鑄造車間混砂機的傳動裝置設計【帶SolidWorks三維+3張CAD圖紙+畢業論文】

鑄造車間混砂機的傳動裝置設計【帶SolidWorks三維+3張CAD圖紙+畢業論文】,帶SolidWorks三維+3張CAD圖紙+畢業論文,鑄造,車間,混砂機,傳動,裝置,設計,SolidWorks,三維,CAD,圖紙,畢業論文 專業課程設計 題 目 鑄造車間混砂機的傳動裝置 學 院 專 業 機械設計制造及其自動化 班 級 學 號 姓 名 指導教師 完成日期 課程設計任務書設計題目：設計混砂機傳動裝置 機構簡圖： 一 原始數據： 立軸輸出軸功率：3.0 立軸轉速：48設備工作條件：室內工作，連續單向運轉，載荷平穩，每日一班，工作十年，允許立軸轉速誤差小于。車間有三相交流電源。設計任務及要求：1、確定電動機的功率與轉速，分配一級行星齒輪傳動與錐齒輪傳動的傳動比，并進行運動及動力參數計算。 2、確定行星齒輪傳動的各輪齒數，并進行傳動零部件的強度計算，確定其主要參數（如模數等）。 3、對一級行星齒輪減速器進行結構設計。4、編寫設計計算說明書。5、采用三維軟件（UG，PRO/E等）建立其三維模型，并進行運動仿真，錄制運動仿真視頻。6、由三維模型導出二維CAD裝配圖（dwg格式），輸出裝配圖一張，零件圖兩張（齒輪和軸）。7、說明書和圖紙需要提交紙質版和電子版，三維模型及運動視頻提供電子版，所有電子版文件刻錄在一個光盤內。二 電動機的選擇2.1 電動機類型選擇和結構形式 根據電動機的工作條件以及環境等因素，選用一般用途的Y系列三相異步交流電動機，且為臥式封閉結構。2.2 電動機功率的選擇 已知的原始數據有：立軸輸出功率Pw=3.0kw，立軸轉速n=48r/min。（1）電動機輸出功率由電動機至立軸輸出軸之間的傳動總效率為：式中：分別是聯軸器，軸承，圓錐齒輪，單級圓柱齒輪減速器的傳動效率。由機械設計課程設計手則，查得：=0.99，=0.98，=0.98（7級精度），。則：傳動總效率 電動機輸出功率 選取電動機額定功率，查機械設計課程設計手冊第一篇第十二章表12-1中，Y系列（IP44）三相異步電動機技術數據得：，從表12-1中，可選額定功率為4.0的電動機。（2）確定電動機的轉速 由原始數據立軸轉速：，由機械設計課程設計手冊第一篇一章表1-8中得，圓柱齒輪傳動的單級減速器，傳動比的合理范圍是，圓錐齒輪傳動比不超過3.5，則總的傳動比的范圍是：。 故電動機轉速范圍為：，符合上述條件且電機轉速不超過1000rpm。故所選電動機如下表1所示： 表1電動機型號額定功率（Kw)滿載轉速（r/min)額定轉矩(Nm)總傳動比Y132M1-64.09602.020（3）傳動裝置的傳動比分配。 根據上述條件可分配的傳動比為： （4）計算傳動裝置的運動參數和動力參數。 4.1 各軸轉速 軸I 軸II 軸III 4.2 各軸功率 軸I 軸II 軸III 4.3 各軸轉矩軸I 軸II 軸III 將運動和動力參數計算結果進行整理并列于下表2： 表2 參數軸名電動機軸 I軸II軸III軸 轉速n960960 160.0 48.05 功率P 3.463.4253.357 3.0 轉矩T34.0734.07200.37 596.25三 擬定傳動方案及相關參數NGW型行星齒輪傳動機構的傳動原理:當輸入軸由電動機驅動時，帶動太陽輪回轉，再帶動行星輪轉動，由于內齒圈固定不動，便驅動行星架作輸出運動，行星輪在行星架上既作自轉又作公轉，以此同樣的結構組成二級、三級或多級傳動。NGW型行星齒輪傳動機構主要由太陽輪、行星輪、內齒圈及行星架所組成，以基本構件命名，又稱為ZK-H型行星齒輪傳動機構。本次設計的主要內容是單級NGW型行星減速機。3.1機構簡圖的確定傳動比：，單級NGW型行星傳動系統。 在傳遞動力時，行星輪數目越多越容易發揮行星傳動齒輪的優點，但行星輪數目的增加，不僅使傳動機構復雜化、制造難度增加、提高成本，而且會使其載荷均衡困難，而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍，取行星輪的數目：=3。計算系統自由度W，符合要求。3.2 齒形與精度因屬于低速傳動，以及方便加工，初步確定采用齒形角為20，直齒傳動，精度定位6級。3.3 齒輪材料及其性能太陽輪和行星輪采用硬齒面，內齒輪采用軟齒面，以提高承載能力，減小尺寸，其材料和熱處理方式見表3.表3齒輪材料熱處理 (N/mm) (N/mm)加工精度太陽輪20CrMnTi滲碳淬火58-62HRC14003506級行星輪245內齒輪40Cr調制HB262-2936502207級四 設計計算 1.配齒數 采用比例法： = 按齒面硬度HRC=60，查漸開線行星齒輪傳動設計可知：，。取。由傳動比條件知： 計算內齒輪和行星齒輪齒數： 2.初步計算齒輪主要參數 （1）按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑 輸入轉矩： 則太陽輪傳遞的扭矩為： 按式進行計算，相關系數取值如表4。其中，齒數比u=則太陽輪分度圓直徑為： =23.69mm表4 齒面接觸強度有關系數代號名 稱說 明取 值 算式系數 直齒輪768 使用系數 表6-5，中等沖擊1.25 行星輪間載荷分配系數表7-2，太陽輪浮動，6級精度。1.05 綜合系數表6-4，高精度，硬齒面。1.8 小齒輪齒寬系數表6-30.7 實驗齒輪的接觸疲勞極限 圖6-161400 注：以上參數均為在書漸開線行星齒輪傳動設計上查得(2) 按彎曲強度初算模數 用式進行計算。式中相關系數同表4， 其余系數取值如表5。 因為，所以應按行星輪計算模數： = =1.29表5 彎曲強度有關系數代號名 稱說 明取 值 算式系數 直齒輪12.1行星輪間載荷分配系數1.075綜合系數表6-4，高精度，1.6齒形系數圖6-25，按x=0查值3.18齒形系數圖6-25，按x=0查值2.45 注：以上參數均為在書漸開線行星齒輪傳動設計上查得 ，則太陽輪直徑：。 接觸強度初算結果相近，故初定按進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算。3.13幾何尺寸計算將分度圓直徑、節圓直徑、齒頂圓直徑的計算值列于表6。表6 齒輪幾何尺寸齒輪分度圓直徑節圓直徑齒頂圓直徑太陽輪 行星輪外嚙合內嚙合內齒輪3.2 重合度計算外嚙合： =內嚙合： = =3.2 齒輪嚙合效率計算按公式進行計算。式中為轉化機構的效率，可用Kyp計算法確定。查漸開線行星齒輪傳動設計中圖3-3a、b（取=0.06，因齒輪精度高）得各嚙合副的效率為，轉化機構效率為：轉化機構傳動比： 則： .3.4 疲勞強度校核外嚙合（1）齒面接觸疲勞強度用式，計算接觸應力，用式計算其許用應力。三式中的參數和系數取值如表7。表7 外嚙合接觸強度有關參數和系數代號名 稱說 明取值使用系數按中等沖擊查表6-51.250動載荷系數，6級精度，查圖6-5b1.011齒向載荷分布系數查圖6-6得，取，由式（6-25）得1.235齒間載荷分配系數按，6級精度，硬齒面，查圖6-91.000行星輪間載荷不均衡系數太陽輪浮動，查表7-21.150節點區域系數查圖6-102.185彈性系數查表6-7189.800重合度系數，查圖6-110.952螺旋角系數直齒，1.000分度圓上的切向力878.370Nb工作齒寬21.00mmu齒比數2壽命系數按工作10年每年365天,每日一班計算應力循環次數1.072潤滑油系數HRC=HV713,v=0.445m/s,查表8-10用中型極壓油，1.000速度系數查圖6-200.951粗造度系數按，查圖6-210.994工作硬化系數兩齒輪均為硬齒面，圖6-221.000尺寸系數m61.000最小安全系數按可靠度查表6-81.000接觸疲勞極限查圖6-161400 注：以上參數均為在書漸開線行星齒輪傳動設計上查得： 接觸應力： 許用接觸應力： 因，故接觸強度通過。（2）齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞應力及其許用應力，用式和計算。并分別對太陽輪和行星輪進行校核。對于表7中未出現的參數和系數取值如表8。太陽輪： 彎曲應力基本值： 彎曲應力： 許用彎曲應力： 因，故太陽輪彎曲強度通過。 行星輪： 因，故行星輪彎曲強度通過。表8 外嚙合齒根彎曲強度的有關參數和系數代號名 稱說 明取值齒向載荷分布系數由，b/m=7，查圖6-23得，由式（6-38）得1.197齒間載荷分配系數1.000行星輪間載荷分配系數按式（7-43），1.075太陽輪齒形系數，查圖6-252.158行星輪齒形系數，查圖6-252.060太陽輪應力修正系數查圖6-271.795行星輪應力修正系數查圖6-271.878重合度系數式(6-40), 0.835彎曲壽命系數1.000試驗齒輪應力修正系數按所給的區域圖取時2.000太陽輪齒根圓角敏感系數查圖6-351.000行星輪齒根圓角敏感系數查圖6-351.000齒根表面形狀系數，查圖6-361.076最小安全系數按高可靠度，查表6-81.400螺旋角系數查表可得1.000 注：以上參數均為在書漸開線行星齒輪傳動設計上查得內嚙合（1）齒面接觸疲勞強度 同外嚙合齒面接觸疲勞強度所用公式相同，其中與外嚙合取值不同的參數為 則： 則： 因，故接觸強度通過。（2）齒根彎曲疲勞強度只需計算內齒輪。計算公式與外嚙合齒根彎曲疲勞強度相同，其中取值與外嚙合不同的系數為則： 因,故彎曲強度通過。以上計算說明齒輪的承載能力足夠。四 輸入軸的設計 尺寸設計 初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調至處理。根據相關圖表，由于軸無軸向載荷，故A取較大值，即A=118，于是得： 輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處的軸的直徑。為了使所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器計算轉矩，查相關圖標，考慮到轉矩變化很小，故取，則： 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，且查相關手冊，選用LX1型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為250Nm,許用轉速為8500r/min。半聯軸器孔徑d=20 mm，故取，半聯軸器長度L=42mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度=30mm。 根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足半聯軸器軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑為。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸向定位可靠和軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比轂孔長度短，故取。（2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6004，其尺寸為dDB=20mm42mm12mm。右端深溝球軸承采用軸肩進行軸向定位，因為滾動軸承的定位軸肩高度必須低于軸承內圈端面高度，查相關手冊知深溝球軸承6004內經，故取。（3）為了軸承端蓋的方便拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，查得相關手冊取端蓋的外端面與半聯軸器右端面之間的距離L=5 mm；考慮到軸承端蓋和前機蓋的寬度，故取。（4）因該行星輪傳動系統為太陽輪浮動，故輸入軸的-段與太陽輪通過花鍵連接，查相關手冊選取小徑d=12的花鍵，故-段直徑為；為了保證太陽輪和輸入軸通過花鍵的裝配，故??；為了保證輸入軸的正常裝配，取。軸上零件軸向定位半聯軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，太陽輪與軸的軸向定位采用花鍵連接。根據。查相關手冊，選用平鍵bhl=6 mm6mm70mm；選用花鍵為NdDB=6mm18mm22mm5mm。確定軸上圓角和倒角尺寸查得相關手冊，輸入軸-段軸端倒角為245，-段軸端倒角為2.545，截面處軸肩圓角為R2，其余軸肩圓角為R2.5。 輸入軸的受力分析求輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩T已知則： 求作用在太陽輪上的力已知太陽輪分度圓直徑為：太陽輪上所受的徑向力如圖（按受載不均勻條件下的合成計算不定向）假設行星輪C1與太陽輪a嚙合傳遞轉矩為：。則行星輪C2、C3與太陽輪a嚙合傳遞的轉矩為：太陽輪與行星輪嚙合處圓周力如上圖所示，則有：其徑向力為：則太陽輪所受圓周力合力、徑向力合力如圖所示。徑向力： （方向不定）圓周力： （與垂直）求軸上的載荷首先根據軸的結構圖分析軸的受力簡圖；根據軸的彎矩圖和扭可知。（1）作為簡支梁的軸的支撐跨距：（根據軸與軸上零件的裝配關系見附錄4）（2）左端聯軸器屬于有彈性元件的彈性柱銷聯軸器，有方向不定徑向力，取，則：（3） 軸xoz平面上受力分布: 則D點處的彎矩：（4）軸xoy平面上受力分布：則D點的彎矩：（5）初步合成彎矩：（6）與聯軸器徑向力在同一平面內的受力分布及彎矩圖（如圖6-4e）： 則該平面內彎矩為：（7）合成彎矩：（8）扭矩： 按彎扭合成應力校核軸的強度根據式進行校核。其中，因為軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環應力，取=0.6；為軸的計算應力；M為軸所受的彎矩；T為軸所受的扭矩；W為軸的抗彎截面系數，因為截面C為圓形，所以W=0.1d。（1）C、D兩截面軸徑相同，又,故校核D截面即可：則軸的計算應力： 前已選定軸的材料為45鋼，調至處理，查相關手冊查得。因為，故截面C處安全。（2）由于截面B左側不受扭矩作用，故只要校核截面B右側即可。則軸的計算應力為：故截面B右側安全5.5精確校核軸的疲勞強度（1）截面處校核 截面左側抗彎截面系數：抗扭截面系數：截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩T為：截面上的彎曲應力：截面上的扭轉切應力：軸的材料為45鋼，調制處理，查相關手冊查得:抗拉強度極限彎曲疲勞極限剪切疲勞極限截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數和可按相關手冊查取。因r/d=2.0/19=0.105，D/d=20/19=1.05,經過插值后可查得：又由相關手冊可查得軸的材料的敏感系數為：故有效應力集中為：根據相關手冊查得尺寸系數，表面質量系數為軸按磨削加工，則表面質量系數為；軸未經表面強化處理，即，則綜合系數為：又由碳鋼的特性系數：，取 ，取于是，計算安全系數的值，得：故可知其安全。（截面右側同上）（2）截面處校核 截面左側抗彎截面系數：抗扭截面系數：截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩T為：截面上的彎曲應力：截面上的扭轉切應力：因r/d=2.5/20=0.125，D/d=22/20=1.1,經過插值后可查得：有效應力集中為:根據相關手冊查得尺寸系數，表面質量系數為，則綜合系數為：于是，計算安全系數的值，得：故可知其安全。（截面右側同上）(3) 截面處校核 截面左側抗彎截面系數：抗扭截面系數：截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩T為：截面上的彎曲應力：截面上的扭轉切應力：因r/d=2.5/22=0.114，D/d=22/20=1.1,經過插值后可查得： 有效應力集中為根據相關手冊查得尺寸系數，表面質量系數為，則綜合系數為：于是，計算安全系數的值，得：故可知其安全。(截面右側同上）5.6 按靜強度條件進行校核(1)截面C處靜強度校核最大彎曲應力：:最大扭轉應力：因軸的材料為45鋼調制處理，查相關手冊查得:抗拉強度極限，抗彎屈服強度極限抗扭屈服極限，?。阂?，有，取，則按屈服強度設計的安全系數： 故安全。 至此，軸的設計完成。 參考文獻 1朱家誠，王純賢主編.機械設計課程設計.合肥工業出版社2003。 2譚慶昌，趙紅志主編.機械設計.北京：高等教育出版社2004。 3王旭，王積森主編，機械設計課程設計（第二版）.北京：機械工業出版社2007。 4鐘毅芳，吳昌林，唐增寶主編，機械設計(第二版).武漢：華中科技大學出版社2001。22