机械设计课程设计理糖推送机的传动装置设计.docx
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1、机械设计基础课程设计设计计算说明书设计题目:理糖推送机的传动装置设计目 录一、设计任务书1二、传动方案修改2三、总体设计计算31. 电机型号选择2. 各级传动比分配3. 各轴的运动参数和动力参数(转速、功率、转矩)计算四、蜗轮传动设计计算4五、齿轮传动设计计算5六、齿轮传动设计计算7七、链轮传动设计计算7八、轴系零件设计计算81. 高速轴的设计计算与校核(初估各轴最小直径、受力、弯矩、强度校核、刚度校核等)2. 滚动轴承的选择与寿命校核计算3. 键连接的强度校核计算4. 联轴器的选择九、润滑和密封方式的选择 11十、箱体及附件的结构设计和选择 12十一、设计总结 12参考文献 13一、设计任务
2、书1、设计课题理糖供送机构传动系统如图所示,在原训练课题系统传动方案的基础上,对带传动、蜗杆传动、齿轮传动、链传动重新进行设计计算,并对蜗杆、齿轮传动、主动链轮进行闭式结构设计。设备工作条件为室内工作,连续单向运转,载荷平稳,每日两班,工作8年,车间有三相交流电源。2、设计任务与要求课程设计要求选择电动机型号,分配总传动比,计算各轴的转速、输入输出功率。对齿轮传动进行设计计算,选择联轴器,对减速器进行结构设计。原始数据:轴执行机构:400W,255r/min轴执行机构:500W,62r/min轴执行机构:100W,60r/min硬齿面标准斜齿轮,焊接箱体。具体任务量要求如下:1) 齿轮减速器装
3、配图一张(A0);2) 轴类零件和盘类零件图各一张;3)设计计算说明书一份。二、传动方案修改设计过程及计算说明三、总体设计计算1、电机型号选择(1)电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机(2)电动机功率选择:带=0.94 轴承=0.99 齿轮=0.96 联轴器=0.96双头蜗杆=0.75 链轮=0.90电机所需的工作功率:P0=1000.990.960.990.90+4000.960.990.96+5000.990.750.990.94 = 1328.25WPm=(1.11.3)P0=1328.281726.725W 初步选定Ped=1500W(3)确定电动机转速:按手册推荐的传动比合理范围
4、,圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia6。V带传动比i1=24,双头蜗杆蜗轮i=1430故电动机转速的可选范围为nd=17366120r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,则选n=2840r/min。(4)确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y90S-2。其主要性能:额定功率:1.5KW,满载转速2840r/min,额定转矩2.2Nm。2、分配各级的传动比据轴转速7101420r/min,则蜗杆i=11.523,蜗轮齿数为2346,查机械设计表11-1,取蜗杆头数z1=2,据经验取传动比i=20.5。i带=2
5、840(6220.5)2.23轴与轴间齿轮传动比i=28402.232554.98(取5)轴与轴之间链传动比i齿轮=25560=4.253、各轴运动参数及动力参数计算 设电动机轴为0轴,减速器高速轴为轴,低速轴为轴。(1)计算各轴转速(r/min)n0=n电机=2840r/minnI=n0/i带=2840/2.231271(r/min)nII=255(r/min)(2)计算各轴的功率(KW)P0=P工作=1.5KWPI=P0带=1.50.94=1.41KW轴上功率分配蜗杆约为750W,小齿轮约为645WPII=P小齿轮齿轮=6450.96=562W(3)计算各轴扭矩(Nmm)T=9550P/n
6、=95501.41/1271=10.5944NmT=9550P/n=95500.62/255=23.2196NmT=9550P/n=95500.162/60=25.7856NmT=9550P/n=95500.562/62=86.566Nm四、蜗轮蜗杆传动设计计算1、选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆用45号钢,因希望较高的效率、较好的耐磨性,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,砂模铸造。为节约有色金属,仅轮齿部分用青铜铸造,轮芯用HT100制造。3、
7、按齿面接触强度进行设计 根据闭式蜗杆传动设计准则,先按齿面接触强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。(1)确定作用在涡轮上的转矩T=95500.562/62=86.566Nm(2)确定载荷系数K因工作载荷较稳定,取K=1,查机械设计表11-5取KA=1.15,由于转速不高,冲击不大,取KV=1.05,故K=KKAKV=1.21。(3)确定接触系数Z由机械设计图11-18查得Z=2.8(4)确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗环和钢蜗轮匹配,故ZE=180Mpa1/2(5)确定许用接触应力根据蜗轮技术要求可查机械设计表11-7基本需用应力H =180Mpa,应力循环次数N=60jn2Lh=
8、60162/20.5836524=1.27107寿命系数KHN=81071.27107=0.97H= KHNH =174.6MPa(6)计算中心距a31.21865661602.8174.62=88.35取中心距100,因i=20.5,从表11-2中取模数m=4,蜗杆分度圆d1=40mm, d1/a=0.4,由表查得ZE=2.74,因为ZZ,以上计算故可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向齿距Pa=12.57mm,齿顶圆直径da1=48mm,齿根圆直径df1=31.6mm,齿宽b1m(8+0.06z2)+25=67,取68mm,蜗杆轴向齿厚Sa=6.28mm,分度圆导程角111
9、836,直径系数q=10。(2)蜗轮齿数Z2=41变位系数x2=-0.5传动比i=20.5分度圆直径da2=mz2=164mm喉圆直径da2=d2+2ha2=168mm齿根圆直径df2=d2-2hf2=150.4mm咽喉母圆半径rg2=d-0.5da2=16mm蜗轮宽度B0.75da1=0.7548=36mm轴径d=30mm紧定螺钉外径d0=0.0750.12d=2.253.6而又需5mm,故取d0=5mm,螺钉长度L0=2d0=10mmd1=1.61.8d=4854,取d1=48mmL=1.21.8d=3654,取L=40mm5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数ZV2=Z2cos341cos11
10、.313=43.48,查图11-19得YFa2=2.87,螺旋角系数Y=1-/140=1-11.31/140=0.9192,查表11-18得 =56MPa,许用弯曲应力= KHN =0.9756MPa=54.32MPa,F=1.53KT2d1d2mYFa2Y=1.531.0586.5664016442.870.9192=13.982MPaF,故弯曲强度是满足的。五、齿轮传动设计计算1、选择齿轮材料及精度等级根据设计任务要求,齿轮采用斜齿轮硬齿面。据表10-1,选大小齿轮材料为40Cr, 并经调质,表面淬火,齿面硬度为4855HRC,精度等级为七级精度。2、初步选取主要参数取小齿轮齿数Z1=27
11、,由i齿轮=5 ,则大齿轮齿数Z2=135,螺旋角=14 3、 按齿面接触疲劳强度设计 d1t32KtT1u1uZHZE试选Kt=1.6,由图10-30,ZH2.425,由图10-26得1=0.74,2=0.82, =1+2=1.56,因为大小齿轮均为硬齿面飞对称布置。所以取d=0.3H1=KHN1Hlim1S=0.90900=810MPaH2=KHN2Hlim2S=0.95900=855MpaH= H1H2/2=832.5Mpa其中,Hlim1、Hlim2由图10-21e得900Mpa,KHN1、KHN2由图10-19得分别为0.90、0.95。T1=95500.645/1271=4.846
12、Nm。则d1t31.648460.301.562.425189.8832.522.99mmV=d1t n1601000=22.991271601000=1.529m/s,b=dd1t=0.322.99=6.897mmmnt=d1tcos/z1=22.99cos14/27=0.826mmh=2.25mnt=2.251.013=2.28mm,b/h=3.025=0.318dd1tz1tan=0.3180.322tan14=0.523由图10-8得Kv=1.09,查表10-3得KH=KF=1.2,查表10-4得KH=1.147K=KAKVKHKH=11.091.21.295=1.5d1=d1t3K
13、Kt=22.9931.51.6=22.5mmmn=d1cos/z1=22.5cos14/27=0.809mm4、校核齿根弯曲疲劳强度KF=1.085,KF=1.2,则K=KAKVKFKF=11.091.21.085=1.419由图10-20得FE1=FE2=620MPaF1=KFN1FE1S=0.856201.4=376.43MPaF2=KFN2FE2S=0.886201.4=389.7MPa查表10-5得YFa1=2.97, YFa2=2.21,YSa1=1.52,YSa2=1.775YFa1YSa1/F1=2.971.52/376.43=0.01199 YFa2YSa2/F2=2.211.
14、775/389.7=0.01007(两者中选取较大者)mn32KT1Ycos2Z12YFaYSaF=321.4194.8461030.88cos2140.011990.32721.56=0.737故取mn =1.5mm。综合键的强度限制,浸油深度等要求,取d1=40mm,则d2=200mm,a=(d1+d2)/2=120mm,故取B2=20mm,B1=25mm。5、 大齿轮结构设计根据机械课程设计陈秀宁编,表3-1d=20mm,B=20mm,d2=200mm,da=203mm,d1=1.6d=32mmL=(1.21.5)d=2430B,取24D1=da-10mn=188mmD0=0.5(D1+
15、d1)=110mmd0=0.25(D1-d1)=39mmC=0.3B2=6mm六、带轮设计1、基本参数的确定计算功率:Pc=KAP=1.11.5KW=1.65KW,其中查机械设计表8-7有KA=1.1,选V带型号:查机械设计图8-10,由Pc和n0=2840r/min确定选择Z带,由表8-6、8-8,取小带轮基准直径d1=71mm,据传动比i=2.23有,d2=158.33,按表8-8取标准值d2=160mm,i=d2/d1=2.25,传动比误差在允许范围内。验算带速:v=d1n1601000=3.14712840601000=10.55m/s,属于525m/s区间,初选中心距0.7(d1+d
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