二级直齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计 .doc
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1、机械设计 课程设计姓 名: 王纪武 学 号: 班 级: 10机械本1 指导教师: 侯顺强 完成日期: 2012.12.22 第一章 题目设计用于带式运输机的传动装置,图示如下,连续单向运转,载荷平稳,空载起动,使用期限十年,小批量生产,两班制工作,运输带允许误差5%1.1 基本数据数据编号B11运输带工作拉力F/KN0.6运输带工作速度v/(m/s)1.5卷筒直径D/mm250滚筒效率0.96力F中已考虑。)1.2 设计工作量:1、减速器装配图1张(A0或sA1);2、零件图13张;3、设计说明书一份。 1电动机,2弹性联轴器,3两级圆柱齿轮减速器,4高速级齿轮,5低速级齿轮 6刚性联轴器 7
2、卷筒 第二章 电动机选择,传动系统运动和动力参数计算2.1电动机的选择2.1.1确定电动机类型 按工作要求和条件,选用Y系列三相交流异步电动机。2.1.2.确定电动机的容量(1)工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000=2000 1.4/10000.96 =0.9375kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、分别V带、8级齿轮闭式齿轮传动、滚动轴承、弹性联轴器。由2表2-2 P6查得1 = 0.95,2 = 0.97,3 = 0.98,4 = 0.99,则传动装置的总效率为总=122334 = 0.95
3、 x 0.972 x 0.983 x 0.99=0.833 0.9375/0.833=1.125kw 由表16-1选取电动机的额定功率为1.5kw。2.1.3选择电动机转速工作机转速 nw=60x1000x1.5/3.14x250114.6497r/min总传动比 i= nm / nw,其中nm工作机的满载转速根据电动机所需功率和同步转速,查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格,符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、1000。为了能合理的分配传动比,使装置结构紧凑决定选用同步转速为3000r/min,选定电动机型号为Y90S-2。2.2传动装置总传动比的确定及各级
4、传动比的分配2.2.1传动装置总传动比 i总= nm / nw=2840/114.649724.771式中nm-电动机满载转速,2840r/min; nw-工作机的转速,24.771r/min。2.2.2分配传动装置各级传动比现总传动比i=24.771。由表2-3,选V带的传动比i1=2,减速器传动比为if = i/ i1=24.771;考虑两级齿轮润滑问题,两级大齿轮应有相近的浸油深度。两级齿轮减速器高速级传动比i2比低速级传动比i3的 比值取为1.3,即i2=1.3i3。 则i2 = 4.013;i3=if/i2 = 12.3885/4.073 =3.086 2.2 运动参数和动力参数计算
5、 2.2.1各轴转速计算 n0= nm =2840 r/min n= nm / i1 =1420r/min n= n / i1 = 1420/4.013=353.85 r/minn= n / i3 =353.85/3.086=114.663 r/minnIV= nIII = nw =114.663r/min2.2.2各轴输入功率 P0= Pd=1.125kwP= Pd4 = 1.125x0.95=1.0688kw P= P23 =1.0688x0.97x0.98=1.016kwP= P23 =1.016x0.97x0.98=0.996kwPIV= P34 =0.996x0.98x0.99=0.
6、937kw2.2.3各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x1.125/2840=3.783T = 9550P/n=9550x1.069/1420=7.189T = 9550P/n = 9550x1.016/353.85=27.420T = 9550P/n = 9550x0.966/114.663=80.456 TIV = 9550PIV/nIV= 9550x0。937/114.663=78.040表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比 0轴1.12528403.7832 轴1.06914207.1894.013 轴1.016353.85027.420
7、3.086轴0.996114.66380.456IV轴0.937114.66378.0401 第三章 V带的设计计算3.1 确定计算功率PcakA=1.2Pca=KAPd=1.21.125=1.35kw3.2 选择V带的带型根据Pca、n电机由课本图10-12得:选用Z型3.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。3.3.1初选小带轮的基准直径:取小带轮的基准直径dd1=71mm。从动轮基准直径3.3.2验算带速v。验算带的速度:v=dd1n电机/(601000)=712840/(601000)=10.55m/s在5-25m/s范围内,带速合适。3.3.3 计算大齿轮的基准直径。根据课本式,计
8、算大带轮的基准直径dd2dd2=i1dd1=271=142mm 选取dd2=1423.4 确定带长和中心矩 根据课本式,初定中心距a0=290mm由课本式(10-16)计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/(4a0)=2290+3.14213/2+(142-71)2/(4290)919选带的基准长度Ld=900按课本式计算实际中心距aa0+(Ld- Ld0)/2=910mm3.5 验算小带轮上的包角11=1800-(dd2-dd1)57.30/a=1800-(142-71)57.30/910=176.501200(适用主动轮上的包角)3.6 确定带
9、的根数z3.6.1 计算单根V带的额定功率pr。由dd1=90和n电机=2840r/min根据课本表10-11得P0=0.508kw根据n电机=2840r/min,i1=2和Z型带,查课本表(10-5)得P0=0.04kw根据课本表10-6得Ka=0.99根据课本表10-7得KL=1.03V带的额定功率Pr= (P0+P0)KaKL Pr=0.559kw3.6.2 计算V带的根数z。z=PCa/【(P0+P0)KaKL】=1.35/【(1.64+0.34)0.991.03】= 2.41圆整为3根3.7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由课本表10-1得B型带的单位长度质量q=0.10
10、kg/m,所以:(F0)min =500(2.5/ Ka -1)PCa /zv +qV2=500(2.5/0.99-1)1.35/(0.99310.55)+0.0610.552N=40N应使带的实际初拉力F0(F0)min。3.8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min=2z(F0)min sin(1/2)=2340sin(175/2)=238N综上可知带传动的设计参数如下:选用Z型V带传动比i1=2带数Z=3V带额定功率Pr=0.559KW带速:v=10.55/s基准直径:dd1=71mm,dd2=142mm第四章 传动零件的设计计算4.1渐开线直齿圆柱齿轮设计4.1.1高速级直齿圆柱
11、齿轮设计计算表项目计算(或选择)依据计算过程单位计算(或确定)结果1选齿轮精度等级查1P208 表10-8传输机为一般工作机速度不高级72材料选择查1P180 表10-1小齿轮40Cr(调质)大齿轮45钢(调质)小齿轮280HBS,大齿轮240HBS3选择齿数ZZ1=24 Z2=4.013x24=96.312个24975按齿面接触疲劳强度设计(1)试选Kt试选1.3Kt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩T1T=9550XP1/n1T=9550x1.0688/1420=7.188103NmmT1=7.188103(3)齿宽系数d由1P201表10-7d=0.71.15d=1(4)材料的弹性影响系
12、数ZE由1 P198表10-6锻钢MP1/2ZE=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限由1P207图 600550600550(6)应力循环次数N由1式N1=60n1jLh=60X1440X16X300X10=4.0896X109 =4.0896X109/3.2=1.0189X109N1=4.0896X109N2=1.0189X109(7)接触疲劳强度寿命系数KHN由1P203图10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95(8)计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为,安全系数为S=1,由1式得H1= =0.90X600/1=540 H2
13、= =0.95X550/1=522.5 H1= 540 H2= 522.5(9)试算小齿轮分度圆直径按1式(1021)试算27.382mm27.382(10)计算圆周速度vV=3.14X27.382X1420/60X1000=2.035m/sV=2.035(11)计算齿宽Bb = dd1tB1=127.382mmB1=27.382(12)模数27.382/241.159h=2.25mnt =2.251.159=2.608b/h=27.3822.608=10.50度=1.159h =2.608b/h= 10.50(13)计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数根据v= 2.85级精度,由1P19
14、0图10-8查得动载荷系数1.10由1表P194查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X10-3X37.823=1.423由1图P195查得KF=1.30假定,由1P193表10-3查得1.0故载荷系数K=KAKVKHKH=1X1.05X1.423X11.423=1.494K=1.494(14)按实际的载荷系数校正分度圆直径由1式10-10d1=d1t=28.391d1=28.391(15)计算模数28.391/24=1.19mmmn=1.196按齿根弯曲疲劳强度设计(1)计算载荷系数KK=KAKVKFKFK1x1
15、.12x1X1.3=1.456K1.456(2)齿形系数Fsa由1P200 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.332Fsa1=2.65 Fsa2=2.332(3)应力校正系数YSa由1 P200 表YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.692YSa1=1.58YSa2=1.692(4)齿轮的弯曲疲劳强度极限由1P208 图500380500380(5)弯曲疲劳强度寿命系数由1P206 图0.850.880.850.88(6)计算弯曲疲劳许用应力F取弯
16、曲疲劳安全系数S1.35,由式10-12得F1= 0.85X500/1.4=303.57F2= 0.88X380/1.35=238.86F1=303.57F2=237.86(7)计算大小齿轮的并加以比较2.65x1.58/303.57=0.013622.166x1.804/247.704=0.016520.01362=0.01652大齿轮值大(8)齿根弯曲强度设计计算由1式5=0.84mm0.84结论:对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 1.25mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 42.
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