机械设计课程设计二级圆柱齿轮减速器计算说明书Word文件下载.docx
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2.2原始数据
输送带工作拉力F=2.8KN,输送带速度V=0.8m/s,卷筒直径D=550mm。
3.电机选择
3.1电动机类型的选择
按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。
其结构为全封闭自扇冷式结构,电压为380V。
3.2选择电动机的容量
工作机有效功率P=,根据题目所给数据F=2.8KN,V=0.8m/s。
则有:
P===2.24KW
从电动机到工作机输送带之间的总效率为
=
式中,,,,分别为V带传动效率,滚动轴承效率,齿轮传动效率,联轴器效率,卷筒效率。
据《机械设计课程指导书》表1可知=0.96,=0.98,=0.97,=0.99,=0.96,则有:
=0.960.97²
0.990.96
=0.79
所以电动机所需的工作功率为:
P===2.84KW
3.3确定电动机的转速
按《机械设计课程指导书》表1推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I=8~40和带的传动比I=2~4,则系统的传动比范围应为:
I=I齿I带=(8~40)(2~4)=16~160
工作机卷筒的转速为
n==
所以电动机转速的可选范围为
n=In=(16~160)27.78
=(444.5~4444.8)
符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min四种。
根据容量和转速,由有关手册查出有四种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案,如下表。
型号
额定
功率
电流
转速
效率
因数
堵转
转矩
最大
噪声
振动
速度
重量
1
级
2
kW
A
r/min
%
COSФ
倍
dB(A)
mm/s
kg
Y100L-2
3
6.4
2880
82.0
0.87
2.2
7.0
2.3
74
79
1.8
34
Y100L2-4
6.8
1430
82.5
0.81
65
70
35
Y132S-6
7.2
960
83.0
0.8
2.0
6.5
66
71
Y132M-8
7.7
710
0.7
5.5
61
76
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2种方案比较合适。
因此选定电动机型号为Y132S-6
3.4传动装置总传动比和分配各级传动比
1)传动装置总传动比I=
2)分配到各级传动比
I=
已知i0的合理范围为2~4。
初步取V带的传动比=2.5则
i
3)分配减速器传动比
参考《机械设计课程指导书》图12分配齿轮传动比得高速级传动比,低速级传动比为
3.5传动装置的运动和动力参数计算
各轴转速
各轴输入功率
(式中:
)
各轴转矩
TI=Tdi0η01=28.25×
2.5×
0.96=67.8N·
m
TII=TIi1η12=67.8×
4.4×
0.98×
0.97=283.58N·
TIII=TIIi2η23=283.58×
3.15×
0.97=849.15N·
T工作机轴=TIIIη4η2=849.15×
0.99=823.85N·
T输出=T输入×
0.98
运动和动力参数表
轴名
效率P
Kw
转矩T
N·
转速n
传动比
η
输入
输出
电动机轴
2.84
28.25
2.5
0.96
I轴
2.73
2.68
67.8
66.44
384
4.4
0.95
II轴
2.60
2.55
283.58
277.91
87.3
3.15
III轴
2.47
2.42
849.15
832.17
27.7
1.00
0.97
卷筒轴
2.40
2.35
823.85
807.37
4.带传动设计
4.1确定计算功率P
据《机械设计》表8-8查得工作情况系数K=1.1。
故有:
P=KP
4.2选择V带带型
据P和nm查《机械设计》图8-11选用A带。
4.3确定带轮的基准直径d并验算带速
(1)初选小带轮的基准直径d由《机械设计》表8-7和8-9,取小带轮直径d=100mm。
(2)验算带速v,有:
=5.03
因为5.03m/s在5m/s~30m/s之间,故带速合适。
(3)计算大带轮基准直径d
取=250mm
4.4确定V带的中心距a和基准长度L
(1)根据《机械设计》式8-20初定中心距a=500mm
(2)计算带所需的基准长度
=1561mm
由《机械设计》表8-2选带的基准长度L=1550mm
(3)计算实际中心距
中心局变动范围:
4.5验算小带轮上的包角
4.6计算带的根数z
(1)计算单根V带的额定功率P
由和r/min查《机械设计》表8-4得
P=0.95KW
据nm=960,i=2.5和A型带,查《机械设计》8-5得
P=0.11KW
查《机械设计》表8-6得K=0.96,K=0.98,于是:
P=(P+P)KK
=(0.95+0.11)0.960.98=0.9972KW
(2)计算V带根数z
故取4根。
4.7计算单根V带的初拉力最小值(F)
由《机械设计》表8-3得A型带的单位长质量q=0.105。
所以
=158.1N
4.8计算压轴力F
F=2Fsin(α/2)=24158.1sin(162.6°
/2)
=1250N
设计结论
选用A型普通V带4根,基准带长L0=1640,基准直径dd1=100mm,dd2=250mm,中心距a=471.75~541.5mm,F0=158.1N
5.齿轮设计
5.1高速级齿轮设计
1.选定齿轮类型,精度等级,材料及模数
(1)按要求的传动方案,选用圆柱斜齿轮传动,压力角取20°
;
(2)运输机为一般工作机器,速度不高,参考《机械设计》表10-6,故用8级精度;
(3)材料的选择。
由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢(正火)硬度为200HBS,两者硬度差为40HBS;
(4)选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2可由Z2=×
Z1得Z2=105.6,取107;
(5)初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触疲劳强度设计
(1)按公式:
d1t≥32KHtT1∅d·
u+1u·
ZHZEZεZβσH2
1)确定公式中各数值
①试选KHt=1.3。
②由《机械设计》表10-7选取齿宽系数∅d=1。
③计算小齿轮传递的转矩,由前面计算可知:
T1=6.78×
104N。
④由《机械设计》表10-5查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP
⑤由《机械设计》表10-20查取区域系数ZH=2.433
⑥由《机械设计》式(10-21)计算接触疲劳强度的重合度系数Zε
αt=arctan(tanαncosβ)=arctan(tan20°
cos14°
)=20.562°
αat1=arcos(z1cosαtz1+2han*cosβ)=arcos(24×
cos20.56224+2×
1×
cos14)=29.974°
αat2=arcos(z2cosαtz2+2han*cosβ)=arcos107×
cos20.562107+2×
cos14=23.13°
εα=z1(tanαat1-tanα)+z2(tanαat2-tanα)2π
=24×
(tan29.974-tan20.562)+107×
(tan23.13-tan20.562)2π
=1.66
εβ=∅dz1tanβπ=1×
24×
tan14°
π=1.905
Zε=4-εα31-εβ+εαεβ=4-1.6631-1.905+1.9051.66
=0.66
⑦由《机械设计》式(10-23)可得螺旋角系数Zβ
Zβ=cosβ=cos14°
=0.985
⑧计算接触疲劳许用应力σH
由《机械设计》图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强
度极限σHlim1=580MP;
大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=560MP。
由《机械设计》式(10-15)计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×
384×
365×
16×
10=1.34×
109
N2=N1u=1.34×
1094.4=3.06×
108
由《机械设计》图10-23取接触疲劳寿命系数
KNH1=0.91,KNH2=0.97
取失效概率为1,安全系数S=1,有
[σH]1=KNH1σHlim1S=0.91×
5801MPa=528MPa
[σH]2=KNH2σHlim2S=0.97×
5601MPa=543.2MPa
取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力
[σH]=[σH]1=528MPa
2)试算小齿轮分度圆直径
=32×
1.3×
6.78×
1041×
5.44.4×
(2.433×
189.8×
0.66×
0.985528)²
mm
=41.18mm
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备
①计算圆周速度。
v=m/s=0.82m/s
②计算齿宽b
b==141.18mm=41.18mm
2)计算实际载荷系数KH。
①由《机械设计》表10-2查得使用系数KA=1
②根据v=0.82m/s,8级精度,查《机械设计》图10-8得动载系
数Kv=1.05
③齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=2×
104/41.18N=3293N
KAFt1/b=1×
3293/41.18N/mm=79.97N/mm<100N/mm
查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4
④由《机械设计》表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承
非对称布置时,KHβ=1.45
则载荷系数为
K=KAKvKHαKHβ=1×
1.05×
1.4×
1.45=2.13
3)实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:
d1=d1t3KKHt=41.18×
32.131.3mm=48.55mm
及相应的齿轮模数
mn=d1cosβZ1=48.55×
24mm=1.96
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)由式(10-20)试算齿轮模数,即
mnt≥32KFtT1YεYβcos²
β∅dz12·
YFαYSασF
1)确定计算参数
①试选载荷系数KFt=1.3
②由《机械设计》式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε。
βb=arctantanβcosαt=arctantan14°
cos20.562=13.14°
εαv=εαcos2βb=1.66cos213.140°
=1.75
Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.75=0.68
③由《机械设计》式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ
Yβ=1-εββ120°
=1-1.905×
14°
120°
=0.778
④计算YFαYSασF
由当量齿数
Zv1=Z1cos3β=24cos314°
=26.27,Zv2=Z2cos3β=107cos314°
=117
查《机械设计》图10-17,得齿形系数YFa1=2.62,YFa2=2.18。
由《机械设计》图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.6、Ysa2=1.80
由《机械设计》图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9,KFN2=
0.95
由《机械设计》图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=330MPaσFlim2=310MPa
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由《机械设计》式(10-14)得
[σF]1=KFN1σFlim1S=0.9×
3301.4=212.14MPa
[σF]2=KFN2σFlim2S=0.95×
3101.4=210.36MPa
YFa1YSa1σF1=2.62×
1.6212.14=0.0198
YFa2YSa2σF2=2.18×
1.8210.36=0.0187
因为小齿轮的YFaYsa[σF]大于大齿轮,所以取
YFaYsa[σF]=YFa1YSa1σF1=0.0198
2)计算齿轮模数
mnt≥32KFtT1YεYβcos2β∅dz12·
=32×
104×
0.68×
0.778×
cos²
24²
×
0.0198=1.64
(2)调整齿轮模数
1)计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
d1=mntz1/cosβ=1.64×
24/cos14°
mm=40.56mm
v=m/s=0.82m/s
②齿宽b
b==140.56mm=40.56mm
③齿高h及宽高比b/h
h=2han*+cn*mnt=2×
1+0.25×
1.64mm=3.69mm
b/h=40.56/3.69=10.99
2)计算实际载荷系数KF。
①根据v=0.82m/s,8级精度,查《机械设计》图10-8得动载系
数Kv=1.04
②齿轮的圆周力Ft1=2T1/dlt=2×
104/40.56N=3343N
3343/40.56N/mm=82.40N/mm<100N/mm
③由《机械设计》表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承
非对称布置时,KHβ=1.45,结合b/h=10.99,查图10-13,得KFβ=1.35
1.04×
1.35=1.97
3)由《机械设计》式(10-13),可得实际的载荷系数算得的齿轮模
数:
mn=mnt3KFKFt=1.64×
31.971.3mm=1.88mm
4.几何尺寸计算
(1)计算中心距
a
=135mm
考虑模数从1.64增大到2,取中心距为134.5
(2)按调整后中心距修正螺旋角
β=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos24+107×
22×
134.5=13.1°
(3)计算分度圆直径
d1=Z1mncosβ=24×
2cos13.1mm=49.28mm
d2=Z2mncosβ=107×
2cos13.1mm=219.7mm
(4)计算齿轮宽度
b=
取b1=55mm,b2=50mm
5.大小齿轮各参数见下表
高速级齿轮相关参数(单位mm)表5-1
名称
符号
数值
模数
mn
压力角
20°
螺旋角
β
13.1°
齿顶高
齿根高
全齿高
4.5
分度圆直径
49.28
219.7
齿顶圆直径
53.28
223.7
齿根圆直径
44.28
214.7
基圆直径
46.3
206.5
中心距
134.5
5.2低速级齿轮设计
Z1得Z2=75.6,取77;
T1=2.83×
105N。
αat2=arcos(z2cosαtz2+2han*cosβ)=arcos77×
cos20.56277+2×
cos14=24.038°
(tan29.974-tan20.562)+77×
(tan24.038-tan20.562)2π
=1.639
Zε=4-εα31-εβ+εαεβ=4-1.63931-1.905+1.9051.66
=0.671
Zβ=cosβ=
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