机械设计课程设计
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题目:设计运输机传动装置 已知条件:(1)运输带工作拉力F=1500N; (2)运输带工作速度v=1.1m/s; (3)滚筒直径D=345mm;
(4)工作机传动效率96.0w; (5)工作情况:两班制,连续单向运转,载荷较平稳; (6)工作环境:室内工作,湿度和粉尘含量为正常状态,环境最高温度为35度; (7)要求齿轮使用寿命为4年(每年按300天计); (8)生产批量:中等; (9)动力来源:电力,三相交流,电压380V。 传动方案:如图2所示。 设计工作量:(1)减速器装配图1张(A1或A0); (2)绘制零件图2张; (3)设计说明书一份(8000字左右)。
1选择电动机 (1)选择电动机类型 按已知工作条件和要求,选用Y系列一般用途的三相异步电动机。 (2)选择电动机的容量 工作机所需功率按式(2-2)计算
1000ww
FvP
式中 F=4000N,v=0.8m/s,工作机的效率w=0.96,代入上式得:40000.83.33100010000.96wwFvPKWKW
电动机的输出功率按式(2-1)计算
wn
PP
式中 为电动机至工作机轴的传动装置总效率。 由式(2-4) 可知,223grc。由表10-1,取滚动轴承效率r=0.99;8级精度齿轮
传动(稀油润滑)效率g=0.97;联轴器效率c=0.98,则总效率 2230.970.990.980.868
故 3.333.840.868wnPPKWKW 因载荷平稳,电动机额定功率edP只需略大于nP即可。查表10-2中Y系列电动机技术数据,选电动机的额定功率edP为4KW。 (3)确定电动机转速
工作机轴转速为 446106100.8/min50.96/min3.14300wvnrrD 按表单级圆柱齿轮传动比'gi=(3~5),则总传动比范围为'22(35)(9~25)ai,可见电动机转速可选范围为:''(9~25)50.96dawninr/min=458.64~1274r/min。 符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min两种,考虑重量和价格,由表10-2选常用的同步转速为1000r/min的Y系列异步电动机Y132M1-6,其满载转速mn=960r/min。
型号 额定功率 满载转速 同步转速 电动机中心高 H/mm 外伸轴直径和长度 D/mmE/mm /edPKW 1/(min)mnr 1/(min)nr
Y132M1-6 4 960 1000 132 38 80
2.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 (1)传动装置总传动比
96018.8450.96mwnin
(2)分配传动装置各级传动比 取第一组齿轮传动比'gi=4,则第二组齿轮传动比'''18.844.714ggiii 3.计算传动装置的运动和动力参数 (1)个轴转动
1.轴转动 1960/minnr
2轴转动 2'960/min240/min4mgnnrri
3轴转动 13''240/min50.96/min4.71gnnrri (2)各轴功率 1轴功率 13.80.980.993.69ncrPPKWKW
2轴功率 213.690.990.973.54rgPPKWKW 3轴功率 323.540.990.973.40rgPPKWKW 工作机轴功率 33.400.990.983.30wrcPPKWKW (3)各轴转矩
电动机轴转矩 03.89550955037.80960nmPTNmNmn
1轴转矩 1113.699550955036..71960PTNmNmn 2轴转矩 2223.5495509550140.86240PTNmNmn 3轴转矩 3333.4095509550637.1750.96PTNmNmn 工作机轴转矩 3.3395509550624.0550.96wwwPTNmNmn 电动机 1轴 2轴 3轴 工作轴
转速n/(1minr)
960 960 193.979 50.953 50.953
功率P/KW 3.840 3.802 3.614 3.435 3.333
转矩T/(Nm) 38.200 37.822 177.925 643.814 624.696 传动比i 1 4.949 3.807 1
效率 0.99 0.96 0.95 0.97
传动零件的设计计算 (一) 高速级齿轮传动的设计 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 (2)输送机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度 (3)由教材表6-2选择小齿轮材料用45钢,调质处理,平均硬度为235HBS;大齿轮材料45钢,正火,平均硬度190HBS,二者硬度差为45HBS.(4)选小齿轮齿数 初选小齿轮 z1=24
大齿轮齿数21142496ziz 所以z2取96。
5)初选螺旋角14 2.按齿面接触强度设计 闭式软齿面齿轮传动,承载能力一般取决于齿面接触强度,故按按齿面接触强度设计, 校核齿根弯曲疲劳强度。
轴 名 参
数 12
3121()[]HEt
dH
ZZZZKTudu
确定公式内的各计算数值 : 因载荷平稳,可初选载荷系数1.5tK;
03.89550955037.80960nmPTNmNmn;
由表6-6,选取0.9d; 由表6.5,查得189.8EaZMP;
由书上资料按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳极限lim1550HMPa;大齿轮的接触
疲劳强度极限lim2550HMPa. 由公式计算应力循环次数 N1=60n1jLh=609701(2830015)=4.190109
N2=N1/4.779=4.190109/4.779=8.768109 由资料可得接触疲劳寿命系数 KHN1 =0.90, KHN2=0.95 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由公式得
MpaMpaSKMpaMpaSKHNHHN5.52255095.0lim5406009.0lim221111
(2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[H]中较小的值。
d1t≥2.32213)(12HZZZuuKTHEd=61.22mm 2)计算圆周速度V smndVt/108.31006097022.6114.31006011
3)计算齿宽 mmdbt22.6122.61111
4)计算齿宽与齿高之比hb。 模数 mmzdmtt551.224/22.6111 齿高 mmh739.5551.225.2 67.10739.522.61hb 5)计算载荷系数 根据V=3.108m/s,7级精度,查表得动载系数12.1vK.直齿轮, 1FaHaKK; 由表查得使用系数1AK;
结合资料用插值法查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,423.1HK。
由67.10739.522.61hb,423.1HK查图得,35.1FK;故载荷系数 594.1423.1121.11HHVAKKKKK 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由公式得:
525.653.1594.122.613311TtKKdd 7)计算模数m mmzdm730.224525.6511
3.按齿根弯曲强度设计。 由公式得弯曲强度的设计公式为:
32
121cos2FSaFadt
YYZYKT
m
(1)确定公式内的数值。 1)由资料可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MpaFE5001,大齿轮的弯曲强度
极限MpaFE3802; 2)由资料可得取弯曲疲劳寿命系数85.01FNK,88.02FNK. 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由公式得:
MpaKSFEFNF57.303111
MpaSKFFEFN86.238222
4)计算载荷系数 512.135.1121.11KFKFKKKVA 5)查取齿形系数
226.2,65.221FaFaYY