一级圆柱齿轮减速器传动设计文档格式.docx
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theancientGreekphilosopherAristotle
transmitsrotarymotion
madeofbronzeor
castirongear
in
"
mechanical"
problem.
Theinventionof
ancientChina'
sguide
hasbeenappliedin
thewhole
trainHowever,
ancient
gear
is
madeofwoodormetal,
canonly
transfer
theinteraxialrotarymotion,
thestabilityoftransmission
cannotbeguaranteed,thegearbearingcapacity
isalsoverysmall.
Accordingtohistoricalrecords,in
400~200BC
inancientChina
year
began
usinggear,
bronzeunearthed
inShanxi
isthemostancient
hasbeenfound,Mechanical
device
asareflectionof
ancientscienceandtechnologyachievement
isto
guide
thecar
gearmechanism
asthecore.
AttheendofseventeenthCentury,
peoplebegantostudy,
tooth
shape
can
transfermotion.
IneighteenthCentury,
after
theindustrialrevolutioninEurope,
theapplicationofgear
widely;
first
isthedevelopmentof
cycloidalgear,
thentheinvolutegear,
untilthebeginningofthetwentiethCentury,
theinvolutegearhas
theadvantage
intheapplication.
目录
第一章绪论
第二章课题目的及主要参数说明
2.1课题题目
2.2主要技术参数说明
2.3传动系统的工作条件
2.4传动系统方案的选择
第三章齿轮的设计计算
3.1.齿面接触疲劳强度计算
3.2接触疲劳强度计算
3.3齿向载荷分布系数Khb
3.4工作接触应力σH
3.5齿轮弯曲应力
3.6许用弯曲应力
第四章毕业设计
第一章
绪论
本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算,在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识,并运用《AUTOCAD》软件进行绘图,因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。
通过这次训练,使我们在众多方面得到了锻炼和培养。
主要体现在如下几个方面:
(1)培养了我们理论联系实际的设计思想,训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力,巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
(2)通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计,使我们掌握了一般机械设计的程序和方法,树立正确的工程设计思想,培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
(3)另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。
(4)加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。
第二章课题题目及主要技术参数说明
2.1课题题目
设计一带式运输机减速器中单级圆柱齿轮传动。
已知:
小齿轮传递功率p=9kw,小齿轮转速n1=500r/min,传动比i=u=4,两班制工作,设计寿命10年,运输机由电机驱动,单项运转,工作有轻微冲击,但无严重过载,对传动尺寸不错严格限制.
2.2主要技术参数说明
小齿轮转速n1=500r/min,传动比i=u=4,小齿轮的功率9kw。
2.3传动系统工作条件
带式输送机在常温下连续工作、单向运转;
空载起动,工作载荷较平稳;
两班制(每班工作8小时),要求减速器设计寿命为10年,大修期为3年,中批量生产;
三相交流电源的电压为380/220V。
2.4传动系统方案的选择
图1带式输送机传动系统简图
第三章齿轮的设计计算
2.1动力运动的参数计算
(一)转速n
已知n1=500r/min,
所以n2=n1/i=500/4=125(r/min)
(二)功率p
P1=9kw查齿轮传动效率为η=0.98
P2=p1*η=9*0.98=8.8kw
(三)转矩T
小齿轮的转矩:
T1=9550p1/n1=9550*9/500
=171.9(N.m)
大齿轮的转矩:
T2=9550p2/n2=9550*0.88/125
=672.3(N.m)
2.2齿轮材料和热处理的选择
根据常用齿轮表可查:
材料牌号
热处理方法
σa
σb
硬度
应用范围
45
正火
580
290
169~217HBW
低速轻载
调质
650
360
217~255HBW
低速中载
表面淬火
750
450
48~55HBW
高速中载或低速中载
小齿轮选用45号钢,调质处理,品质中等,齿面硬度为241HBS—286HBS
大齿轮选用45号钢,调质处理,品质中等,齿面217HBS—255HBS.
3.1.齿面接触疲劳强度计算
4.2.1初步的计算
由《机械零件设计手册》查得
初步的设计算T1=9.55*1^6*9/500=171900N.M\
由具体的工作情况参考表齿宽系数
取
=1.0,
由《机械零件设计手册》查得
σHllim1=710N/mσHllim2=570N/m
粗略计算接触应力[σHl1]=0.9*σHllim1=0.9*710=639N/mm
[σHl2]=0.9*570=513N/mm
由表可查:
选取Ad值Ad=88
d1≥Ad³
√T1*(u+1)/
[σHl]u≥82mm
取Z1=30,则m=d1/z1=80/30=2.667mm模数取标准值(按接近着):
M=2.5则80/2.5=32,z2=uz1=4.2*80/2.5=134
a=(z1+z2)*m/2=(34+134)*2.5/2=207.5mm
中心距非整数,个参数要重新调整。
为使中心距为整数,通过试凑,将以上个参数调整为:
z1=34,z2=136m=2.5mm
则a=(z1+z2)/*m/2=(34+142)*2.5/2=220mm.
d1=mz1=2.5*34=85mmd2=mz2=2.5*142=355mm
b=
d1=85mm
u=.z2/z1=142/3=4.176
3.2接触疲劳强度计算
其圆周速度为v=πd1n1/(60*1000)=π*85*500/60000
=2.224m/s
根据v的值,由齿轮表可得出:
8级精度(闭式齿轮传动不低于8级)
由机械设计手册可查:
使用系数Ka=1.25动载系数Kv=1.15
由此可得出,齿间载荷分配系数:
Ft=2T1/d1=2*1719000/85=4044.7N
KaFt/b=1.25*4044.7/85=38.17N/mm<
100N/mm
由上式可知:
£a=[1.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb]
=[1.88-3.2(1/34+1/142)]=1.76
3.3齿向载荷分布系数Khb
由机械设计手册可知,Khb=1.23+0.18(b/d1)^2+0.61*10^-3b
=1,23+0.18*1+0.61*10^-3*85
]=1.46
载荷系数K
K=Ka*Kv*Kha*Khb=1.25*1.15*1.35*1.46=2.83
查表可知:
弹性系数Ze=189.8√N/mm
节点区域系数Zh=2.5重合度系数Ze=0.863
则有Ea=[1.88-3.2*(1/34+1/142)cos0=1.763
由上式可知:
Ze=√(4-Ea)/3=√(4-1.763)/3=0.863
3.4工作接触应力σH
σH=ZeZhZe√2KT1*(u+1)/bd1u
=189.8*2,5*0.863*√(2*2.83*171900*5/85^3
=543.3N/mm
齿轮工作总时间Th=10*260*16=41600h
由式可得:
应力循环次数
N1=60*Th*r*n1=60*41600*1*16=1*457664*10^6
N2=N1/Z1/Z2=(1.457664*10^9/(142/34)
=0.349*10^9
由表可知,对N1,取m=14.16(m为疲劳曲线方程指数)
Zn1=√N0/N1=√10^9/(1.457664/10^6=0.974
对于N2取m=17.56
Zn2=√N0/N1=√10^9/(0.349*10^6)=1.06
按表查取
[σHl1]=σHlm*zn1/Smin=710*0.974/1.05=658.6N/mm
[σHl2]=σHlm*zn2/Smin=570*1.06/1.05=575.4N/mm
齿轮的接触疲劳强度校核
σH=543.3N/mm<
[σHl2]=575.4N/mm由此可知
满足接触疲劳强度的要求,较合理。
再可查系数Kfa=1Ye=1/0.68
齿宽系数h/b=85/(2,25*2.5)=15.1
Na=(b/h)^2/(1+b/h+(b/h)^2)
=15.1^2/(1+15.1+15.1^2)
=0.934
Kfb=(Khb)^na=(1.38)^0.934=1.35
则K=Ka*Kv*Kfa*Kfb=1.25*1.15*1.47*1.35
=2.86
按图可知:
Yfa1=2.46Yfa2=2.86
Ysa1=1.65Ysa2=2.32
所以其弯曲疲劳强度的计算为:
σf1=2kT1Yfa1*Ysa1*Ye/(bd1m1)
=(2*2.86*171900/(85*85)*2.46*1.65*0.68
=135.8N/mm
弯曲疲劳极限,由表可查值为
σHllim=132.1N/mmσHllim=300N/mm
查表:
No=3*10^6,m=49.91(m为疲劳强度曲线方程指数)
Yn1=√No/N1=√3*10^6/(1.45776*10^9)
=0.88
Yn2=√N0/N2=√3*10^6/(0.349*10^6)
=0.91
尺寸系数Yx=1.0Sflim=1.25
查表可知:
[σf1]=σflimYxYn1/Sflim=300*0.88*1/1.25=211.2N/mm
[σf2]=σflimYxYn2/Sflim=230*0.91*1/1.25=167.4N/mm
弯曲疲劳强度的验算
σf1=135.8N/mm<
[σf1]
σf2=132.1N/mm<
[σf2]
设计结果
取b1=b+(5—10)mm
B2=b=85mmm=2.5mma=220mm
Z1=34z2=142b1=95mmb2=b=85mm
参考文献
[1]李益民,《机械制造工艺设计简明手册》,哈尔冰工业大学,2003.11
[2]王卫兵,《MasterCAM数控编程实用教程》,清华大学出版社,2004.7
[3]李国斌,《机械设计基础》,全国高等职业规划教材,2009.12
[4]李智,《AutoCAD工程绘图实训指导》,高职机电规划教材
[5]王先奎,《机械制造工艺学》,机械工业出版社,2003.7
[6]《高等学校毕业设计(论文)指导手册——机械卷》,高等教育出版社,经济日报出版社,1998.3
[7]王爱玲,《现代数控编程技术及应用》,国防工业出版社,2002.1
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- 一级 圆柱齿轮 减速器 传动 设计