毕业论文带式运输机的减速器机械设计论文.docx
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毕业论文带式运输机的减速器机械设计论文
设计带式运输机的减速器
一、设计任务
设计一带式输送机的算计圆柱齿轮减速器。
带式运输机示意图如下:
使用年限为10年,每年250天,三班制工作。
为一般用途。
我选的题目号为5,相关数据如下:
题号
运输带拉力
运输带速度
卷筒直径
5
3500
0.90
350
二、前言
2.1:
题目分析
2.2:
传动方案的拟定
二级展开式圆柱齿轮减速器
高速级齿轮传动选用斜齿圆柱齿轮,低速级选用直齿斜齿圆柱齿轮。
优点:
结构紧凑、简单,传动效率高,工作可靠,应用较广泛。
缺点:
齿轮相对于轴承不对称布置,沿齿向载荷分布不均匀。
三、电动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算
3.1:
电动机的选择
3.1.1:
选择电动机的类型
按照工作要求的条件,选用Y系列三相异步电动机。
Y系列三相异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机,它具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高以及使用维护方便等优点。
【1】
最常用的交流电动机——三相鼠笼性异步电动机
3.1.2:
选择电动机的额定功率
选取
(为圆柱齿轮传动啮合效率;为轴承传动效率;为联轴器传动效率;为卷筒传动效率)
由电动机轴至卷筒轴的传动效率为:
工作机构的效率为:
工作机构所需功率为:
电动机所需功率为:
由,故选择电动机的额定功率为:
3.1.3:
确定电动机的转速
工作机构主轴即卷筒轴的转速为:
二级圆柱齿轮减速器的传动比
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500三种。
为了既不使电动机尺寸过大,也不使传动装置因传动比过大而导致其外廓尺寸过大,价格增加,选用同步转速为1000的电动机。
3.1.4:
确定发动机的的型号
根据电动机的额定功率和电动机同步转速1000,有相关手册查Y系列三相异步电动机,确定所需电动机的型号为Y132M1-6,其主要性能列于下表:
电动机型号
额定功率
满载转速
Y132M1-6
4
960
2.0
2.0
3.2:
传动装置的运动和动力参数计算
3.2.1:
合理分配传动比
由电动机想能表可知满载时电动机的转速为960,则系统总的传动比为:
按两级大齿轮浸油深度相近,以使润滑简便的原则推荐高速级别传动比应该比低速级传动比大,其。
【2】
取,则
故:
3.2.2:
计算各轴的转速
电动机轴
(从电动机轴往左一次为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴)
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴、卷筒轴
3.2.3:
计算各轴的输入功率
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
3.2.4:
计算各轴的输入转矩
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
结果整理:
轴名
功率()
转矩()
转速()
电动机轴
4
39.79
960
Ⅰ轴
3.88
38.60
960
Ⅱ轴
3.73
185.36
192
Ⅲ轴
3.58
694.28
49.2
卷筒轴
3.33
646.65
49.2
四、传动零件的设计计算
4.1:
高速级斜齿圆柱齿轮传动设计
我们设计的为一般用途的减速器,故选用软齿面齿轮传动。
由前面的计算我们可得到相关数据有:
,,,单向运转,三班制工作,使用年限10年,每年250天,,
4.1.1:
选择材料
查表9-5齿轮常用材料及其力学性能【2】,小齿轮初步选用40Cr调质处理,HBS1=241~286,大齿轮选用45钢调质处理,HBS2=217~255.计算时取HBS1=260,HBS2=230.(HBS1-HBS2=30,合适)
4.1.2:
按齿面接触疲劳强度初步设计
由简化设计公式(9-45)【2】
1)小齿轮传递的转矩:
2)齿宽系数由表9-10【2】可知,软齿面、非对称布置取
3)齿数比:
对减速运动,
4)载荷系数:
因速度高,非对称布置,初选
5)确定需用接触应力
由式(9-29)【2】,
a.接触疲劳极限应力,由图9-34c【2】差得,(按图中ME查值),(按图中MQ查值)
b.安全系数由表9-11【2】差得,取(较高可靠度)
c.寿命系数由式(9-30)【2】计算应力循环次数
式中,
查图9-35【2】得,,(均按曲线1查得),故
6)计算小齿轮分度圆直径
7)初步确定主要参数
a.选取齿数:
取
b.初选螺旋角
c.计算法向模数:
,
选取标准模数
d.计算中心距:
为了便于箱体的加工及测量,将圆整,取
e.计算实际螺旋角:
f.计算分度圆直径:
验证:
g.计算齿宽:
圆整取
4.1.3:
验算齿面接触疲劳强度
由式(9-40)【2】
1)弹性系数:
由表9-9【2】查得,
2)节点区域系数:
由图9-29【2】查得,
3)重合度系数:
先由
知
则:
4)螺旋角系数:
5)圆周力:
6)载荷系数:
a.使用系数:
由表9-6【2】查得
b.动载系数:
由
查图9-23【2】得(初取8级精度)
c.齿向载荷分布系数:
由表9-7【2】,按调质齿轮、8级精度,非对称布置,装配时不作检验调整,可得
d.齿间载荷分配系数:
先求
查表9-8【2】,,式中
由式(9-32)【2】
则
故
7)验算齿面接触疲劳强度
(安全)
4.1.4:
验算齿根弯曲疲劳强度
由式(9-46)
1)由前面计算可知,,,
2)载荷系数:
a.使用系数同前,
b.动载系数同前,
c.齿向载荷分布系数:
由图9-25【2】,,,查出
d.齿间载荷分配系数:
由前面计算可知
,则
由式(9-27)【2】
则
前面已经求得,故
故:
3)齿形系数:
由
,
查图9-32【2】,得,
4)齿根应力修正系数:
由,查图9-33【2】。
得,
5)重合度系数:
同前
6)螺旋系数:
由式(9-47),
由前计算可知,计算时取
7)许用弯曲应力:
由式(9-31)【2】,
a.弯曲疲劳强度极限应力:
由图9-36c【2】,查得:
(按图中ME查值),(按图中MQ查值)
b.安全系数:
由表9-11【2】,取(较高可靠度)
c.寿命系数:
由,
查图9-37【2】得:
,
d.尺寸系数:
由,查图9-38【2】得,
则
8)验算齿根弯曲疲劳强度
故弯曲强度足够
4.1.5:
确定齿轮的主要参数及几何尺寸
,,
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿宽
取,
中心距
4.1.6:
确定齿轮制造精度
由前面计算知,查表9-13【2】,确定齿轮第Ⅱ公差组为8级精度,第Ⅰ、Ⅲ公差组与第Ⅱ公差组同为8级。
按机械手册推荐确定其齿厚偏差,小轮为GJ,在其零件工作图上标记为8GJGB/T10095—1988,大齿轮齿厚偏差为HK,在其零件工作图上标记为:
8HKGB/T10095—1988。
4.2:
低速级直齿圆柱齿轮传动设计
我们设计的为一般用途的减速器,故选用软齿面齿轮传动。
由前面的计算我们可得到相关数据有:
,,,单向运转,三班制工作,使用年限10年,每年250天,,
4.2.1:
选择材料
查表9-5齿轮常用材料及其力学性能【2】,小齿轮初步选用40Cr调质处理,HBS3=241~286,大齿轮选用45钢调质处理,HBS4=217~255.计算时取HBS3=260,HBS4=230.(HBS3-HBS4=30,合适)
4.2.2:
按齿面接触疲劳强度初步设计
由式(9-23)【2】
1)小齿轮传递的转矩:
2)齿宽系数由表9-10【2】可知,软齿面、非对称布置取
3)齿数比:
对减速运动,
4)载荷系数:
初选(直齿轮、非对称布置)
5)确定需用接触应力
由式(9-29)【2】,
a.接触疲劳极限应力,由图9-34c【2】差得,(按图中ME查值),(按图中MQ查值)
b.安全系数由表9-11【2】差得,取(较高可靠度)
c.寿命系数由式(9-30)【2】计算应力循环次数
式中,
查图9-35【2】得,,(均按曲线1查得),故
6)计算小齿轮分度圆直径
7)初步确定主要参数
a.选取齿数:
取
b.计算模数:
,取
c.计算分度圆直径:
d.计算中心距:
e.计算齿宽:
4.2.3:
验算齿面接触疲劳强度
由式(9-21)
1)弹性系数:
由表9-9【2】查得,
2)节点区域系数:
由图9-29【2】查得,
3)重合度系数:
由
则:
4)载荷系数:
a.使用系数:
由表9-6【2】查得
b.动载系数:
由
查图9-23【2】得(初取8级精度)
c.齿向载荷分布系数:
由表9-7【2】,按调质齿轮、8级精度,非对称布置,装配时不作检验调整,可得
d.齿间载荷分配系数:
由表9-8【2】
先求
由前面可知
则
故
5)验算齿面接触疲劳强度
4.2.4:
验算齿根弯曲疲劳强度
由式(9-26)
1)由前面计算可知,,,
2)载荷系数:
a.使用系数同前,
b.动载系数同前,
c.齿向载荷分布系数:
由图9-25【2】,,,查出
d.齿间载荷分配系数:
由
,查表9-8【2】,知
,又由
,得
故:
3)齿形系数:
由,查图9-32【2】,得,
4)齿根应力修正系数:
由,查图9-33【2】。
得,
5)重合度系数:
同前
6)许用弯曲应力:
由式(9-31)【2】,
a.弯曲疲劳强度极限应力:
由图9-36c【2】,查得:
(按图中ME查值),(按图中MQ查值)
b.安全系数:
由表9-11【2】,取(较高可靠度)
c.寿命系数:
由,
查图9-37【2】得:
,
d.尺寸系数:
由,查图9-38【2】得,
则
7)验算齿根弯曲疲劳强度
故弯曲强度足够
4.2.5:
确定齿轮的主要参数及几何尺寸
,
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿宽
取,
中心距
4.2.6:
确定齿轮制造精度
由前面计算知,查表9-13【2】,确定齿轮第Ⅱ公差组为8级精度,第Ⅰ、Ⅲ公差组与第Ⅱ公差组同为8级。
按机械手册推荐确定其齿厚偏差,小轮为GJ,在其零件工作图上标记为8GJGB/T10095—1988,大齿轮齿厚偏差为HK,在其零件工作图上标记为:
8HKGB/T10095—1988。
五、轴的设计及校核计算
5.1:
高速轴Ⅰ的设计
总结之前的一些本计算阶段可能用到的数据
传递功率:
;转速:
;
齿轮1(小斜齿轮):
分度圆直径;齿轮宽度,
;(左旋);
5.1.1:
选择轴的材料
选用最常用45钢,正火处理,估计轴的直径小于100mm,由表13-1【2】查得:
5.1.2:
按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径
由式(13-2)【2】,,查表13-2,取(此轴为转轴,又是减速器的中间轴),则
又因为最小直径在装齿轮处,此处有一键槽,故轴径应增大,即
考虑到轴承为标准件,取
5.1.3:
联轴器的型号的选取
由前面计算可知,为了保证联轴器的可靠性,我们增加50%的需用转矩,即。
还要考虑低速轴的最小直径。
综合以上因素,查标准GB/T5014-1984(见表8-2【1】),选用HL1型弹性柱销联轴器。
半联轴器的外孔径,轴孔长度,故装联轴器段轴头长度应略小于42mm,取40mm,轴头直径为16mm。
5.1
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