二级减速器机械课程设计含总结可编辑修改word版Word文件下载.docx
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3.2选择电动机的容量
工作机有效功率Pw=F⋅v,根据任务书所给数据F=8KN,V=0.6s
1000
。
则有:
Pw=F⋅v=8000⨯0.6=4.8KW
10001000
从电动机到工作机输送带之间的总效率为
=⨯4⨯2⨯⨯
式中1,2,3,4,5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《机械设计手册》知
1=0.96,2=0.99,3=0.97,4=0.99,5=0.99,则有:
∑=0.96⨯0.994⨯0.972⨯0.99
=0.85
所以电动机所需的工作功率为:
⨯0.99
Pd=
Pw
0.9∑
=4.8
0.96⨯0.85
=5.88KW
取Pd=6.0KW
3.3确定电动机的转速
按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=8~40和带的传动比I带=2~4,则系统的传动比范围应为:
I∑=I齿⨯i带=(8~40)⨯(2~4)=16~200
工作机卷筒的转速为
nw=60⨯1000v=60⨯1000⨯0.6=28.7r/min
D3.14⨯400
所以电动机转速的可选范围为
nd=I∑⨯nw=(16~200)⨯28.7r/min
=(459~5740)r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种,由于本次课程设计要求的电机同步转速是1000r/min。
查询机械设计手册(软件版)
【常有电动机】-【三相异步电动机】-
【三相异步电动机的选型】-【Y系列(IP44)三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y160M-6.其满载转速为970r/min,额定功率为7.5KW。
4.装置运动动力参数计算
4.1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∑=nd=
nw
970=33.8
28.7
2)分配到各级传动比
因为Ia=i带⨯i齿已知带传动比的合理范围为2~4。
故取V带的传动
比i01=2.2
则I齿
=iai01
=15.5分配减速器传动比,参考机械设计指导
书图12分配齿轮传动比得高速级传动比i12=4.70,低速级传动比为i23=15.5=3.27
4.70
4.2传动装置的运动和动力参数计算
电动机轴:
转速:
n0=970r/min
输入功率:
P0=Pd=6.0KW
输出转矩:
T=9.55⨯106⨯Pd=9.55⨯106⨯6.0
n0
=5.9⨯104N⋅mm
970
Ⅰ轴(高速轴)
n1=n0=970r/min=440r/min
i带2.2
P1=P0⨯01=P0⨯1=6.0⨯0.96=5.76KW
输入转矩
T1=9.55⨯106⨯P1=9.55⨯106⨯5.76=1.3⨯105N⋅mm
n1
Ⅱ轴(中间轴)
440
n2=n1=440=93.6r/min
i124.7
P2=P1⨯12=P1⨯2⨯3=5.76⨯0.99⨯0.97
=5.5KW
输入转矩:
T=9.55⨯106⨯P2=9.55⨯106⨯
5.5
=5.6⨯105N⋅mm
n2
Ⅲ轴(低速轴)
93.6
n3=n2=93.6=28.6r/min
i233.27
P3=P2⨯23=P2⨯2⨯3=5.5⨯0.99⨯0.97
=5.28KW
T=9.55⨯106p3
n3
=9.55⨯106⨯5.28=1.76⨯106N⋅mm
28.6
卷筒轴:
n卷=n3=28.6r/min
P卷=P3⨯34=P3⨯2⨯4
=5.17KW
=5.28⨯0.99⨯0.99
T卷=9.55⨯106
p4=9.55⨯106⨯5.17=1.73⨯106
n428.6
N⋅mm
各轴运动和动力参数表4.1
轴号
功率
(KW)
转矩(N⋅mm)
转速(rmin)
电机轴
6
5.9⨯104
1轴
5.76
1.3⨯105
2轴
5.6⨯105
3轴
5.28
1.76⨯106
卷同轴
5.17
1.73⨯106
图4-1
5.带传动设计
5.1确定计算功率Pca
据[2]表8-7查得工作情况系数KA=1.1。
故有:
Pca=KA⨯P=1.1⨯6.0=6.6KW
5.2选择V带带型
据Pca和n有[2]图8-11选用A带。
5.3确定带轮的基准直径dd1并验算带速
(1)初选小带轮的基准直径dd1有[2]表8-6和8-8,取小带轮直径d
d1=125mm。
(2)验算带速v,有:
=6.35s
因为6.35m/s在5m/s~30m/s之间,故带速合适。
(3)计算大带轮基准直径dd2
dd2=i带⨯dd1=2.2⨯125=275mm
新的传动比i带=280=2.24
125
取dd2=280mm
5.4确定V带的中心距a和基准长度Ld
(1)据[2]式8-20初定中心距a0=700mm
(2)计算带所需的基准长度
=2044mm
由[2]表8-2选带的基准长度Ld=2000mm
(3)计算实际中心距
中心局变动范围:
amin=a-0.015d=648mm
5.5验算小带轮上的包角
5.6计算带的根数z
(1)计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=125mm和n0=970r/min查[2]表8-4a得P0=1.39KW
据n0=970min,i=2.2和A型带,查[2]8-4b得
∆P0=0.11KW
查[2]表8-5得K=0.96,KL=1.03,于是:
Pr=(P0+∆P0)⨯KL⨯K
=(1.39+0.11)⨯0.96⨯1.03=1.48KW
(2)计算V带根数z
故取5根。
5.7计算单根V带的初拉力最小值(F0)min
由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.1m。
所以
=170.76N
应使实际拉力F0大于(F0)min
5.8计算压轴力Fp
压轴力的最小值为:
(Fp)min=2⨯z⨯(F0)min⨯sin2=2⨯5⨯179.96⨯0.99
=1696.45N
5.9带轮设计
(1)小带轮设计
由Y160M电动机可知其轴伸直径为d=mm,故因小带轮与其装配,故小带轮的轴孔直径d0=42mm。
有[4]P622表14-18可知小
带轮结构为实心轮。
(2)大带轮设计
大带轮轴孔取32mm,由[4]P622表14-18可知其结构为辐板式。
6.齿轮设计
6.1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,选用圆柱直齿轮传动;
2)运输机为一般工作机器,速度不高,故用8级精度;
(GB10095—88)
3)材料的选择。
由[2]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=i12⨯Z1得
Z2=112.8,取113;
2.按齿面接触疲劳强度设计按公式:
(1)确定公式中各数值
1)试选Kt=1.3。
2)由[2]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=1.3⨯105N⋅mm。
1
4)由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP2
5)由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1=580MP;
大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=560MP。
6)由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;
KHN2=1.05。
7)计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为100,安全系数S=1,有[H]1=KHN1Hlim1=0.95⨯580=551MP
S
[H]2=KHN1Hlim1=1.05⨯560=588MP
(2)计算确定小齿轮分度圆直径d1t,代入[H]中较小的值
1)计算小齿轮的分度圆直径d1t,由计算公式可得:
1.3⨯1.3⨯105
d1t≥2.32⨯3⨯
5.7
4.7
⨯(189.8)2
551
=66.7mm
2)计算圆周速度。
v=v=
d1tn1
60⨯1000
=3.14⨯66.7⨯440=1.54m/s
3)计算齿宽b
b=d⨯d1t=1⨯66.7=66.7mm
4)计算模数与齿高
模数mt
=d1t
z1
=66.7=2.78mm24
齿高h=2.25mt=2.25⨯2.78=6.26mm
5)计算齿宽与齿高之比b
h
6)计算载荷系数K。
已知使用系数KA=1,据v=1.54s,8级精度。
由[2]图10-8
得Kv=1.07,KH=1.46。
由[2]图10-13查得KF=1.40,由[2]
图10-3查得KH=KH=1
故载荷系数:
K=Kv⨯KA⨯KH⨯KH
=1⨯1.07⨯1⨯1.46=1.56
7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:
8)计算模数mn
mn=mn=d1
Z1
=70.9=2.95mm24
3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:
(1)确定计算参数
1)计算载荷系数。
K=KAKVKFKF=1⨯1.07⨯1⨯1.40
=2.35
2)查取齿形系数
由[2]表10-5查得YFa1=2.65,YFa2=2.17
3)查取应力校正系数
由[2]表10-5查得YSa1=1.58,YSa2=1.80
4)由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE1=330MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=310MP
5)由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.95
6)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有:
[F]1
[F]2
=KFN1FE1
=KFN2FE2
=0.90⨯330=212Mp
1.4
=0.95⨯310=210MP
7)计算大、小齿轮的
YFaYSa
[F]
,并加以比较
YFa1YSa1=
[F]1
2.65⨯1.58=0.01975
212
YFa2YSa2=2.17⨯1.8=0.0186
[F]2
210
经比较大齿轮的数值大。
(2)设计计算
m≥
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取m=2.5mm,已可满足弯曲疲劳强
度。
于是有:
Z1=d1=70.9=28.36
m2.5
取Z1=28,则Z2=i12⨯Z1=4.7⨯28=131.6
取z2=131,新的传动比i12=131=4.68
28
4.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
d1=mz1=2.5⨯28=70mm
(2)计算中心距
a=(Z1+Z2)m
2
=198.75mm
=(28+131)⨯2.5
(3)计算齿轮宽度
b=dd1=1⨯70=70mm
B1=75mm,B2=70mm
5.大小齿轮各参数见下表
高速级齿轮相关参数(单位mm)表6-1
名称
符号
计算公式及说明
模数
m
2.5
压力角
齿顶高
ha=h⨯m=2.5
*
a
齿根高
h=(h*+*)m=3.75
fac
全齿高
h=(2⨯h*+c*)m=5.62
分度圆直径
d1=mZ1=70
d2=mz2=327.5
齿顶圆直径
da1=(z+2h*)m=75
1a
d=(z+2h*)=332.5
a22a
齿根圆直径
=63.75
=321.25
基圆直径
=d1cos=65.78
=d2cos=307.75
中心距
6.2低速级齿轮设计
表6-1
由[2]表10-1选择小齿轮材料为45(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=i23
⨯Z1得Z2=78.48,取78;
2.按齿面接触疲劳强度设计
按公式:
d1t≥2.32⨯3
KtT1⋅u±
1⋅(ZH)2
du[H]
T2=5.6⨯105N⋅mm。
6)由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07;
KHN2=1.13。
取失效概率为10,安全系数S=1,有
KHN1Hlim1
[H]1=
=1.07⨯580=620.6MP
KHN2Hlim2
[H]2=
=1.13⨯560=632.8MP
5
d1t≥2.32⨯3⨯
4.27
3.27
620.6
=104.3mm
v=d1tn1
=3.14⨯104.3⨯93.6=0.51m/s
b=d⨯d1t=1⨯104.3=104.3mm4)计算模数与齿高
=104.3=4.35mm24
齿高h=2.25mt=2.25⨯4.35=9.79mm
b
5)计算齿宽与齿高之比h
b=104.3=10.7
h9.79
已知使用系数KA=1,据v=0.51s,8级精度。
得Kv=1.03,KH=1.47。
由[2]图10-13查得KF=1.38,由[2]
=1⨯1.03⨯1⨯1.47=1.51
d1=d1t⋅3K
Kt
=104.3
⨯3=109.6mm
1.3
mn=d1
=109.6=4.57mm
24
3.
按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:
mn≥
K=KAKVKFKF=1⨯1.03⨯1⨯1.38
=1.42
由[2]表10-5查得YFa1=2.65,YFa2=2.224
由[2]表10-5查得YSa1=1.58,YSa2=1.766
5)由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95,KFN2=0.97
=0.95⨯330=223.9Mp
[F]2
=0.97⨯310=214.8MP
7)计算大、小齿轮的YFaYSa
[F]
2.65⨯1.58=0.0187
223.9
YFa2YSa2
=2.224⨯1.766=0.0182
214.8
=3.7mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取m=4mm,已可满足弯曲疲劳强度。
Z1=d1=109.6=27.4
m4
取Z1=27,则Z2=i23⨯Z1=3.27⨯27=88.29取z2=88
88
新的传动比i23=
27
=3.26
=(27+88)⨯4=230mm
b=dd1=1⨯108=108mm
B1=113mm,B2=108mm
低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)
4
h=h*4
aa⨯m=
h=(h*+*)m=5
h=(2h*+*)m=9
ac
d1=mZ1=108
d2=mz2=352
d=(z+2h*)m=116
a11a
d=(z+2h*)m=360
=(z-2h*-2c*)m
=98
2a
=342
表6-2
7.轴类零件设计
7.1I轴的设计计算
1.求轴上的功率,转速和转矩
由前面算得P1=5.76KW,n1=440r/min,T2.求作用在齿轮上的力
1=1.3⨯105N⋅mm
已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=70mm
而Ft=2T1
d1
=2⨯130000=3625N
70
t
Fr=Ftan=3625⨯tan20︒=1319N
压轴力F=1696N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调质处理据[2]
表15-3,取A0=110,于是得:
dmi
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