完整版机电一体化毕业设计 2.docx
- 文档编号:29031074
- 上传时间:2023-07-20
- 格式:DOCX
- 页数:27
- 大小:31.79KB
完整版机电一体化毕业设计 2.docx
《完整版机电一体化毕业设计 2.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《完整版机电一体化毕业设计 2.docx(27页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
完整版机电一体化毕业设计2
济源职业技术学院
毕业论文
题目名称带式运输机二级圆柱齿轮减速器
学院名称济源职业技术学院
专业名称机电一体化
学生姓名杨二州
班级机电一体化1105
指导教师张明伟
2013年9月20日
设计任务书
题目:
带式运输机的二级圆柱齿轮减速器
设计要求:
1、运输带的工作速度v=1.5(ms)
2、运输带牵引力F=2300(N)
3、驱动滚筒直径D=400(mm)
4、单向连续运转(每天工作8小时),有轻微冲击,室外工作,灰尘较大。
5、每周5天,工作寿命10年,小批量生产。
设计进度要求:
第一周拟定分析传动装置的设计方案:
第二周选择电动机,计算传动装置的运动和动力参数:
第三周进行传动件的设计计算,校核轴,轴承,联轴器,键等:
第四周绘制减速器的装配图:
第五周准备答辩
指导教师(签名):
摘要
齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。
它由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。
齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便,因而应用极为广泛。
本设计讲述了带式运输机的传动装置——二级圆柱齿轮减速器的设计过程。
首先进行了传动方案的评述,选择齿轮减速器作为传动装置,然后进行减速器的设计计算(包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容)。
运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计,完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。
关键词:
齿轮啮合轴传动传动比传动效率
1、确定传动方案1
1.1.拟定、分析传动装置方案1
2、电动机的选择2
2.1.电动机类型的选择2
2.2.电动机功率的选择2
2.3.确定电动机的转速2
3、计算总传动比及分配各级的传动比3
3.1.总传动比3
3.2.分配各级传动比3
4、计算传动装置的传动和动力参数4
4.1.电动机轴的计算4
4.2.Ⅰ轴的计算(减速器高速轴)4
4.3.Ⅱ轴的计算(减速器中间轴)4
4.4.Ⅲ轴的计算(减速器低速轴)5
4.5.Ⅳ轴的计算(卷筒轴)5
5、传动零件V带的设计计算6
5.1.确定计算功率6
5.2.选择V带的型号6
5.3.确定带轮的基准直径dd1dd27
5.4.验算V带的速度7
5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a8
5.6.校验小带轮包角ɑ18
5.7.确定V带根数Z9
5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ9
5.9.设计结果9
6、减速器齿轮传动的设计计算12
6.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算12
6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算15
7、轴的设计18
7.1.高速轴的设计18
7.2.中间轴的设计20
7.3.低速轴的设计21
8、滚动轴承的选择25
9、键的选择25
10、联轴器的选择26
11、齿轮的润滑26
12、滚动轴承的润滑26
13、润滑油的选择26
14、密封方法的选取27
结论28
致谢29
参考文献30
前言
计算过程及说明国外减速器现状,齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着,是一种不可缺少的机械传动装置。
当前减速器普遍存在着体积大、重量大,或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器,以德国、丹麦和日本处于领先地位,特别在材料和制造工艺方面占据优势,减速器工作可靠性好,使用寿命长。
但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主,体积和重量问题,也未解决好。
最近报导,日本住友重工研制的FA型高精度减速器,美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器,在传动原理和结构上与本项目类似或相近,都为目前先进的齿轮减速器。
当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。
因此,除了不断改进材料品质、提高工艺水平外,还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新,平动齿轮传动原理的出现就是一例。
减速器与电动机的连体结构,也是大力开拓的形式,并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。
目前,超小型的减速器的研究成果尚不明显。
在医疗、生物工程、机器人等领域中,微型发动机已基本研制成功,美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器,则应用前景远大。
1、确定传动方案
1.1根据工作要求,可拟定几种传动方案如图所示。
(a)图所示为电动机直接与两级圆柱齿轮减速器相联结,圆柱齿轮易于加工,但减速器的传动比和结构尺寸较大。
(b)图所示为第一级用带传动,后接两级圆柱齿轮减速器。
带传动能缓冲、吸振,过载时起安全保护作用,但结构上宽度和长度尺寸较大,且带传动不宜在恶劣环境下工作。
(c)图所示为两级圆柱齿轮减速器后接一级链传动,链传动结构较紧凑,可在恶劣环境下工作,但振动噪声较大。
综合考虑本设计要求,工作环境一般,有轻微冲击,可选择方案(b)
2、电动机的选择
2.1.电动机类型的选择
按已知的工作要求和条件,选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。
2.2.电动机功率的选择
Pd=Fv(1000η)
η—电动机的至工作机的总效率。
η=η1η23η32η4η5η6
η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带的传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、齿轮传动联轴器、卷筒轴的轴承、卷筒的效率。
则η=0.96×0.993×0.972×0.97×0.98×0.96=0.82
Pd=Fv(1000η)=2300×1.51000×0.82=4.2kw
2.3.确定电动机的转速
卷筒轴的工作转速为nW=60×1000×VΠD
=60×1000×1.5400×π
=71.66rmin
取V带传动比i1=2~4。
齿轮传动比i2=8~40。
则总传动比为i总=16~160故电动机转速的可选范围
nd=i总×nW
=﹙16~160﹚×71.66rmin
=﹙1147~11470﹚rmin
符合这一范围的同步转速有1500rmin,再根据计算出的容量,由表2-1得Y132S—4符合条件
表2-1
型号
额定功率
同步转速
满载转速
Y112M—4
4kw
1500rmin
1440rmin
Y132S—4
5.5kw
1500rmin
1440rmin
3、计算总传动比及分配各级的传动比
3.1.总传动比
i总=n电动nW=144071.66=20.09
3.2.分配各级传动比
i1为V带传动的传动比i1的范围(2~4)i1=2.5
i2为减速器高速级传动比
i3为低速级传动比
i4为联轴器连接的两轴间的传动比i4=1
i总=i1i2i3i4
i2i3=20.092.5=8.03
i2=(1.3i2i3)12=3.2
i3=2.5
4、计算传动装置的传动和动力参数
4.1.电动机轴的计算
n0=nm=1440rmin
P0=Pd=4.2kw
T0=9550×P0n0
=9550×4.21440
=27.85N.m
4.2.Ⅰ轴的计算(减速器高速轴)
n1=n0i1
=14402.5
=576rmin
P1=P0×η1
=4.2×0.96
=4.03kw
T1=9550×P1n1带
=9550×4.03576
=66.8N.m
4.3.Ⅱ轴的计算(减速器中间轴)
n2=n1i2
=5763.2
=180rmin
P2=P1×η22×η3
=4.03×0.992×0.97
=3.83kw
T2=9550×P2n2
=9550×3.83180
=203.20N.m
4.4.Ⅲ轴的计算(减速器低速轴)
n3=n2i3
=1802.5
=72rmin
P3=P2×η2×η3×η4
=3.83×0.99×0.97×0.97
=3.56kw
T3=9550×P3n3
=9550×3.5672
=472.19N.m
4.5.Ⅳ轴的计算(卷筒轴)
n4=n3=72rmin
P4=P3×η5×η6
=3.56×0.98×0.96=3.35kw
T4=9550×P4n4
=9550×3.3572
=444.34N.m
表4-1
轴号
功率P(Kw)
转速n(rmin)
转矩T(N.m)
I
4.03
576
66.8
II
3.83
180
203.20
III
3.56
72
472.19
IV
3.35
72
444.34
5、传动零件V带的设计计算
5.1.确定计算功率
表5-1工作情况系数KA
载荷性质
工作机举例
原动机
空载,轻载启动
重载启动
一天工作时间h
<10
10~16
>16
<10
10~16
>16
载荷平稳
液体搅拌机,通风机和鼓风机(≤7.5kW),轻型运输机,离心水泵,压缩机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷变动小
带式运输机,发电机,机床,剪床,压力机,印刷机,旋转式水泵
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
载荷变动较大
运输机,锻锤,粉碎机,纺织机,木工机械,起重机,重载运输机,制砖机
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
载荷变动很大
破碎机(旋转式、颚式),球磨机,起重机,挖掘机
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
由表5-1查得工作情况系数KA=1.1,那么,PC=KAP额=1.1·5.5=6.05(kw)
5.2.选择V带的型号
图5-1普通V带选型图
由PC的值和主动轮转速,查图5-1,选A型普通V带。
5.3.确定带轮的基准直径dd1dd2
由图5-1可知小带轮基准直径dd1=80mm,且dd1=80mm>dmin=75mm
大带轮基准直径为。
dd2=dd1×n0n1
=1440×80576
=200(mm)
表5-2V带轮基准直径ddmin及基准直径dd系列mm
带型
Y
Z
A
B
C
D
E
ddmin
20
50
75
125
200
355
500
基准直径系列
2022.4252831.535.540455056637180859095100106112118125132140150160170180200212224236250265280315355375400425450475500530560630710800900100011201250160020002500
按表5-2选取标准值dd2=200mm则实际传动比i,
i=dd2dd1
=20080
=2.5
主动轮的转速误差率在±5%内为允许值
5.4.验算V带的速度
V=Π×dd1×n060000
=6.02(ms)
v在5~25ms范围内,所以两带轮直径合适。
5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a
按结构设计要求初定中心距a0=500mm
L0=2a0+∏﹙dd1+dd2﹚2+﹙dd2-dd1﹚24a0
=1446.8mm
表5-3普通V带的基准长度系列与带的长度系数KL
基准长度Ldmm
KL
Z
A
B
C
1250
1.11
0.93
0.88
1400
1.14
0.96
0.90
1600
1.16
0.99
0.93
0.84
由表5—3,取Ld=1400mm,实际中心距a为
a=a0+﹙Ld-L0﹚2
=500+﹙1400-1446.8﹚2
=476.6mm
5.6.校验小带轮包角ɑ1
α=[180°-﹙dd2-dd1﹚a]×57.3°
=[180°-﹙200-80﹚476.6]×57.3°
=165.6°>120°
合适。
5.7.确定V带根数Z
表5-4额定功率P0及功率增量△P0(GBT13575.1—1992)kW
带型
小带轮转速nr·min-1
P0
小带轮直径d1mm
△P0
传动比i
1.09~1.12
1.13~1.18
1.19~1.24
1.25~1.34
1.34~1.50
1.51~1.99
>1.99
A
950
1200
1450
1600
2000
75
90
100
0.04
0.05
0.06
0.06
0.08
0.05
0.07
0.08
0.09
0.11
0.06
0.08
0.09
0.11
0.13
0.07
0.10
0.11
0.13
0.16
0.08
0.11
0.13
0.15
0.19
0.10
0.13
0.15
0.17
0.22
0.11
0.15
0.17
0.19
0.24
0.51
0.60
0.68
0.73
0.84
0.77
0.93
1.07
1.15
1.34
0.95
1.14
1.32
1.42
1.66
由表5—4得P0=0.91kw,ΔP0=0.17kw
由表5—1查得Kα=0.97,由表5—3得KL=0.96.
得Z=Pc[P0]=Pc﹙P0+ΔP0﹚×Kα×KL
Z=6.05﹙0.91+0.17﹚×0.97×0.96
=6.01
取Z=6根。
5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ
查得q=0.1kgm,可得单根V带的初拉力为
F0=500×Pc(2.5Kα-1﹚z×V+qV2
=135.72N
轴上压力Fq为
Fq=2×F0×z×sin165.62
=2×135.72×6×(sin165.62)
=1615.79N
5.9.设计结果
选用6根A-1400GBT11544-1997的V带中心距476.6mm轴上压力1615.79N带轮直径80mm和200mm
小带轮基准直径dd1=80mm,做成实心式结构。
大带轮基准直径dd2=200mm,做成孔板式结构,由表5-5求出其结构尺寸,最后画出大带轮零件工作图。
表5-5V带轮轮缘横截面尺寸
型号
尺寸
Y
Z
A
B
C
D
E
b0
6.3
1.6
4.7
10.1
2.0
7.0
13.2
2.75
8.7
17.2
3.5
10.8
23
48
14.3
32.7
8.1
19.9
38.7
9.6
23.1
e
ƒ
8±0.3
7±1
12±0.2
8±1
15±0.3
10.0±12
19±0.4
12.5±12
25.5±0.5
17±12
37±0.6
23±12
45±0
29±12
δ
5
5.5
6
7.5
10
12
15
B
B=(z-1)e+2ƒ(z为轮槽数)
de
de=dd+2ha
轮槽角ψ
32°
对应的dd
≤60
34°
≤80
≤118
≤190
≤315
36°
>60
≤475
≤600
38°
>80
>118
>190
>315
>475
>600
带轮宽B=(z-1)e+2ƒ=(6-1)15+2×10=95(mm)
顶圆直径de2=dd2+2
工作可靠度
SFmin
SHmin
高度可靠
1.50
1.25
可靠度99﹪(失效率1﹪)
1.00
1.00
由表6—3得,接触疲劳强度的最小安全系数SFmin=1.0,则两齿轮的许用接触应力为
[σH]1=σHlim1SHmin=559MPa
[σH]2=σHlim2SHmin=522MPa
6.1.3.齿面接触强度设计
表6-4载荷系数K
原动机工作情况
工作机载荷特性
平稳或较平稳
中等冲击
严重冲击
工作平稳(如电动机、气轮机等)
轻度冲击(如多缸内燃机)
中等冲击(如单缸内燃机)
1~1.2
1.2~1.6
1.6~1.8
1.2~1.6
1.6~1.8
1.8~2.0
1.6~1.8
1.9~2.1
2.2~2.4
d1≥{(671[σH])2(KT1Ψd)[(i2+1)i2]}13
小齿轮的转矩T1=66.8N·m=66800N·mm,载荷系数K由表6—4的,取K=1.4;齿宽系数Ψd取1(闭式传动软齿面),[σH]代入较小值[σH]2。
d1≥{(671[522])2(1.4×668001)[(3.2+1)3.2]}13=58.71mm
取d1=60mm
6.1.4.几何尺寸计算
表6-5渐开线齿轮标准模数
第一系列
11.251.522.53456810121620
25324050
第二系列
1.752.252.75(3.25)3.5(3.75)4.55.5(6.5)79(11)14
1822283645
中心距a=d1(1+i)2=60×(1+3.2)2=126mm
齿轮模数m=(0.01~0.02)a=(0.01~0.02)×126=1.26~2.52mm
由表6—5,取标准模数m=2.5mm(因为载荷平稳,有轻微冲击)。
齿数z1=2a[m(1+i)]=2×126[2.5(1+3.2)]=24
z2=iz1=3.2×24=76.8
取z2=76
齿轮宽度大齿轮b2=Ψdd1=1×60=60mm
小齿轮b1=b2+(5~10)=67mm
6.1.5.校核齿根弯曲强度
表6-6标准外啮合齿轮的齿形系数YF(a=20°=1.0
齿根许用弯曲应力为[σF]1=σFlim1SHmin=207MPa
[σF]2=σFlim2SHmin=199MPa
比较YF[σF]值:
YF1[σF]1=2.66207=0.0128
YF2[σF]2=2.25199=0.0113
将较大值YF1[σF]1和其他参数代入公式。
σF1=2KT1YFbm2z1
=2×1.4×66800×2.6660×2.52×24
=55.28<σF=207MPa
齿根弯曲强度足够
6.1.6.齿轮其他尺寸计算
分度圆直径d1=mz1=2.5×24=60mm
d2=mz2=2.5×76=190mm
齿顶高=1.0,则两齿轮的许用接触应力为
[σH]1=σHLim1SHmin=559MPa
[σH]2=σHLim2SHmin=522MPa
6.2.2.齿面接触强度设计
d1≥{(671[σH])2(KT1Ψd)[(i3+1)i3]}13
小齿轮的转矩T1=427.19N·m=427190N·mm,载荷系数K查表6—4,取K=1.4;齿宽系数Ψd取1(闭式传动软齿面),[σH]代入较小值[σH]2。
取d1=116mm
6.2.3.几何尺寸计算
中心距a=d1(1+i3)2=116×(1+2.5)2=203mm
齿轮模数m=(0.01~0.02)a=(0.01~0.02)×203=2.03~4.06mm
由表6—5,取标准模数m=3mm(因为载荷平稳,有轻微冲击)。
齿数z1=2a[m(1+i3)]=2×203[3(1+2.5)]=38.66
取z1=40
z2=i3z1=2.5×40=100
齿轮宽度b2=Ψdd1=1×116=116mm
b1=b2+(5~10)=121mm
6.2.4.校核齿根弯曲强度
校核公式σF=2KT1YFbm2z1≤[σF]
查表6-6,得齿形系数为
z1=40YF1=2.40
z2=100YF2=2.19
查表6-2,弯曲疲劳极限为σFlim1=207MPa
σFlim2=199MPa
查表6-3,弯曲疲劳强度的最小安全系数SHmin=1.0
齿根许用弯曲应力为[σF]1=σFlim1SHmin=207MPa
[σF]2=σFlim2SHmin=199MPa
比较YF[σF]值:
YF1[σF]1=2.40207=0.0115
YF2[σF]2=2.19199=0.0110
将较大值YF1[σF]1和其他参数代入公式。
σF1=2KT2YFbm2z1
=2×1.4×472190×2.40116×32×40
=75.98<σF=207MPa
齿根弯曲强度足够
6.2.5.齿轮其他尺寸计算
分度圆直径d1=mz1=3×40=120mm
d2=mz2=3×100=300mm
齿顶高=22.09mm,由表5-2查得带轮轴孔有20mm、22mm、24mm、25mm、28mm等规格,故取dmin=24mm
7.1.3.设计轴的直径及绘制草图
确定轴上零件的位置及固定方式
此轴为齿轮轴,无须对齿轮定位。
轴承安装于齿轮两侧的轴段采用轴肩定位,周向采用过盈配合。
表
确定各轴段的直径,由整体系统初定各轴直径。
轴颈最小处连接V带轮d1=24mm,d2=28mm,轴段3处安装轴承d3=30mm,齿轮轴段d4=40mm,d5=d3=30mm。
确定各轴段的宽度
由带轮的宽度确定轴段1的宽度,B=(Z-1)e+2f(由表5-5查得)B=95mm,所以L1=110mm;轴段2安装轴承端盖,L2=45mm,轴段3、轴段5安装轴承,由表8-1查得选6206标准轴承,宽度为16mm,b3=b5==16mm;齿轮轴段由整体系统决定,初定此段的宽度为b4=175mm。
按设计结果画出草图,如图7-1。
图7-1
7.2.中间轴的设计
7.2.1.选择轴的材料及热处理
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率,选用45钢正火处理。
由表7-1查得σb=600MPa,由表7-2查得[σb]-1=55MPa。
7.2.2.按钮转强度估算直径
粗估最小轴径
由表7-3查得A=110.得
≥A=110×=30.48mm
7.2.3.设计轴的直径及绘制草图
确定轴上零件的位置及固定方式
此轴安装2个齿轮,如图7-2所示,从两边安装齿轮,两边用套筒进行轴向定位,周向定位采用平键连接,轴承安装于齿轮两侧,轴向采用套筒定位,周向采用过盈配合固定。
确定各轴段的直径,由整体系统初定各轴直径。
轴段1、5安装轴承,d1=35mm,轴段2、4安装齿轮,d2=40mm,轴段3对两齿轮轴向定位,d3=48mm,d4=40mm,d5=d1=35mm。
确定各轴段的宽度
如图7-2所示,由轴承确定轴段1的宽度,由表8-1查的,选6207标准轴承,宽度为17mm,所以L1=L5=35mm;轴段2安装的齿轮轮毂的宽为60mm,L2取58mm,轴段4安装的齿轮轮毂的宽为121mm,L4=119
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 完整版机电一体化毕业设计 完整版 机电 一体化 毕业设计