机械设计课程设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器解答.docx
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机械设计课程设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器解答.docx
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机械设计课程设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器解答
齐齐哈尔大学普通高等教育
机械设计课程设计
题目题号:
一级圆柱齿轮减速器
学院:
机电工程学院
专业班级:
机械112班
学生姓名:
尹海亮
指导教师:
蔡有杰
成绩:
2013年12月16日
齐齐哈尔大学
机械设计制造及其自动化专业
机械设计课程设计任务书
学生姓名:
尹海亮班级:
机械112学号:
2011111042
一设计题目:
设计一用于一级圆柱齿轮减速器
给定数据及要求
已知条件:
运输机工作轴扭矩T=820N.m,运输机工作轴转速n=130r/min。
(允许运输带速度误差为
±5%);使用年限10年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。
小批量生产。
二应完成的工作
1.减速器装配图1张(A0图纸);
2.零件工作图1—2张;
3.设计说明书1份。
指导教师:
蔡有杰
发题日期2013年12月10日
完成日期2013年12月16日
机械设计课程设计成绩评阅表
题目
评分项目
分值
评价标准
评价等级
得分
A级(系数1.0)
C级(系数为0.6)
选题合理性
题目新颖性
10
课题符合本专业的培养
要求,新颖、有创新
基本符合,新颖性一般
内容和方案
技术先进性
10
设计内容符合本学科理论与实践发展趋势,科学性强。
方案确定合理,技术方法正确
有一定的科学性。
方案及
技术一般
文字与图纸质量
20
设计说明书结构完整,层次清楚,语言流畅。
设计图纸质量高,错误较少。
设计说明书结构一般,层次较清楚,无重大语法错误。
图纸质量一般,有较多错误
独立工作
及创造性
20
完全独立工作,有一定
创造性
独立工作及创造性一般
工作态度
20
遵守纪律,工作认真,勤奋好学。
工作态度一般。
答辩情况
20
介绍、发言准确、清晰,
回答问题正确,
介绍、发言情况一般,回
答问题有较多错误。
评价总分
总体评价
注:
1、评价等级分为A、B、C、D四级,低于A高于C为B,低于C为D。
2、每项得分=分值X等级系数(等级系数:
A为1.0,B为0.8,C为0.6,D为0.4)
3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。
摘要
一级圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。
它传递功率的范围可从很小
40000kV,圆周速度也可从很低至60m/s—70吋s,甚至高达150m/s。
传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。
这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷,有利于改善受力状况和降低传动尺寸。
设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时,应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配,例如采用滑动轴承和弹性支承
关键词:
圆柱齿轮圆周速度传动系统双驱动
、机械设计课程设计任务书二、传动方案拟定
三、电动机的选择
四、计算总传动比及分配各级的传动比
五、运动参数及动力参数计算
六、传动零件的设计计算
七、轴的设计计算
八、滚动轴承的选择及校核计算
九、键联接的选择及计算
十、联轴器的选择十一、润滑方法和密封形式,润滑油牌号的选择十二、设计小结
机械设计课程设计任务书
计算与说明
计算结果
二、传动方案拟定
设计用于螺旋输送机的一级圆珠齿轮减速器
(1)工作条件:
使用年限10年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。
(2)原始数据:
运输机工作轴扭矩T=820N.m,运输机工作轴转速n=130r/min。
T=820N.m
三、电动机选择
n=130r/min
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
n总=n2联轴器xn3轴承xn圆珠轮xn圆珠轮xn工作机
=0.992x0.983x0.97x0.93x0.96
=0.80
(2)工作机所需的工作功率:
Tn820x130
P工作=9550=9550=7.4KW
n总=0.80
(3)电动机所需的工作功率:
P工作=7.4KW
Px作
7.4
P电机="总=0.8=9.25KW
3、确定电动机转速:
查表按推荐值取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围3~6。
圆锥齿轮传动比
范围2~3,则总传动比理时范围为6~18。
故电动机转速的可选范围为
nd=(6~18)x130=780~2340r/min
符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。
综合考虑选n=1500r/min电
机。
4、确定电动机型号(查设计书196页)
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及冋步转速,选定电动机型号为
Y160M-4。
其主要性能:
额定功率:
11KW,满载转速1460r/min,额定转矩2.2。
质量123kg。
电动机型号
Y160M-4
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=门电动/n=1460/130=11.2
2、分配各级传动比
(1)取齿轮i圆柱齿=5(单级减速器i=3~6合理)
(2)•/i总=i圆柱齿xi圆锥齿
i总=11.2
•••i圆锥齿=i总/i圆柱齿=11.2/5=2.24
据手册得
i圆柱齿=4
五、运动参数及动力参数计算
i圆锥齿=2.24
1、计算各轴转速
nI=n电机=1460r/min
nII=n川=nl/i圆柱齿=1460/5=292r/min
nW=n川/i圆柱齿=292/2.24=130r/min
2、计算各轴的功率
PI=P电机xn联轴器=11X0.99=10.89KW
PII=PIxn轴承xn圆柱齿=10.89x0.98x0.97=10.35KW
PIII=PIIxn轴承xn联轴器=10.35x0.98X0.99=10.04KW
PW=Pmxn轴承xn圆锥齿=10.04x0.98x0.93=9.15KW
3、计算各轴扭矩(N•mm)
TI=9.55x106PI/n1=9.55x106x10.89/1460=71233N•mm
TII=9.55x106PII/n11=9.55x106x10.35/292=338502N•mm
TIII=9.55x106PIII/nIII=9.55x106x10.04/292=328363N•mm
六、传动零件的设计计算
1、圆柱齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
齿轮米用软齿面,小齿轮选用40MnB调质,齿面硬度为241~286HBS。
大齿
轮选用40Cr钢调质,齿面硬度217~286HBS。
选8级精度,齿面精糙度Raw1.6~3.2m
(2)按齿面接触疲劳强度设计
恥3皆也(鴛)2
由公式'dU[h]确定参数如下:
传动比i圆柱齿=5
取小齿轮齿数Z仁22。
则大齿轮齿数:
Z2=i圆柱齿Z仁5x22=110
实际传动比i0=110/22=5
传动比误差:
i圆柱齿-i0/i圆柱齿=5-5/5=0%<2.5%(可用)
齿数比:
u=i0=5
取$d=1.2
取k=1.2
ZE=189.8
ZH=2.5
接触疲劳极限查表有dHlim仁720Mpa 取安全系数SH=1.0,由[dH]=dHlim/SH得: [dH]1=dHlim1/SH=720/1.0=720Mpa [dH]2=dHlim2/SH=700/1.0=700Mpa 故得: nI=1460r/minnII=n川=292r/minnW=130r/min PI=10.89KW PII=10.35KWPIII=10.04KWPW=9.15KW TI=71233N•mmTII=338502N•mmTIII=328363N•mm i圆柱齿=5 Z仁22 Z2=110u=5 [dH]仁720Mpa[dH]2=700Mpa 佗K「u±1ZEZH2」2灯.2汇712335+1189.8汉2.52 dr>31(EH)2—3|()2 Y%u[6]V1.25700 =42.9 模数: m=d1/Z仁43/2=1.95m 取标准模数: m=2mm (3)校核齿根弯曲疲劳强度 由试dF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa<[ 分度圆直径: d仁mZ仁2X22=44m d2=mZ2=2X110=220mm 齿宽: b=$dd1=1.2X44=53mm 取b2=53mmb仁58mm 查表得齿形系数YFa和应力修正系数YSa YFa仁2.83YSa仁1.58 YFa2=2.2YSa2=1.83 查表得弯曲疲劳极限dFE1=595MpadFE2=590Mpa 取SF=1.25由[dF]=dFE/SF计算两轮的许用弯曲应力 [dF]1=dFlim1/SF=595/1.25=476Mpa [dF]2=dFlim2/SF=590/1.25=472Mpa 将求得的各参数代入式中 dF仁(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2X1.2X71233/53X22X22)X2.83X1.58 =163.9Mpa<[dF]1 dF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2X1.2X71233/58X22X110)X2.2X1.83 =26.9Mpa<[dF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (4)计算齿轮的相关参数 中心距a=m/2(Z1+Z2)=2/2(22+110)=132mm 取ha*=1c*=0.25 则齿顶圆直径: da仁(Z1+2ha*)m=(22+2X1)X2=48mm da2=(Z2+2ha*)m=(110+2X1)X2=224mm 齿根圆直径: df1=(Z1-2ha*-2C*)m=(22-2-2X0.25)X2=39mm df2=(Z2-2ha*-2C*)m=(110-2-2X0.25)X2=215mm (5)计算齿轮的圆周速度V V=nd1n1/60X1000=3.14X44X1460/60X1000=3.36m/s 查表可知,齿轮精度选择是合适的。 2.圆锥齿轮传动的设计计算 齿轮米用软齿面,小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。 大齿轮 选用45钢调质,齿面硬度210~230HBS。 选8级精度,齿面精糙度Raw1.6~3.2m (1)按弯曲疲劳强度设计计算 m=2mm d1=44mm d2=220mm b仁58mm b2=53mm YFa仁2.83 YFa2=2.2 YSa1=1.58 YSa2=1.83 [dF]仁476Mpa [dF]2=472Mpa dF1=163.9Mpa dF2=26.9Mpa a=132mm da1=48mm da2=224mm df1=39mm df2=215mm V=3.36m/s Z1=17 Z2=41 u=2.41 取Z1=17,已知圆锥齿轮传动比i圆锥齿=2.4,则大齿轮齿数Z2=17X2.4=40.8。 取大齿轮齿数为41。 实际传动比i0=41/17=2.41 传动比误差: i圆锥齿-i0/i圆柱齿=2.4-2.41/2.4=-0.42%(可用) 齿数比: u=i0=2.41 14KT;YfaYsa 3,2 由公式m>rZi(1-0.5①r)2"/"H]确定参数如下: 取K=1.2 ①R=0.25 Z241 S2=arctan乙=arctan17=68度 S仁90-S2=90-68=22度 由ZV=Z/COSS有: ZV1=Z1/COS S1=17/COS22。 =18.3 ZV2=Z2/COS S2=41/COS68。 =109.3 查表有: YFa仁3.04 YFa2=2.25 YSa1=1.53 YSa2=1.83 crFE1=700Mpa (TFE2=580Mpa [cH]1=0.7cFE1=0.7X700=490Mpa [cH]2=0.7cFE2=0.7X580=406Mpa已知T仁T川=328363N•mm 故: 4KT1 YfaYsa mJ①rZ12(1-0.5①r)2u21[cH] 4心.2汉3283632.25M83 \0.25172(1-0.50.25)22.421406 =4.78 取me=5 (2)圆锥齿轮的其它参数计算 d1=meXZ1=5X17=85 d2=meXZ2=5X41=205 RE= =5172412 =110.95 bwRe/3=110.95/3=36.9mm(取36mm) 齿顶圆直径: S1=22度 S2=68度 ZV仁18.3 ZV2=109.3 YFa仁3.04 YFa2=2.25 YSa1=1.53 YSa2=1.83 cFE1=700Mpa cFE2=580Mpa [cH]1=490Mpa [cH]2=406Mpa me=5 d1=85 d2=205 b=36 da1=94.27 da2=208.7 Df1=75.73 Df2=201.25 da仁d1+2mecosS仁85+2X5cos22。 =94.27 dmin=35mm d1=35mm L1=82mm d2=40mm L2=75mmd3=45mmL3=40mmd4=50mm L4=55mm d5=60mm L5=10mmd6=55mmL6=8mmd7=45mm L7=20mm L=290mm a=55mm b=57.5mm c=126mm da2=d2+2mecosS2=205+2x5cos68。 =208.7 齿根圆直径: Df1=d1-2mecosS仁85-2x5cos22。 =75.73 Df2=d2-2mecosS2=205-2x5cos68。 =201.25 七、轴的设计计算 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用40Cr调质,硬度241~286HBS、b=750Mpa、[ 3P310.35 d>C.n=105x'360=32.16mm 考虑有键槽,将直径增大4%,则 d>32.16X(1+4%)=33.45mm 所以选dmin=35mm 2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定。 (2)联轴器选择 根据T=338502N•mm和dmin=35mm,初选联轴器为TL6弹性套柱销联轴器,主动端d仁35mm。 (3)确定轴各段直径和长度,见图a I段: d仁35mm由联轴器确定L仁82mm II段: 考虑毡圈轴径取d2=40mm,安装凸缘式轴承盖和弹性套柱销联轴器,考虑必要的安装距离取L2=75mm 川段: 初选用6209型深沟球轴承,其内径为45mm,查表得B=19mm,D=85mm, 所以d3=45mm。 L3=40mm "段: 直径d4=50mm,L4=55mm(比齿宽小2mm) V段: d5=60mm,L5=10mm W段: d6=55mm,L6=8mm vn段: d7=45mm,L7=20mm 整段轴长L=290mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 a=55mmb=57.5mmc=126mm (4)按弯矩复合强度计算 已知分度圆直径d2=220mm、扭矩T2=338502N•mm 则: 圆周力Ft=2T2/d2=2X338502/220=3077N 径向力Fr=Ft•tana=3077Xtan200=1120N (a)绘制轴受力简图,见图b (b)绘制垂直面弯矩图(如图c) 轴承支反力: FAV=FBV=Fr/2=1120/2=560N FAH=FBH=Ft/2=3077/2=1538.5N 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 MCV=FAVXa=560X55=30800N•mm (c)绘制水平面弯矩图,见图do 截面C在水平面上弯矩为: MCH=FAHXa=1538.5X55=84618N•mm (d)绘制合成弯矩图,见图e MC=(MCV2+MCH2)1/2=(308002+846182)1/2=90049N•mm (e)绘制扭矩图,见图f 转矩: T=338502N•mm (f)绘制当量弯矩图,见图g 转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化,取a=0.6,截面C处的当量弯矩: Mec=[MC2+(aT)2]1/2 =[900492+(0.6X338502)2]1/2=222168N•mm (g)校核危险截面C的强度 de=Mec/0.1d43=222168/0.1X503 =17.78MPa<[d-1]b=75MPa 所以该轴强度足够。 (5)输入轴最小直径确定 选用40Cr调质,硬度241~286HBS、db=750Mpa、[d-1]b=75Mpa,取c=105o -10.89 d>C.Vn=105X'1460=20.52mm 考虑有键槽,将直径增大4%,则 d>20.52X(1+4%)=21.34mm 所以选dmin=22mm(由联轴器确定d=22mm) Ft=3077N Fr=1120N FAV=FBV=560N FAH=FBH=1538.5 N MCV=30800N-mm MCH=84618N-mm MC=90049N•mm Mec=222168N.mm de=17.78MPa 该轴强度足够 dmin=22mm ”--「T丨「「1丨丨il丨irr「iTrj / 轴承预计寿命 40000h FAR=FBR=1637N 八、滚动轴承的选择及校核计算根据已知条件,轴承预计寿命为 16X250X10=40000h 计算输出轴承: 已知nn=360r/min Cr=24500N Lh=89815h 此轴承合格 A型平键 16X10 dp=90.27Mpa 该键安全 A型平键 10X8 dp=128.95Mpa 该键安全 输入轴联轴器 TL4X52GB4323 输入轴联轴器 TL6X82GB4323 Fa=OFAR=FBR=(FAV2+FAH2)1/2=(5602+1538.52)1/2=1637N试选6209型深沟球轴承,Cr=24500N 取£=3取温度系数ft=1fP=1.2 计算轴承寿命Lh Lh=(106/60n)x(ftCr/fpP)£ =(106/60X360)X(1X24500/1637X1.2)3 =89815h>40000h •••此轴承合格 九、键联接的选择及校核计算 1、校核输出轴与齿轮的平键联接 轴径d4=50mmL4=55mmT=338502Nmm 选用A型平键,键16X10GB1096-79 键长取l=30mm键高h=10mm 从课本表10-10查得: [dp]=140MPa 据课本P243式(10-5)得 dp=4T/dhl=4X338502/(50X10X30) =90.27Mpa<[dp] •该键安全。 2、校核输出轴与联轴器的平键联接 轴径d4=35mmL4=82mmT=338502Nmm 选用A型平键,键10X8GB1096-79 键长取l=30mm键高h=10mm 从课本表10-10查得: [dp]=140MPa 据课本P243式(10-5)得 dp=4T/dhl=4X338502/(35X10X30) =128.95Mpa<[dp] •该键安全。 十、联轴器的选择 1.输入轴联轴器选择 根据T=71233N•mm和dmin=22mm,选联轴器为TL4X52GB4323弹性套柱销联轴器,主动端d仁22mm,从动端d2=22mm,Y型轴孔,A型键槽。 2.输出轴联轴器选择 根据T=338502N-mm和dmin=35mm,初选联轴器为TL6X82GB4323弹性套柱销联轴器,主动端d仁35mm,从动端d2=35mm,Y型轴孔,A型键槽。 十一、润滑方法和密封形式,润滑油牌号的选择 因齿轮的圆周速度V=3.36m/s,所以齿轮采用油润滑。 其接触应力小于 500MPa,润滑油牌号选用L-CKB,采用毡圈密封。 十二、设计小结 将近三周的机械设计课程设计不仅是对书本上学过的知识的运用,更增强了 我的自学能力。 通过这些天来的实践,我深刻地体会到机械设计一门非常综合的课程,涉及的知识相当广,几乎将以前所学的专业基础课程都结合在了一起。 《理 论力学》的受力分析、《材料力学》的应力作用、《互换性测量》的公差配合、《工程材料》的材料选择等等,都需要温故知新,灵活运用。 从将一张空白图纸逐渐点缀上零件到最终完成,内心不觉涌动一种激情,似乎看到积流成河的壮丽景象。 这次的课程设计是脑力与体能毅力的考验更是一次提高。 最后,要感谢耐心指导 的老师! 通过本次课程设计,我收获颇丰,冋时也发现了自己在专业知识与技能上的不足与欠缺。 我会在今后的学习中继续努力。 参考文献 1王世刚•《机械设计实践》(修订版)哈尔滨工程大学出版社2003 2《机械设计手册》第2版,徐灏主编.北京: 机械工业出版社,2001 3《机械设计课程设计》,殷玉枫主编.北京: 机械工业出版社,2000 4《机械原理》第6版,孙桓,陈作模主编•北京: 高等教育出版社,2001 5《机械设计手册》,机械设计手册编委会主编.北京: 机械工业出版社,2004 6《互换性与质量控制基础》
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- 机械设计 课程设计 用于 螺旋 输送 一级 圆柱齿轮 减速器 解答