机械设计课程设计计算说明书文档格式.docx
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1—圆柱齿轮传动
0.97
2—开式圆锥齿轮传动
0.93
3—滚动轴承0.98
各轴间传递效率:
4—弹性联轴器0.99
01一
4=0.99
12=
13=0.9506
23一
34一
34=0.9702
45一
23=0.9114
pd4.44kw
Pd
电动机输出功率
3,.58
0.791045
4.44kw
Ped4.5kw
(3)电动机额定功率选择
查机械设计手册,选Ped4.5kw
(4).确定电动机转速
查课程设计手册表2-1得两级圆柱齿轮传动比范围为i=9~36电机的转速范围nd=i*iz*nw=i296~5184「/min
可选同步转速为1500r/min或1000r/min的电机,现就两种电机方案进行比较,列表如下:
1传动装置总传动比
2分配各级传动比
方案
电动机型号
额定功率kw
电机转速
r/min
电动机质量
传动装置传动比
同步
、卄+[、,
满载
总
iz
ij
Y132S1-2
5.5
3000
2900
64
80.56
4
20.14
Y132S-4
1500
1440
68
40
10
表1
由表中的数据可知两个方案均可行,但方案2动比比较小,传动装置结构尺寸较小,因此采用方案2。
选用同步转速1500r/min的丫系列电动机
Y132S-4,其满载转速nm=1440r/min
、计算传动装置总传动比和分配各级传动比
nw
36
高速级传动比i1,低速级传动比i2通常取i1=(1.1〜1.5)i2
开式圆锥齿轮iz=4减速器传动比ij=10
取高速级传动比i13.3
i23
nm=1440r/min
i=40
113.3
123
实际转速为:
36433.31425.6r/min
立轴的速度误差:
14401425・60011%5%因此,数据选择
合理。
1.各轴转速
nI=1440r/min
三、计算传动装置的运动参数
2•各轴输入功率
3•各轴转矩
4•数据列表
电动机轴为0轴,减速器高速轴为I轴,中间轴为II轴,低速轴为III轴,输出轴为IV轴,V轴为立轴,各轴转速为:
noninm1440r/min
nN
nI
il
nm
Ev
i3
按电动机额定功率
3.3
432
144
432r/min
144rmin
36r/min
Ped计算各轴输入功率即
Po
Ped
5.5kw
Pi
015.443kw
Pii
125.18kw
Piii
234.92kw
Piv
344.77kw
Pv
454.35kw
0轴:
T。
9550P0
9550
36.48Nm
I轴:
Ti
9550Pi9550
5.445
36.11Nm
ni
PII
5.18
II轴:
Tn
11451Nm
nii
III轴:
Tin
9550PiIi
95504.92
326.29Nm
n川
PiV
4.77
IV轴:
Tiv
316..34Nm
niv
155
V轴:
Tv
9550皿
4.35
1153.96Nm
nv
n||=432r/min
nm=144r/min
1选定齿轮类
型,精度等级,材料
2.选齿轮齿数及螺旋角角
3.按齿面接触强度设计
4.确定公式内各计算数值
项目
电动机轴0
高速轴1
中间轴
II
低速轴
III
外置轴
IV
主轴V
转速
功率
kw
5.45
4.92
转矩
N?
m
36.48
36.11
114.51
326.29
316.34
1153.96
传动比
3
效率
0.99
0.9506
0.9702
0.9114
表2
四、齿轮设计
(一)高速级齿轮传动设计计算两级圆柱齿轮传动。
选定斜齿圆柱齿。
1)材料:
由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS.
大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.
2)由于碾砂机为一般工作机器,速度不高,故精度等级选7级
选小齿轮齿数选小齿轮齿数z125,大齿轮齿数
Z2i1Z13.32582.5取Z?
=83
初选齿轮螺旋角=14°
由设计计算公式进行试算,即d1t(陛卫」^eZhddiH
1)试取载荷系数为Kt=1.6
2)由《机械设计》图10-30取区域系数Zh=2.433
3)由表10-7取齿宽系数d=1.
4)由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2
5)由图10-26查得:
6),由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
liml
=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限
lim2
=550MPa.
7)应力循环次数
N1
N2
60mLh6014401
N18
16.28410
i1
300810
2.0736109
K
由10-19取接触疲劳寿命系数HN1
KHN2
0.90
0.95
接触疲劳许用应力:
取失效概率为
1%.安全系数为S=1.
5.设计计算
522MPa
KHNSlim1540MPa
KhN2lim2
则许用接触应力
540
522531.25MPa
1)计算小齿轮分度圆直径
d1t,代入
中较小的值
d1t3
2KtTi1ZeZ
41.42mm
d1t口1
601000
4)计
0.318dz,tan
0.318125tan141.982
5)计算载荷系数K
由表10-2得使用系数KA
根据v=3.12m/s,七级精度等级由图
10-8查的动载系数Kv1.5,
由表10-4查的Kh1.418,由图
10-13查的Kf1.45,
表10-3查得KhKf=1.4
KAKvKhKh11.51.418
1.42.98
6)
按实际的载荷系数校
正所算得的分度圆直径。
6按齿根弯曲强度设计
7.确定公式内的各计算数值
d1d1t3
50.96mm
1.989
1.4
K41.42.
Kt
7)
计算模数m
d1cos
mn
1.6mm
Z1
由式(10-17)mn
2KT1Y
cosYfYs
1)计算载荷系数
KKAKvKfKf
1.51.4
1.453.045
2)
根据纵向重合度
1.982,
由图10-28查得螺旋角影响系数
0.88
3)
计算当量齿数
Zv1
z1
cos3
Z2
cos
27.36
90.86
4)
由表10-5查得齿形系数
Yf
2.62,Yf22.215
5)
应力校正系数
Ys11.59,Ys
21.775
由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度
FE1500MPa
查得大齿轮弯曲疲劳强度
FE2
380MPa
8.设计计算
9•几何尺寸计算
7)由图10-18查弯曲疲劳寿命系数小、大齿轮的寿命
取KFN1
KfN2
60mLh6014401
N6.284108
0.85
8)计算弯曲疲劳许用应力,取
FN1
FN2
9)计算
YF1YS1
F1
Yf2Ys2
F2
3008102.0736109
S=1.4,由式10-12得
KN1FE1
S
KN2FE2
321.43MPa
257.86MPa
YFaYsa
2.621.59
321.43
0.01296
2・2151.7750.01525
257.86
由式(10—5)
得弯曲强度的设计公式为
2KT1YFaYsa
3)23.0453.6111040.88cos214―0.015251他
1251.6
综合考虑,取
m=1.5,按接触疲劳强度算得分度圆直径d1
50.96mm,
50.96cos14
1.5
32.96取为34
Z2i
34
112.2113
计算几何中心距
(乙Z2)mna
(34
113)
20.97
15
一113.6mm
10/42
圆整后取中心距a=114mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
14.74
2a
因为值改变不多。
故参数K,Zh,a,等不必修正。
(3)
计算大小齿轮的分度圆直径
d1
1选定齿轮类型,精度等级,材料
cos
d2
Z2“ln
341.5
52.73mm
cos卄
取d仁53mm,d2=176mm
1131.5
175.27mm
(4)
计算齿轮宽度
2.选齿轮螺旋角及齿数
dd152.73mm
b
圆整后取B2=55mm,B1=60mm
(二)低速级齿轮传动设计计算
3.按齿面接触强
度设计
1)1与高速级相同,低速级亦选斜齿圆柱齿轮,
2)7级精度
3)由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS.
初选取螺旋角=14°
选择小齿轮齿数为乙=20,则大齿轮的齿数Z2=20360
T
KRi1ZeZh
ddH
1)确定式中各值
1)试取载荷系数为Kt=1.3
4)由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2.
6),由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
260厲Lh6.284108
N2丛1.904108i2
由10-19取接触疲劳寿命系数
KHN1
KHN2
0.98
接触疲劳许用应力
取失效概率为1%.安全系数为S=1.
KHN1lim1
540MPa
KHN2lim2
539MPa
540539
则许用接触应力H2
2)计算
(1)小齿轮分度圆直径.
2K/i1ZeZh=
ddiH
539.5MPa
2_1.6_114.513_1(2.433_189.8
11.603(539.5
57.13mm
(2)计算圆周速度
d1m3.1457.13432
v
60100060000
1.29m/s
(3)齿宽b及模数mnt
bdd1t157.1357.13mm
mnt
d1tcos
57.13cos14
25
2.77mm
h2.25mnt
2.252.776.2325
b/h9.166
(4)计算纵向重合度
0.318dz1tan
0.318120tan141.58
(5)计算载荷系数K
由表10-2得使用系数KA1,
根据v=1.29m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数Kv1.05,
由表10-4查的Kh1.418,由图10-13查的Kf1.38,
表10-3查得KhKf=1.2
KKaKvKhKh11.051.421.21.7892
(6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径
57.133
d1d1t
1789263.55mm
1.3
(7)计算模数m
3.08mm
由式(10-17)mn3.2KT1Y2cos2
\dZ1
YfYs
KKaKvKfKf11.051.38
1.21.7388
2)根据纵向重合度
1.58,
Y0.88
Zv1+21.89
Z2
Zv2—3—65.67
由表10-5查得齿形系数Yf1
2.80,Yf22.28
应力校正系数:
Ys11.55,Ys2
1.73
6)由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度
FE1500MPa
FE2380MPa
8
N3N266.22710
N4.32.076108
i2
取Kfni0.85
Kfn20.88
8)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.4,由式10-12得
KN2FE2
425MPa
334.4MPa
9)计算YFaYSa
F
2.801.55
425
0.01021
YF2YS2
2.281.73
334.4
0.01179
mn
2K「YCOS
2dz1
3
21.7388114.510.88cos2140.01179
12021.56
1.84
综合考虑取m=2mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径
d363.55mm来
计算应有的齿数
*cos
63.55cos14
30.83取为31
9•几何尺寸计
(Z1Z2)mn
2cos
127.8mm
Z2iZ]33193
(1)计算几何中心距
圆整后取中心距a=128mm
arccos(乙
Z2)mn
14.36
64.00mm
191.7mm
B-i=70mm
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
.zm312
di
coscos
Z2mn932
d2
(4)计算齿轮宽度
bdd163.90mm
圆整后取B2=65mm,
10.齿轮数据列表
7-*^-一齿轮
齿数
113
31
93
模数(mm)
1.52
螺旋角(°
)
14.7414.36
分度圆直径
(mm)
53
176
192
齿宽(mm)
60
55
70
65
1.求输出轴的输出功率、转速和转矩
五、轴的设计计算及校核
(一)输出轴(轴III)的设计计算及校核
由前面的表2知:
PmPh234.92kw
n,,,n"
432144rmin
i23
2.求作用在齿轮上的力
T,,,9550Pl1195504.92326.29Nm
n川144
低速级大齿轮分度圆直径d4mz4=2x93=196mm
Ft4
2Tiu
3•初步确定轴的最小直径
d4
23.263105
196
3329.5N
Fr4Ft4tan20879.7N
先按式(15—2)初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质
5.选联轴器,并确定轴的最小直径
dmin
1153154:
5
处理,根据表15—3,取Ao115于是可得
37.31mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径diii。
为了使所选轴的直
径diii与联轴器的孔径相适应,故需同时选联轴器型号。
联轴器的计算转矩TeaKa「ii。
查表14-1,考虑到转矩变化很小,取
Ka=1.2,则联轴器的计算转矩
TeaKaTm1.2322.63391.6Nm
按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用LT7弹性套柱销联轴器,其公称转矩为500Nm。
半联轴器孔径d=40mm,故取diii=40mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度
6.轴的结构设计
L1=84mm0
1)拟定轴上零件的装配方案
i—I・I4・—I—
m¥
1】ivriniii
图4轴的结构与装配示意图
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a)为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-U轴段右端需制出一轴
肩,故取U-川段的直径diihi=47mm右端用轴端挡圈固定,按轴
径取挡圈直径D=50mm半联轴器与轴配合的孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I-U段的长度应比Li略短一些,现取Iin=82mm
b)初步选择滚动轴承。
因轴承几乎只受有径向力的作用,故选用单
列深沟球轴承。
参照工作要求并根据diihi=47mm由机械设计手
册,初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列深沟球轴承6210,
其尺寸为dDB50mm90mm20mm,因箱体制造误差,在安装滚动轴承时,因距箱体内壁一段距离s,取s=13mm。
故
dhiiv=dviiviii=50mm;
'
而1川iv=B+s=(20+13)mm=33mm
右端轴承采用轴肩进行轴向定位,由手册查的6210型轴承的定
位轴肩直径为da=58mm,即diVV=58mm。
c)取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVivii=54mm;
齿轮的左端与
左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮轮穀的宽度为B4=90mm,
为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮穀宽度,故取Ivivii=86mm齿轮的左端采取轴肩定位。
轴肩高度h>
0.07d.
故取h=8mm则轴环处的直径dVVI=70mm。
轴环宽度b1.4h,
取lVvi10mm。
d)轴承端盖总宽度35mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖外
端面与联轴器左端面间的距离l=15mm,故取11|hi50mm。
e)考虑到齿轮2的宽度B265mm,齿轮2在齿轮4的右侧,取两
者的距离c=16mm;
同时取齿轮2右端面距箱体内侧的距离a=10mm。
考虑到箱体的制造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体一段距离s,取s=13mm。
已知滚动轴承宽度B=20mm,则
1ivVB2ca1vVI
(65161010)81mm
lVIIVIII
BsaB4Ivivii
(2013109086)47mm
5.轴上的载荷计算
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度
图5轴各段尺寸
3)轴上零件的定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按dviVII由表6—1
查的平键截面bxh=16mmx10mm,键槽用键槽铣刀加工,长
L=70mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;
同样,半联轴器与轴的连接,选用平键b
xhxL=12mmx8mmx70mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6。
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,因此轴的直径尺寸公差为m6。
4)确定轴上圆角和倒角的尺寸
参考表15-2,取轴端倒角为1.6x45°
,各轴肩出的圆角半径见图4
6•按弯扭合成校核轴的强度
1.求轴的输出功率、转速和转矩
根据轴的结构图(图4)做出轴的载荷分布图,如图6所示。
由手册中查的
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