机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器17A讲解Word下载.docx
- 文档编号:893240
- 上传时间:2023-04-29
- 格式:DOCX
- 页数:49
- 大小:408.38KB
机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器17A讲解Word下载.docx
《机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器17A讲解Word下载.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器17A讲解Word下载.docx(49页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
小批量生产。
二应完成的工作
1.减速器装配图1张(A0或A1图纸);
2.零件工作图2张(从动轴、齿轮等);
3.设计说明书1份。
指导教师:
发题日期2014年12月8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
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
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
遵守纪律,工作认真,勤奋好学。
工作态度一般。
答辩情况
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
一、绪论
1.选题的意义及目的
减速器在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,减速机是一种相对精密的机械,使用它的目的是降低转速,增加转矩。
按照传动级数不同可分为单级和多级减速机;
按照齿厂轮形状可分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和圆锥-圆柱齿引轮减速机;
按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同进轴式减速机。
减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动、齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件,常用作原动件与工作机之间的减速传动装置。
在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。
2.本课题在国内外的发展状况
减速机是国民经济诸多领域的机械传动装置,行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机,也包括了各种专用传动装置,如增速装置、调速装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等。
产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。
我国减速机行业发展历史已有近40年,在国民经济及国防工业的各个领域,减速机产品都有着广泛的应用。
食品轻工、电力机械、建筑机械、冶金机械、水泥机械、环保机械、电子电器、筑路机械、水利机械、化工机械、矿山机械、输送机械、建材机械、橡胶机械、石油机械等行业领域对减速机产品都有旺盛的需求。
潜力巨大的市场催生了激烈的行业竞争,在残酷的市场争夺中,减速机行业企业必须加快淘汰落后产能,大力发展高效节能产品,充分利用国家节能产品惠民工程政策机遇,加大产品更新力度,调整产品结构,关注国家产业政策,以应对复杂多变的经济环境,保持良好发展势头。
二.传动方案的分析和拟定
两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。
三.电动机的选择。
1选择电动机的类型
根据工作要求和工作条件选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。
2选择电动机的容量
工作机有效频率为
Pw=Fv/1000=4667×
0.63/1000KW=2.94KW
由表取,v带传动效率η带=0.96,一对轴承效率η轴承=0.99,斜齿圆柱齿轮传动效率η齿轮=0.97,联轴器效率η联=0.99,则电动机到工作机间的总效率为
η总=η带η轴承4η齿轮2η联=0.96×
0.994×
0.972×
0.99=0.859
PO=PW/η总=2.94/0.859Kw=3.42Kw
根据表,选取电动机的额定功率为Pm=4kw
3确定电动机的转速
输送带带轮的工作转速为
nw=1000×
60×
0.63v/π×
300r/min=40.13r/min
所以电动机转速可选范围
no=nwi=40.13×
(16~160)r/min=642.1~6421r/min
符合这一要求的电动机同步转速1000r/min,1500r/min,3000r/min考虑3000r/min的电动机的转速太高,而1000r/min的电动机的体积大且贵,故选用转速为1500r/min的电动机进行试算,其满载转速为1440r/min,其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-4
确定传动装置的总传动比和分配传动比
1确定总传动比i
i总=nm/nw=1440/40.13=35.88
2分配各级传动比
根据传动比范围,取带传动的传动比i带=2.5
i总=io×
i=2.5×
14.35=35.88
高速级传动比为
i1=√1.4)i=√1.4×
14.35≈4.4
取i1=4.4
低速级传动比为
i2=i总/i1=35.88/4.4=3.26
取i2=3.26
四、计算传动装置的运动和动力参数
1各轴转速
no=nm=1440r/min
n1=n0/i带=1440/2.5r/min=576r/min
n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/min
n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/min
nw=n3=40.15r/min
2各轴输入功率
P1=POη1=3.42×
0.96kw=3.28kw
P2=P1η2η3==3.28×
0.99×
0.97kw=3.15kw
P3=P2η2η3==3.15×
0.97kw=3.02kw
PW=P3η2η1==3.02×
0.99kw=2.96kw
3各轴输入转矩
T0=9550×
(PO/n0)=9550×
(3.42/1440)N·
m=22.68N·
m
T1=9550×
(P1/n1)=9550×
(3.28/576)N·
m=54.38N·
T2=9550×
(P2/n2)=9550×
(3.15/130.9)N·
m=229.81N·
m
T3=9550×
(P3/n3)=9550×
(3.02/40.15)N·
m=718.33N·
TW=9550×
(PW/nW)=9550×
(2.96/40.15)N·
m=704.06N·
五.传动零件的设计
1减速器外传动零件设计
确定设计功率
由表8-8,查得工作情况系数KA=1.2,则
Pd=KA×
P0
Pd=1.2×
3.42kw=4.1kw
选择带型
n0=1440r/min,Pd=4.1kw,
由图8-11选择A型带
确定带轮的基准直径和验算的速度
根据表选小带轮直径为dd1=100mm,
V带=πdd1n0/60×
1000m/s=7.54m/s<
vmax=25m/s
计算大轮基准直径
大带轮的直径为dd2=i带dd1=2.5×
100mm=250mm
确定中心距和V带长度
根据式子(8-20)0.7(dd1+dd2)<
a0<
2(dd1+dd2),初步确定中心距,即
0.7×
(100+250)mm=245mm<
2×
(100+250)mm=700mm
为使结构紧凑,取偏低值,a0=350mm
V带计算基准长度为
Ld'
≈2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)2/4a0=[2×
350+π/2(100+250)+(100-250)2/4×
350]mm=1265.57mm
由表8-2选V带基准长度Ld=1250mm,则实际中心距为
a=a0+(Ld表-Ld算)/2=350mm+(1250-1265.57)2mm=342.21mm
计算小带轮包角
a1=180o-(dd1-dd2)/a×
57.3o=154.88o>
120o
计算的带根数z
由dd1和n1查表8-4查取单根V带所能传递的功率P0=1.3kw,
由n1,i和A带查表8-5功率增量
P0=0.134kw
由表8-2查得Ka=0.935,由表8-8查得KL=0.93,
Pr=(Po+
Po)KaKL=(1.3+0.134)×
0.935×
0.93=1.257
Z=Pca/Pr=4.1/1.257=3.262
则带的根数取四根
计算初拉力
由表8-3查得v带质量q=0.1kg/m,则初拉力为
F0=qvd2+500pca(2.5-Ka)/Kazu=500×
4.1/4×
7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1×
7.542N=119.45N
计算作用在轴上的压力
Fp=2zF0sina/2=2×
4×
119.45N×
sin154.88o/2=932.72N
带轮结构设计
(1)小带轮结构采用腹板式,查得电动机轴径D0=28,查得
e=15±
0.3mm,f=10+2-1mm
轮毂宽:
L带轮=(1.5~2)D0=(1.5~2)×
28mm=42~56mm
其最终宽度结合安装带轮的轴段确定
B带轮=(z-1)e+2f=(4-1)×
15mm+2×
10mm=65mm
(2)大带轮结构采用孔板式结构,轮毂宽可与小带轮相同,轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。
减速器内传动零件设计
选择材料、热处理和公差等级(高速级斜齿圆柱齿轮的设计)
考虑到带式运输机为一般机械,故大、小齿轮均选用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理,由表10-1得齿面硬度HBW1=217~255HBW,HBW2=162~217HBW.平均硬度HBW1-=236HBW,HBW2-=190HBW.HBW1--HBW2-=46HBW,在30~50HBW之间。
选用8级精度,初选Z1=23,则Z2=uZ1=4.4×
23=101.2,取Z2=101初选螺旋角β=12o压力角取20°
.
按齿面接触疲劳强度设计(高速级斜齿圆柱齿轮的设计)
因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计。
其设计公式为(小轮分度圆直径)
dlt≧〔2KhtT1/φd×
(u+1)/u×
(ZEZHZε/[δ]H)
〕1/3
1因v值未知,Kv值不能确定,可初步选载荷系数Kht=1.1~1.8,
初选Kht=1.4
2由图10-20,查得节点区域系数ZH=2.46
3由式(10-21)计算解除疲劳强度用重合度系数ZE
=30.260
=23.163°
=0.775
4由式(10-23)可得螺旋角系数
=
=0.978
试算小齿轮分度圆直径
d1t≧〔2KT1/φd×
(ZEZHZεZβ/[σ]H)〕1/3
〔2×
1.4×
54380/1.1×
(4.4+1)/4.4×
(189.8×
2.46×
0.775×
0.99/445)〕1/3mm=47.93mm
调整小齿轮分度圆直径
1圆周速度为
V=πd1tn1/60×
1000=π×
47.93×
576/60×
1000m/s=1.45m/s,
齿宽
b=Фdd1=1.1×
47.93mm=47.93mm
2计算载荷系数Kh
由表10-2查得使用系数KA=1.0,
因v=1.44m/s,和8级精度,由图10-8查得动载荷系数KV=1.13,
齿轮的圆周力
Ftl=2T1/dlt=2×
54380/47.93=2269.14N
KaFtl/b=1×
2269.14/65.29=34.75N/mm<
100N/mm
由表10-3查得齿间载荷分配系数Kα=1.2
由表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,得齿向载荷分配系数Kβ=1.11,,则载荷系数为
KH=KAKVKβKα=1.0×
1.13×
1.11×
1.2=1.505
由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1=d1t(K/Kt)1/3≧47.93×
(1.505/1.4)1/3mm=49.1mm及相应的齿轮模数
mn=d1cosβ/Z1=49.1mm×
cos12o/23=2.09mm
按表8-23,取mn=2.5mm
按齿根弯曲疲劳强度设计
由式(10-7)试算模数,即
确定公式中的参数值
1试选用Kft=1.3
2由式(10-18)计算弯曲疲劳强度用重合度系数
3由式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数
4计算
由当量齿数为
ZV1=Z1/(cosβ)3=23/(cos12o)3=24.6
ZV2=Z2/(cosβ)3=101/(cos12o)3=107.9
得齿形系数YF1=2.61,YF2=2.22,
由图10-18查得YS1=1.59,YS2=1.81
取
=0.030
试算齿轮模数
=2.093
调整齿轮模数
d1=mnZ1/cosβ=2.5×
23/cos12°
mm=58.785mm
58.785×
1000m/s=1.77m/s
59.355mm=65.29mm
齿高h及宽高比
h=(2ha*+c*)mn=(2+0.25)×
2.5mm=5.625mm
计算实际载荷系数Kf
1根据v=1.44m/s,由图10-8查得动载荷系数KV=1.13
2根据
,
查得齿间载荷分配系数Kα=1.2
3查表查得
,结合b/h查得齿向载荷分配系数Kβ=1.11
则载荷系数为
K=KAKVKβKα=1.0×
1.07×
1.2=1.43
由式(10-13)可按实际再和系数算得的齿轮模数
m1=m1t(K/Kt)1/3=2.5×
(1.505/1.4)1/3mm=2.56mm
堆积计算结果,有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。
从满足弯曲疲劳强度出发,从变标准取近值mn=2.5mm,为了同时满足接触疲劳强度,需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=59.355mm来计算小齿轮的齿数,即z1=d1cos
/mn=48.53mm×
cos12o/2.5≈23
几何尺寸计算
1中心距为
a1=mn(Z1+Z2)/2cosβ=2.5×
(23+101)mm/(2×
cos12o)=158.46mm
考虑到模数从2.56减小圆整到2.5mm,为此中心距取160mm
2则螺旋角为
β=arccosmn(Z1+Z2)/2a1=arcos2.5×
[(23+101)mm/(2×
160)]=14.362o
3计算小,大齿轮的分度圆直径
23/cos14.362omm=59.355mm
d2=mnZ2/cosβ=2.5×
101/cos14.362omm=260.545mm
4齿宽
取b2=66mmb1=b+(5~10)mm,取b1=75mm
圆整中心距后的强度校核
齿轮福德中心距在圆整之后,一些参数均发生了变化,应重新校核齿轮强度以明确齿轮的工作能力。
1齿面接触疲劳强度校核
按之前类似做法,先计算10-22的参数T1=54380N/mm,Фd=1,d1=59.355mm,
等带入式子
满足齿面接触疲劳强度计算条件
2齿根弯曲疲劳强度校核
按之前类似做法,先计算10-17中的参数带入
齿根弯曲疲劳强度满足需求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于齿轮
主要设计理论
螺旋角
=14.362o
齿数z1=23z2=101
中心距a=160mm
齿宽b1=75mmb2=66mm
端面模数mt=mn/cosβ=2.5/cos14.362omm=2.58065mm
齿顶高ha=ha*mn=1×
2.5mm=2.5mm
齿根高hf=(ha*+c*)mn=(1+0.25)×
2.5mm=3.125mm
全齿高h=ha+hf=2.5mm+3.125mm=5.625mm
顶隙c=c8mn=0.25×
2.5mm=0.625mm
齿顶圆直径为
da1=d1+2ha=59.355mm+2×
2.5mm=61.355mm
da2=d2+2ha=260.645mm+2×
2.5mm=265.645mm
齿根圆直径为
df1=d1-2hf=59.355mm-2×
3.125mm=53.105mm
df2=d2-2hf=260.645mm-2×
3.125mm=254.395m
选择材料、热处理和公差等级(低速级斜齿圆柱齿轮的设计)
考虑到带式运输机为一般机械,故大、小齿轮均选用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理,由表10-1得齿面硬度HBW1=217~255HBW,HBW2=162~217HBW.平均硬度HBW1-=236,HBW2-=190.HBW1--HBW2-=46HBW,在30~50HBW之间。
选用8级精度,)初选Z3=25,则Z4=uZ3=3.26×
25=81.5,取Z4=82初选螺旋角β=11o压力角取20°
按齿面接触疲劳强度设计(低速级斜齿圆柱齿轮的设计)
2由图10-20,查得节点区域系数ZH=2.465
=30.103
=23.018°
=0.775
=0.991
229810/1.1×
(3.26+1)/3.26×
0.77×
0.991/468)〕1/3mm=76.615mm
1圆周速度为
v=πd3tn2/60×
76.615×
130.9/(60×
1000)m/s=0.52m/s
76.615mm=76.615mm
因v=0.52m/s,和8级精度,由图10-8查得动载荷系数KV=1.07,
229810/76.615≈6000N
6000/76.615=78.31N/mm<
d=d1t(Kh/Kt)1/3≧76.615×
(1.43/1.4)1/3mm=76.77mm
及相应的齿轮模数
mn=d3cosβ/Z3=76.615mm×
cos11o/25=3.01mm
取mn=3.5mm
由式(10-7)试算模数,即
3由式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数
ZV3=Z3/(cosβ)3=25/(cos9.76o)3=26.1
ZV4=Z4/(cosβ)3=82/(cos9.76o)3=85.7
得齿形系数YF1=2.6,YF2=2.25,
由图10-18查得YS1=1.59,YS2=1.79
=3.03
d3=mnZ3/cosβ=3.5×
25/cos11omm=76.77mm
V=πd3tn2/(60×
1000)=π×
76.77×
1000)m/s=0.53m/s
76.77mm=88.785mm
3.5mm=7.875mm
1根据v=0.53m/s,由图10-8查得动载荷系数KV=1.13
,结合b/h查得齿向载荷分配系数Kβ=1.12
1.12×
1.2=1.518
m1=m1t(K/Kt)1/3=3.5×
(1.518/1.4)1/3mm=3.684mm
从满足弯曲疲劳强度出发,从变标准取近值mn=3.5mm,为了同时满足接触疲劳强度,需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=76.77mm来计算小齿轮的齿数,即z1=d1cos
/mn=76.77mm×
cos11o/3.5≈25
a=mn(Z3+Z4)/2cosβ=3.5×
(25+82)mm/(2×
co
- 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:
- 机械设计 课程设计 两级 展开式 圆柱齿轮 减速器 17 讲解