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毕业设计范文
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摘要
本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。
传动方案采用了两级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构,用HT200灰铸铁铸造而成。
本次毕业设计中的减速机是根据用户的选择而设计的非标准减速器。
机器常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。
合理的传动方案不仅应满足工作机的性能要求,而且还要工作可靠、结构简单紧凑加工方便、成本低、传动效率高以及使用和维护方便。
关键词:
传动装置,齿轮,低速轴
目录
绪论………………………………………………………………1
一、传动方案拟定…………………………………………………2
二、电动机的选择…………………………………………………2
三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………………3
四、运动参数及动力参数计算……………………………………3
五、传动零件的设计计算…………………………………………4
六、轴的设计计算…………………………………………………7
七、滚动轴承的选择及校核计算…………………………………11
八、键联接的选择及计算…………………………………………13
九、箱体结构的设计………………………………………………14
十、减速器的润滑与密封…………………………………………15
结论……………………………………………………………16
参考文献……………………………………………………………17
致谢……………………………………………………………18
绪论
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,在现代机械中应用极为广泛。
圆柱齿轮传动减速器YK系列圆锥-圆柱齿轮传动减速器适用的工作条件:
环境温度为-40~40度;输入轴转速不得大于1500r/min,齿轮啮合线速度不大于25m/s,电机启动转矩为减速器额定转矩的两倍。
YK系列的特点:
采用一级圆弧锥齿轮和一、二、三级圆柱齿轮组合,把锥齿轮作为高速级(四级减速器时作为第二级),以减小锥齿轮的尺寸;齿轮均采用优质合金钢渗碳淬火、精加工而成,圆柱齿轮精度达到GB/T10095中的6级,圆锥齿轮精度达到GB/T11365中的7级;减速器的选用原则:
(1)按机械强度确定减速器的规格。
减速器的额定功率P1N是按载荷平稳、每天工作小于等于10h、每小时启动5次、允许启动转矩为工作转矩的两倍、单向运转、单对齿轮的接触强度安全系数为1、失效概率小于等于1%等条件算确定.当载荷性质不同,每天工作小时数不同时,应根据工作机载荷分类按各种系数进行修正.减速器双向运转时,需视情况将P1N乘上0.7~1.0的系数,当反向载荷大、换向频繁、选用的可靠度KR较低时取小值,反之取大值。
功率按下式计算:
P2m=P2*KA*KS*KR,其中P2为工作功率;KA为使用系数;KS为启动系数;KR为可靠系数。
(2)热功率效核.减速器的许用热功率PG适用于环境温度20℃,每小时100%连续运转和功率利用律(指P2/P1N×100%)为100%的情况,不符合上述情况时,应进行修正。
(3)校核轴伸部位承受的径向载荷。
2结构设计2.1V带传动带传动设计时,应检查带轮的尺寸与其相关零部件尺寸是否协调。
例如对于安装在减速器或电动机轴上的带轮外径应与减速器、电动机中心高相协调,避免与机座或其它零、部件发生碰撞。
减速器内部的传动零件减速器外部传动件设计完成后,可进行减速器内部传动零件的设计计算。
1)齿轮材料的选择应与齿坯尺寸及齿坯的制造方法协调。
如齿坯直径较大需用铸造毛坯时,应选铸刚或铸铁材料。
各级大、小齿轮应该可能减少材料品种。
2)传动件的尺寸和参数取值要正确、合理。
齿轮和蜗轮的模数必须符合标准。
根据设计计算结果,将传动零件的有关数据和尺寸整理列表,并画出其结构简图,以备在装配图设计和轴、轴承、键联结等校核计算时应用。
联轴器的选择减速器的类型应该根据工作要求选定。
联接电动机轴与减速器,由于轴的转速高,一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器,例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器。
减速器低速轴(输出轴)与工作机轴联接用的连周期,由于轴的转速较低,传递的转距较大,又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移,因此常选用刚性可以移动联轴器,例如滚子链联轴器、齿式联轴器。
联轴器型号按计算转距进行选择。
所选定的联轴器,起轴孔直径的范围应与被联接两轴的直径相适应。
应注意减速器高速轴外伸段轴径与电动机的轴径不得相差很大,否则难以选择合适的联轴器。
一传动方案拟定
图1-1齿轮减速器示意图
1、工作条件:
使用年限8年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。
2、原始数据:
滚筒圆周力F=1000N;带速V=2.0m/s;
滚筒直径D=500mm;滚筒长度L=500mm。
二电动机选择
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:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总=1000×2/1000×0.85
=1.7kw
3、确定电动机转速计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2/π×500
=19.11r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。
取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=24~90,故电动机转速的可选范围为
n’d=I’a×n筒=(24~90)×84.93=2037.39~6878.9r/min
根据容量和转速,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,则选n=4075r/min 。
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2/π×500
=19.11r/min
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Y112M--2。
其主要性能:
额定功率:
4KW,满载转速2890r/min,额定转矩2.3。
质量34kg。
三计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=2890/76.4=37,83
2、分配各级伟动比
根据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=3~6合理)
∵i总=i齿轮×i带
∴i带=i总/i齿轮=37.83/6=6.035
四运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电机=960r/min
nII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)
nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、计算各轴扭矩(N·mm)
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×3.58/2890
=11830N·mm
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×3.437/478.9
=68539N·mm
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×3.23/79.8
=386547N·mm
五传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
由课本P83表5-9得:
kA=1.3
PC=KAP=1.3×3.58=4.6KW
由课本p97图8.10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P104页8.13,推荐的小带轮基准直径为50~75mm,则取
dd1=75mm>dmin=50
dd2=n1/n2·dd1=2890/478.9×50=301.7mm
取dd2=300mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=4075×50/300
=679.2r/min
转速误差为:
n2-n2’/n2=679.2-481.7/478.9
=197.5>0.05(不允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×1000
=π×50×4075/60×1000
=10.65m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
根据课本P84式(5-14)得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
7(50+300)≤a0≤2×(50+300)
所以有:
245mm≤a0≤700mm
a0=1.5(dd1+dd2)=525
由课本得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×525+1.57(50+300)+(300-50)2/4×525
=1629mm
根据课本P71表(5-2)取Ld=1600mm
根据课本P84式(5-16)得:
a≈a0+Ld-L0/2=525+1600-1629/2
=510.5mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-300-50/510.5×57.30
=1800-28.10
=151.90>1200(适用)
(5)确定带的根数
根据机械设计基础P100表(8-3)P1=0.26KW
根据机械设计基础P102表(8-4)△P1=0.34KW
根据机械设计基础P102表(8-5)Kα=0.93
根据机械设计基础P103表(8-6)KL=0.99
由课本P103式(8-18)得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=4.654/(0.26+0.34)×0.93×0.99
=8.424
(6)计算轴上压力
由课本P106表8-24查得q=0.1kg/m,由式(8-24)单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2
=[500×4.654/8×7.56×(2.5/0.93-1)+0.1×7.562]N
=310N
则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19)
FQ=2ZF0sinα1/2=2×8×310sin176.1/2
=4957N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。
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220HBS;根据课本P139表6-12选7级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式(6-15)
确定有关参数如下:
传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差:
i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齿数比:
u=i0=6
由课本P138表6-10取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.58/458.2
=12722.3N·mm
(4)载荷系数k
由课本P153表10.11取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由课本10.34查得:
σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=0.92ZNT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得:
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=48.97mm
模数:
m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根据课本P107表6-1取标准模数:
m=2.5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P157(10.19)式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齿宽:
b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mmb1=50mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80YSa1=1.56
YFa2=2.14YSa2=1.88
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P136(6-53)式:
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
由课本图6-35C查得:
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
由图6-36查得:
YNT1=0.88YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式(6-49)得:
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×12722.3/45×2.52×20)×2.80×1.56Mpa
=19.8Mpa<[σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×12722.3/45×2.52×120)×2.80×1.56Mpa
=3.3Mpa<[σF]2
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=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×2980/60×1000
=7.8m/s
由表10.18可知选用7级精度合适。
六轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
根据课本P217(13.4)式,并查表10-2,取c=115
d≥115(2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则:
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm
2、轴的结构设计
(1)轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可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)确定轴各段直径和长度
工段:
d1=22mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
段:
d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm,
宽度为16mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
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
段长:
L2=(2+20+16+55)=93mm
段直径d3=35mm,L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得:
c=1.5h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:
(30+3×2)=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=50mm
②求转矩:
已知T2=12722.3N·mm
③求圆周力:
Ft
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T2/d2=2×12722.3/50=508.892N
④求径向力Fr
根据课本P52(10.9)式得
Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=185.2N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=50mm
(1)绘制轴受力简图(如图a)
(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=92.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=254.4N
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=92.6×0.05=4.63N·m
(3)绘制水平面弯矩图(如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=254.4×0.05=12.72N·m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(4.632+12.722)1/2=13.5N·m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=68N·m
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[13.52+(1×68)2]1/2=69.33N·m
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)得:
σe=Mec/0.1d33=69.33/0.1×413
=10.1MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=39.48mm
取d=40mm
2、轴的结构设计
(1)轴的零件定位,固定和装配
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。
(2)确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承,其内径为40mm,宽度为17mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d2=300mm
②求转矩:
已知T3=386.5N·m
③求圆周力Ft:
根据课本P221(6-34)式得
Ft=2T3/d2=2×386.5×103/300=2576.7N
④求径向力Fr根据课本P221(6-35)式得
Fr=Ft·tanα=2576.7×0.36379=937.8N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=937.8/2=468.9N
FAZ=FBZ=Ft/2=2576.7/2=1288.35N
(2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为:
MC1=FAYL/2=468.9×49/2=11.5N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2=(11.52+31.62)1/2
=33.6N·m
(5)计算当量弯矩:
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[33.62+(1×386.5)2]1/2
=400.64N·m
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d)=400.64/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
七滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件,轴承预计寿命:
24×365×5=43800小时
1、计算输入轴承
(1)已知nⅡ=478.9r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=127.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=80.136N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=80.1NFA2=FS2=80.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P239表(14-4)得e=0.68
FA1/FR1 y1=0y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本P239表(14-5)取fP=1.5 根据课本P238(14-2)式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×127.2+0)=190.8N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×127.2+0)=190.8N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2故取P=190.8N ∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7206AC型的Cr=23000N 由课本P264(11-10c)式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε=16670/478.9×(1×23000/190.8)3 =60893892h>48720h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=2874.3r/min Fa=0FR=FAZ=1288.35N 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本P241表(14.6)得FS=0.068FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.68×288.35=876.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2Fa=0 ∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端 两轴承轴向载荷: FA1=FA2=FS1=876.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=876.1/1288.35=0.68 FA2/FR2=876.1/1288.35=0.68 根据课本P239表(14-4)得: e=0.68 ∵FA1/FR1 y1=0 ∵FA2/FR2 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2 根据表(14-5)
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