245
160×
140
12
28×
60
8×
41
其主要性能:
额定功率:
3KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2。
2.3计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
(1)取i带=3
(2)因为i总=i齿×
i带
所以i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
2.4运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
PI=Pd×
η带=2.76×
0.96=2.64KW
PII=PI×
η轴承×
η齿轮=2.64×
0.97=2.53KW
3、计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×
2.76/1420=18.56N?
m
TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N/m
TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=.58N/m
2.5皮带轮传动的设计计算
1、选择普通V带截型
由《机械设计基础》P158表8-10得:
kA=1.2P=2.76KW
PC=KAP=1.2×
2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由《机械设计基础》P145表8-1得:
选用A型V带
2、确定带轮基准直径,并验算带速
由《机械设计基础》P153表8-6,取dd1=95mm>
dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×
95×
(1-0.02)=279.30mm
由《机械设计基础》P153表8-6,取dd2=280
带速V:
V=πdd1n1/60×
=π×
1420/60×
1000=7.06m/s
在5~25m/s围,带速合适。
3、确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×
500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×
450
=1605.8mm
根据《机械设计基础》P146表8-2选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
4、验算小带轮包角
α1=1800-57.30×
(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×
(280-95)/497
=158.670>
1200(适用)
5、确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查《机械设计基础》P153表8-6得P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表8-7得△P1=0.17KW
查表8-8,得Kα=0.94;
查表8-9得KL=0.99
Z=PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17)×
0.94×
0.99]
=2.26(取3根)
带轮的示意图如下:
图2-2带轮示意图
6、计算轴上压力
由《机械设计基础》P145表8-1查得q=0.1kg/m,由单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV[(2.5/Kα)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062=134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×
3×
134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2.6齿轮传动的设计计算
1、选择齿轮材料与热处理:
所设计齿轮传动属于闭式传动,通常
齿轮采用软齿面。
查阅《机械设计基础》P190表10-2,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;
大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;
精度等级:
运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
2、按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥(6712×
kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下:
传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=×
20=77.8取z2=78
则φd=1.1
3、转矩T1
T1=9.55×
106×
P1/n1=9.55×
2.61/473.33
=52660N*mm
4、载荷系数k:
取k=1.2
5、许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZN/SHmin由《机械设计基础》P305表14-7查得:
σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn:
按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn计算:
N1=60×
473.33×
10×
300×
18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×
108
查《机械设计基础》P193图10-3的曲线,得ZN1=1ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得:
d1≥(6712×
=49.04mm
模数:
m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取《机械设计基础》P89表5-2标准模数第一数列上的值,m=2.5
6、校核齿根弯曲疲劳强度
σbb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×
20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×
78mm=195mm
齿宽:
b=φdd1=1.1×
50mm=55mm
取b2=55mmb1=60mm
7、复合齿形因数YFs
由《机械设计基础》P202表10-7得:
YFS1=4.35,YFS2=3.95
8、许用弯曲应力[σbb]
根据复合齿形因数P116:
[σbb]=σbblimYN/SFmin
由《机械设计基础》复合齿形因数得弯曲疲劳极限σbblim应为:
σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa
由《机械设计基础》图10-4得弯曲疲劳寿命系数YN:
YN1=1YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin:
按一般可靠性要求,取SFmin=1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×
1/1=490Mpa
[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×
1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<
[σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<
[σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
9、计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2=(50+)/2=122.5mm
10、计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度:
V=πn1d1/60×
1000=3.14×
50/60×
1000=1.23m/s
因为V<6m/s,故取8级精度合适.
2.7轴的设计计算
1、确定轴上零件的定位方式和固定方式
图2-3轴零件示意图
1,5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒
6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键
2、从动轴设计
(1)、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查《机械设计基础》图10-1可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,
查《机械设计基础》表14-1可知:
[σb+1]bb=216Mpa,[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=59Mpa
(2)、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥A
查《机械设计基础》P289表14-2可得,45钢取C=118
则d≥118×
(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm
(3)、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
T=9.55×
106P/n=9.55×
2.53/121.67=198582N*mm
齿轮作用力:
圆周力:
Ft=2T/d=2×
198582/195N=2036N
径向力:
Fr=Fttan200=2036×
tan200=741N
(4)、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式。
①、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器,查《机械设计课程设计》表17-2可得联轴器的规格为35×
82联轴器.
②、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位
③、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配,考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm。
齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=45mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5。
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
④、选择轴承型号.由《机械设计基础》表12-3初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:
轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
⑤、确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:
d1=35mm长度取L1=50mm
II段:
d2=40mm
初选用6209深沟球轴承,其径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体壁,轴承端面和箱体壁应有一定距离。
取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L2=(2+20+19+55)=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
⑥按弯矩复合强度计算
求分度圆直径:
已知d1=195mm
求转矩:
已知T2=.58N*m
求圆周力:
Ft
Ft=2T2/d2=2×
.58/=2.03N
求径向力Fr
Fr=Ft/tanα=2.03×
tan200=0.741N
因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=48mm
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×
96÷
2=17.76N*m
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1.01×
2=48.48N*m
(5)算出和弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N*m
(6)计算转矩
转矩:
(P2/n2)×
106=.58N*m
(7)计算当量弯矩
转矩产生的扭剪力按脉动循环变化,取α=0.2,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×
.58)2]1/2=65.13N*m
(8)校核危险截面C的强度
由σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×
453
=7.14MPa<
[σ-1]b=60MPa
所以该轴强度足够。
2、主动轴的设计
(1)、选择轴的材料,确定许用应力
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查《机械设计基础》表14-1可知:
[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥A查《机械设计基础》P289表14-2可得,45钢取C=118则d≥118×
(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm
(3)齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
2.64/473.33=53265N
53265/50N=2130N
Fr=Fttan200=2130×
tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边。
齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,
(4)确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承,其径为30mm,宽度为16mm.。
考虑齿轮端面和箱体壁,轴承端面与箱体壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
弯扭复合强度计算
已知d2=50mm
已知T=53.26N*m
求圆周力Ft:
Ft=2T3/d2=2×
53.26/50=2.13N
求径向力FrFr=Ft/tanα=2.13×
0.36379=0.76N
因为两轴承对称
说以LA=LB=50mm
①求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
②截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×
100/2=19N/m
③截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×
100/2=52.5N/m
④计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(192+52.52)1/2
=55.83N/m
⑤计算当量弯矩:
根据《机械设计基础》得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×
53.26)2]1/2
=59.74N*m
⑥校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d3)=59.74x1000/(0.1×
303)
=22.12Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
所以此轴强度足够
(5)滚动轴承的选择及校核计算
①从动轴上的轴承的选择校核计算
根据根据条件,轴承预计寿命
L'
h=10×
16=48000h
由初选的轴承的型号为:
6209,查《机械设计课程设计》P200可知:
d=45mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN,可知极限转速7000r/min已知nII=121.67(r/min)
两轴承径向反力:
FR1=FR2=1083N
根据《机械设计基础》表12-9得轴承部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
因为FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端
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