铸造车间混砂机的传动装置设计【带SolidWorks三维+3张CAD图纸+毕业论文】
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专业课程设计 题 目 铸造车间混砂机的传动装置 学 院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 学 号 姓 名 指导教师 完成日期 课程设计任务书设计题目:设计混砂机传动装置 机构简图: 一 原始数据: 立轴输出轴功率:3.0 立轴转速:48设备工作条件:室内工作,连续单向运转,载荷平稳,每日一班,工作十年,允许立轴转速误差小于。车间有三相交流电源。设计任务及要求:1、确定电动机的功率与转速,分配一级行星齿轮传动与锥齿轮传动的传动比,并进行运动及动力参数计算。 2、确定行星齿轮传动的各轮齿数,并进行传动零部件的强度计算,确定其主要参数(如模数等)。 3、对一级行星齿轮减速器进行结构设计。4、编写设计计算说明书。5、采用三维软件(UG,PRO/E等)建立其三维模型,并进行运动仿真,录制运动仿真视频。6、由三维模型导出二维CAD装配图(dwg格式),输出装配图一张,零件图两张(齿轮和轴)。7、说明书和图纸需要提交纸质版和电子版,三维模型及运动视频提供电子版,所有电子版文件刻录在一个光盘内。二 电动机的选择2.1 电动机类型选择和结构形式 根据电动机的工作条件以及环境等因素,选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机,且为卧式封闭结构。2.2 电动机功率的选择 已知的原始数据有:立轴输出功率Pw=3.0kw,立轴转速n=48r/min。(1)电动机输出功率由电动机至立轴输出轴之间的传动总效率为:式中:分别是联轴器,轴承,圆锥齿轮,单级圆柱齿轮减速器的传动效率。由机械设计课程设计手则,查得:=0.99,=0.98,=0.98(7级精度),。则:传动总效率 电动机输出功率 选取电动机额定功率,查机械设计课程设计手册第一篇第十二章表12-1中,Y系列(IP44)三相异步电动机技术数据得:,从表12-1中,可选额定功率为4.0的电动机。(2)确定电动机的转速 由原始数据立轴转速:,由机械设计课程设计手册第一篇一章表1-8中得,圆柱齿轮传动的单级减速器,传动比的合理范围是,圆锥齿轮传动比不超过3.5,则总的传动比的范围是:。 故电动机转速范围为:,符合上述条件且电机转速不超过1000rpm。故所选电动机如下表1所示: 表1电动机型号额定功率(Kw)满载转速(r/min)额定转矩(Nm)总传动比Y132M1-64.09602.020(3)传动装置的传动比分配。 根据上述条件可分配的传动比为: (4)计算传动装置的运动参数和动力参数。 4.1 各轴转速 轴I 轴II 轴III 4.2 各轴功率 轴I 轴II 轴III 4.3 各轴转矩轴I 轴II 轴III 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表2: 表2 参数轴名电动机轴 I轴II轴III轴 转速n960960 160.0 48.05 功率P 3.463.4253.357 3.0 转矩T34.0734.07200.37 596.25三 拟定传动方案及相关参数NGW型行星齿轮传动机构的传动原理:当输入轴由电动机驱动时,带动太阳轮回转,再带动行星轮转动,由于内齿圈固定不动,便驱动行星架作输出运动,行星轮在行星架上既作自转又作公转,以此同样的结构组成二级、三级或多级传动。NGW型行星齿轮传动机构主要由太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架所组成,以基本构件命名,又称为ZK-H型行星齿轮传动机构。本次设计的主要内容是单级NGW型行星减速机。3.1机构简图的确定传动比:,单级NGW型行星传动系统。 在传递动力时,行星轮数目越多越容易发挥行星传动齿轮的优点,但行星轮数目的增加,不仅使传动机构复杂化、制造难度增加、提高成本,而且会使其载荷均衡困难,而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围,取行星轮的数目:=3。计算系统自由度W,符合要求。3.2 齿形与精度因属于低速传动,以及方便加工,初步确定采用齿形角为20,直齿传动,精度定位6级。3.3 齿轮材料及其性能太阳轮和行星轮采用硬齿面,内齿轮采用软齿面,以提高承载能力,减小尺寸,其材料和热处理方式见表3.表3齿轮材料热处理 (N/mm) (N/mm)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火58-62HRC14003506级行星轮245内齿轮40Cr调制HB262-2936502207级四 设计计算 1.配齿数 采用比例法: = 按齿面硬度HRC=60,查渐开线行星齿轮传动设计可知:,。取。由传动比条件知: 计算内齿轮和行星齿轮齿数: 2.初步计算齿轮主要参数 (1)按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 输入转矩: 则太阳轮传递的扭矩为: 按式进行计算,相关系数取值如表4。其中,齿数比u=则太阳轮分度圆直径为: =23.69mm表4 齿面接触强度有关系数代号名 称说 明取 值 算式系数 直齿轮768 使用系数 表6-5,中等冲击1.25 行星轮间载荷分配系数表7-2,太阳轮浮动,6级精度。1.05 综合系数表6-4,高精度,硬齿面。1.8 小齿轮齿宽系数表6-30.7 实验齿轮的接触疲劳极限 图6-161400 注:以上参数均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得(2) 按弯曲强度初算模数 用式进行计算。式中相关系数同表4, 其余系数取值如表5。 因为,所以应按行星轮计算模数: = =1.29表5 弯曲强度有关系数代号名 称说 明取 值 算式系数 直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.075综合系数表6-4,高精度,1.6齿形系数图6-25,按x=0查值3.18齿形系数图6-25,按x=0查值2.45 注:以上参数均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得 ,则太阳轮直径:。 接触强度初算结果相近,故初定按进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。3.13几何尺寸计算将分度圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表6。表6 齿轮几何尺寸齿轮分度圆直径节圆直径齿顶圆直径太阳轮 行星轮外啮合内啮合内齿轮3.2 重合度计算外啮合: =内啮合: = =3.2 齿轮啮合效率计算按公式进行计算。式中为转化机构的效率,可用Kyp计算法确定。查渐开线行星齿轮传动设计中图3-3a、b(取=0.06,因齿轮精度高)得各啮合副的效率为,转化机构效率为:转化机构传动比: 则: .3.4 疲劳强度校核外啮合(1)齿面接触疲劳强度用式,计算接触应力,用式计算其许用应力。三式中的参数和系数取值如表7。表7 外啮合接触强度有关参数和系数代号名 称说 明取值使用系数按中等冲击查表6-51.250动载荷系数,6级精度,查图6-5b1.011齿向载荷分布系数查图6-6得,取,由式(6-25)得1.235齿间载荷分配系数按,6级精度,硬齿面,查图6-91.000行星轮间载荷不均衡系数太阳轮浮动,查表7-21.150节点区域系数查图6-102.185弹性系数查表6-7189.800重合度系数,查图6-110.952螺旋角系数直齿,1.000分度圆上的切向力878.370Nb工作齿宽21.00mmu齿比数2寿命系数按工作10年每年365天,每日一班计算应力循环次数1.072润滑油系数HRC=HV713,v=0.445m/s,查表8-10用中型极压油,1.000速度系数查图6-200.951粗造度系数按,查图6-210.994工作硬化系数两齿轮均为硬齿面,图6-221.000尺寸系数m61.000最小安全系数按可靠度查表6-81.000接触疲劳极限查图6-161400 注:以上参数均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得: 接触应力: 许用接触应力: 因,故接触强度通过。(2)齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力及其许用应力,用式和计算。并分别对太阳轮和行星轮进行校核。对于表7中未出现的参数和系数取值如表8。太阳轮: 弯曲应力基本值: 弯曲应力: 许用弯曲应力: 因,故太阳轮弯曲强度通过。 行星轮: 因,故行星轮弯曲强度通过。表8 外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数代号名 称说 明取值齿向载荷分布系数由,b/m=7,查图6-23得,由式(6-38)得1.197齿间载荷分配系数1.000行星轮间载荷分配系数按式(7-43),1.075太阳轮齿形系数,查图6-252.158行星轮齿形系数,查图6-252.060太阳轮应力修正系数查图6-271.795行星轮应力修正系数查图6-271.878重合度系数式(6-40), 0.835弯曲寿命系数1.000试验齿轮应力修正系数按所给的区域图取时2.000太阳轮齿根圆角敏感系数查图6-351.000行星轮齿根圆角敏感系数查图6-351.000齿根表面形状系数,查图6-361.076最小安全系数按高可靠度,查表6-81.400螺旋角系数查表可得1.000 注:以上参数均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得内啮合(1)齿面接触疲劳强度 同外啮合齿面接触疲劳强度所用公式相同,其中与外啮合取值不同的参数为 则: 则: 因,故接触强度通过。(2)齿根弯曲疲劳强度只需计算内齿轮。计算公式与外啮合齿根弯曲疲劳强度相同,其中取值与外啮合不同的系数为则: 因,故弯曲强度通过。以上计算说明齿轮的承载能力足够。四 输入轴的设计 尺寸设计 初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调至处理。根据相关图表,由于轴无轴向载荷,故A取较大值,即A=118,于是得: 输入轴的最小直径是安装联轴器处的轴的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩,查相关图标,考虑到转矩变化很小,故取,则: 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,且查相关手册,选用LX1型弹性柱销联轴器,其公称转矩为250Nm,许用转速为8500r/min。半联轴器孔径d=20 mm,故取,半联轴器长度L=42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm。 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度(1)为了满足半联轴器轴向定位要求,-轴段右端需制出一轴肩,故取-段的直径为。半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴向定位可靠和轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故-段的长度应比毂孔长度短,故取。(2)初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6004,其尺寸为dDB=20mm42mm12mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位,因为滚动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面高度,查相关手册知深沟球轴承6004内经,故取。(3)为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,查得相关手册取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离L=5 mm;考虑到轴承端盖和前机盖的宽度,故取。(4)因该行星轮传动系统为太阳轮浮动,故输入轴的-段与太阳轮通过花键连接,查相关手册选取小径d=12的花键,故-段直径为;为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配,故取;为了保证输入轴的正常装配,取。轴上零件轴向定位半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接,太阳轮与轴的轴向定位采用花键连接。根据。查相关手册,选用平键bhl=6 mm6mm70mm;选用花键为NdDB=6mm18mm22mm5mm。确定轴上圆角和倒角尺寸查得相关手册,输入轴-段轴端倒角为245,-段轴端倒角为2.545,截面处轴肩圆角为R2,其余轴肩圆角为R2.5。 输入轴的受力分析求输入轴上的功率P、转速n和转矩T已知则: 求作用在太阳轮上的力已知太阳轮分度圆直径为:太阳轮上所受的径向力如图(按受载不均匀条件下的合成计算不定向)假设行星轮C1与太阳轮a啮合传递转矩为:。则行星轮C2、C3与太阳轮a啮合传递的转矩为:太阳轮与行星轮啮合处圆周力如上图所示,则有:其径向力为:则太阳轮所受圆周力合力、径向力合力如图所示。径向力: (方向不定)圆周力: (与垂直)求轴上的载荷首先根据轴的结构图分析轴的受力简图;根据轴的弯矩图和扭可知。(1)作为简支梁的轴的支撑跨距:(根据轴与轴上零件的装配关系见附录4)(2)左端联轴器属于有弹性元件的弹性柱销联轴器,有方向不定径向力,取,则:(3) 轴xoz平面上受力分布: 则D点处的弯矩:(4)轴xoy平面上受力分布:则D点的弯矩:(5)初步合成弯矩:(6)与联轴器径向力在同一平面内的受力分布及弯矩图(如图6-4e): 则该平面内弯矩为:(7)合成弯矩:(8)扭矩: 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式进行校核。其中,因为轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6;为轴的计算应力;M为轴所受的弯矩;T为轴所受的扭矩;W为轴的抗弯截面系数,因为截面C为圆形,所以W=0.1d。(1)C、D两截面轴径相同,又,故校核D截面即可:则轴的计算应力: 前已选定轴的材料为45钢,调至处理,查相关手册查得。因为,故截面C处安全。(2)由于截面B左侧不受扭矩作用,故只要校核截面B右侧即可。则轴的计算应力为:故截面B右侧安全5.5精确校核轴的疲劳强度(1)截面处校核 截面左侧抗弯截面系数:抗扭截面系数:截面左侧的弯矩M为:截面上的扭矩T为:截面上的弯曲应力:截面上的扭转切应力:轴的材料为45钢,调制处理,查相关手册查得:抗拉强度极限弯曲疲劳极限剪切疲劳极限截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和可按相关手册查取。因r/d=2.0/19=0.105,D/d=20/19=1.05,经过插值后可查得:又由相关手册可查得轴的材料的敏感系数为:故有效应力集中为:根据相关手册查得尺寸系数,表面质量系数为轴按磨削加工,则表面质量系数为;轴未经表面强化处理,即,则综合系数为:又由碳钢的特性系数:,取 ,取于是,计算安全系数的值,得:故可知其安全。(截面右侧同上)(2)截面处校核 截面左侧抗弯截面系数:抗扭截面系数:截面左侧的弯矩M为:截面上的扭矩T为:截面上的弯曲应力:截面上的扭转切应力:因r/d=2.5/20=0.125,D/d=22/20=1.1,经过插值后可查得:有效应力集中为:根据相关手册查得尺寸系数,表面质量系数为,则综合系数为:于是,计算安全系数的值,得:故可知其安全。(截面右侧同上)(3) 截面处校核 截面左侧抗弯截面系数:抗扭截面系数:截面左侧的弯矩M为:截面上的扭矩T为:截面上的弯曲应力:截面上的扭转切应力:因r/d=2.5/22=0.114,D/d=22/20=1.1,经过插值后可查得: 有效应力集中为根据相关手册查得尺寸系数,表面质量系数为,则综合系数为:于是,计算安全系数的值,得:故可知其安全。(截面右侧同上)5.6 按静强度条件进行校核(1)截面C处静强度校核最大弯曲应力::最大扭转应力:因轴的材料为45钢调制处理,查相关手册查得:抗拉强度极限,抗弯屈服强度极限抗扭屈服极限,取:因,有,取,则按屈服强度设计的安全系数: 故安全。 至此,轴的设计完成。 参考文献 1朱家诚,王纯贤主编.机械设计课程设计.合肥工业出版社2003。 2谭庆昌,赵红志主编.机械设计.北京:高等教育出版社2004。 3王旭,王积森主编,机械设计课程设计(第二版).北京:机械工业出版社2007。 4钟毅芳,吴昌林,唐增宝主编,机械设计(第二版).武汉:华中科技大学出版社2001。22
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