传动装置的运动及动力参数的选择和计算Word格式文档下载.docx
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7
比较两种方案可见,方案1选用得电动机虽然质量与价格较低,但传动比过低。
为使传动装置紧凑,决定选用方案2。
表2-2 电动机型号为Y132M—4。
查表得其主要性能如下
电动机额定功率P0/KW 7、5
电动机轴伸长度E/mm 80
电动机满载转速n0/(r/min)1440
电动机中心高H/mm 132
电动机轴伸直径 D/mm 38
堵转转矩/额定转矩T/N。
m 2.2
三、传动装置得运动及动力参数得选择与计算
1、分配传动比
总传动比:
=/=1440/38.8=37。
11
传动比为2—4,取
则减速得传动比:
=23、45/2。
5=9.38
对减速器传动比进行分配时,即要照顾两级传动浸油深度相近,又要注意
大齿轮不能碰着低速轴,试取:
== 3、56
低速轴得传动比:
==9、38/3.56=2.64
2、各轴功率、转速与转矩得计算
0轴:
即电机轴
P0==5、81KW
n0=1440r/min
T0=9550×
P0/n0=9550×
5、81/1440=38、53
Ⅰ轴:
即减速器高速轴
P1=5。
81×
0。
99=5.75KW
n1=n0=1440r/min
T1=9550×
P1/n1=9550×
5、75/1440=38。
15
Ⅱ轴:
即减速器中间轴
P2= P1·
=5、75×
0.99×
0、97=5、52kw
n2=n1/=n1/=1440/3、56=404。
49r/min
T2=9550×
P2/n2=9550×
5。
52/404.4=130。
37
Ⅲ轴:
即减速器得低速轴
P3=P2·
=5。
52×
0.97×
0、99=5.30kw
n3=n2/i23=404。
49/2。
64=153。
22r/min
T3=9550×
P3/n3=9550×
30/153.22=330、34N·
m
Ⅳ轴:
即传动滚筒轴
P4=P3·
=5、30×
99·
92=4、83kw
n4= n3 /i=153.22/2.5=61、288r/min
T4=9550×
P4/n4=9550×
4、83/61。
288=752。
62N·
m
将上述计算结果汇于下页表:
表3—1 各轴运动及动力参数
轴序号
功率
P/KW
转速
n/(r/min)
转 矩
T/N、m
传动形式
传动比i
效率η
0轴
5.81
1440
38。
53
连轴器
1、0
0。
99
Ⅰ轴
5.75
1440
38。
15
齿轮传动
3.56
0、96
Ⅱ轴
52
404。
49
130。
37
2.64
Ⅲ轴
5、30
153。
22
330、34
链传动
2、5
91
Ⅳ轴
4、83
61.288
752.62
四、传动零件得设计计算
1、链传动得设计计算
1)确定设计功率P0
分别查机械设计教材表4-14,图4—39,表4-15得
=1,K=0、8,K=1,
P0==
2)选取链得型号
根据P0与n3查机械设计教材图4-37,选链号为16A。
所以P=25。
40mm
3)确定中心距a
初步选定中心距a=30P=762mm
链节数L==100.976mm
4)中心距a==749、6mm
V=
F=
Q=KF=
5)链轮直径
=
五、高速级斜齿圆柱齿轮得设计计算:
原始数据:
高速轴得输入功率:
5、75kW
小齿轮转速 :
1440r/min
传动比 :
3。
56
单向传动,工作载荷有轻微冲击,
每天工作8小时,每年工作300天,预期工作4。
5年。
1、选择齿轮材料精度等级
齿轮减速器为一般机械,小齿轮材料选用45钢,调质处理,由表5—1查得
小齿轮45调质,硬度217~255HB,取硬度为235-255HB;
大齿轮材料选用45钢,正火处理,硬度162~217HB,取190—217HB。
齿轮精度等级为8级
计算应力循环次数N(由教材式5—33)
查教材图5-17得=1。
0,=1、08
取Zw=1.0,=1、0,=1.0,=1、0
由教材图5-16(b)得:
=580Mpa,=545MPa
由教材式(5—28)计算许用接触应力
=ZN1ZXZWZLVR==580Mpa
=ZN2ZXZWZLVR==588、6Mpa
2、 按接触疲劳强度计算中心距
取1。
由教材表5—5查得:
=189。
8
取=0、35 T1==38.13m
初取:
暂取:
估取:
由教材式5—41 计算
==2.47
=
=103.7mm
圆整取:
a=125mm
一般取:
mm
取标准模数:
总齿数:
==196。
325
整取:
=196
小齿轮齿数:
z1=/(u+1)=42、985
整取:
z1=43
大齿轮齿数:
z2=- z1=153
取:
z1=43 z2=153
实际传动比:
传动比误差:
<5%
故在范围内、
修正螺旋角:
与相近,故、可不修正
3。
验证圆周速度
故满足要求
4。
计算齿轮得几何参数
由5—3按电动机驱动,轻度冲击
按8级精度查图5—4(b)得:
齿宽:
取整:
b2=45mmb1=50mm
按,
考虑到轴得刚度较大与齿轮相对轴承为非对称位置查机械设计教材图5-7a
得:
按8级精度
查机械设计教材表5-4得:
齿顶圆直径:
端面压力角:
齿轮基圆直径:
齿顶圆压力角:
基圆螺旋角:
由教材式5-41得:
ZH=
由教材式5—42得:
由教材式5—43得:
5、验算齿根弯曲强度
由式5-44得
=≤
=/=43/ =43。
259
=/=153/=154、034
查图5-14得:
=2。
43,=2.19
查图5-15得:
=1.69,=1.83
由式5-47计算:
=1—=1—2、28=0。
78
由式5-48计算:
=0.25+=0。
25+=0。
661
由式5-31计算弯曲疲劳许用应力
查图5-18b得:
220MPa,210MPa
查图5-19得:
Yx=1、0
==314。
29Mpa
==300Mpa
=
=94。
102MPa<=314.29Mpa安全
==91。
834MPa〈=300MPa 安全
6、齿轮主要几何参数
Z1=43 Z2=153 β=11、478°
mn=1.25mm d1=54。
847mm d2=195.153mm
==54、847+2×
1×
1.25=57、347mm
==195、153+2×
1。
25=197.653mm
=-2、5=54。
847-2.5×
25=51。
722mm
=—2。
5=195、153-2.5×
1。
25=192。
028mm
=125mmb1=50mm b2=45mm
齿轮得结构设计:
①小齿轮:
由于小齿轮齿顶到键顶距离x<
5,因此齿轮与轴可制成一体得齿轮轴。
②对于大齿轮,<500m因此,做成腹板结构。
六、低速级斜齿圆柱齿轮得设计计算
由前面计算得知:
二轴传递得功率P2=5.52kw,转速n1=404。
49r/min,
转矩T1=130。
37N。
m,齿数比u=2。
64,
单向传动,工作载荷有轻微冲击,
每天工作8小时,每年工作300天,预期工作4、5年。
选择齿轮材料,确定精度及许用应力
小齿轮为45钢,调质处理,硬度为217—255HB
大齿轮为45钢,正火处理,硬度为190—217HB
齿轮精度为8级
计算应力循环次数N (由教材式5—33)
=60=60×
404、49×
(8×
300×
4.5)=5、24×
108
=/==
查图5-17得:
1、07,1.12
=1.0,=1.0,=1.0,=1。
查图5—16得:
=580MPa,=545MPa
由式5—28
=×
1、0×
1.0=620、6MPa
0×
0=610。
4MPa
2。
按接触疲劳强度确定中心距
≥(u+1)mm
T2==130370N·
mm
初选=1、2,暂取,0、35
由式5—42 0.99
由表5-5得=189、8
由式5—41计算
估取
=arctan(tan/cosβ)
=arctan(tan200/cos120)=20。
41030
=arctan(tancos)
=arctan(tan12°
×
cos20、41030)=11.29550
则=
==2。
45
ﻩ≥(u+1)
=132。
48mm
=145mm
=(0.01~0.02)=(0。
01~0.02)×
140=1.35~2、7
取标准值:
=2mm
两齿轮齿数与:
===141。
83
取:
=142
=/(u+1)==39.01
=39
=-z1=142—39=103
==2。
641
〈5%
故在范围内。
β=arccos=arccos=11.680
与初选接近,,可不修正
===79、649mm
==210。
355mm
圆周速度:
V===1、69m/s
取齿轮精度为8级
3.验算齿面接触疲劳强度
=≤
有表5—3查得:
=1。
/100=1.69×
39/100=0。
659
按8级精度查图5-4得动载系数=1。
068
齿宽b==0、35×
145=50。
75mm
mmmm
=55/79.649=0.691
查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置,两轮均为软齿面,得:
=1.04,查表5-4得:
=1、2
载荷系数==1.25×
1.068×
1.04×
1、2=1。
6661
由5—42 =0.989
计算重合度,以计算:
=+2m=79。
649+2×
1、0×
2=83、649mm
=+2m=210、355+2×
0×
2=214.355mm
=arctan(tan/cosβ)
= arctan(tan200/cos11、680)=20.3880
=cos=79.649×
cos20。
3880=74。
659mm
=cos=210、355×
cos20.3880=197。
177mm
=arccos=arccos =26、7530
=arccos=arccos=23、0940
=[(tan—tan)+(tan-tan)]
=[39×
+103×
]
=1.71
===1。
61
由式5—43计算
=arctan(tancos)
=arctan(tan11。
68°
cos20.3880)=10、9670
===2、45
由式5—38计算齿面接触应力
=2。
45×
189。
8×
0.765×
0、989×
=525MPa<
[]=610。
4Mpa
4、校核齿根弯曲疲劳强度
由式5—44得;
= ≤
=/=39/=41.5267
=/=103/=109。
673
查图5—14得:
=2.44,=2.23
查图5-15得:
=1.67,=1。
81
由式5-47计算
=1-=1—1。
61=0.84
由式5-48计算
=0.25+=0、25+=0.65
由式5—31计算弯曲疲劳许用应力
查图5—18b得:
220MPa,210MPa
查图5-19得:
1.0
Yx=1、0
==314、29Mpa
==300Mpa
=
=110、315MPa<=314.29Mpa 安全
===109、273MPa〈=300MPa安全
5、齿轮主要几何参数
Z1=39 Z2=103 β=11、68°
mn=2mmd1=79、649mm d2=210、355mm
==79.649+2×
2=83.649mm
==210.355+2×
1×
2=214、355mm
=—2。
5=79、649—2×
2、5=74、649mm
=-2.5=210.355—2×
2.5=205.355mm
=145mm 取=60mm, =55mm
齿轮结构设计计算:
(1)小齿轮,制成实心结构得齿轮。
(2)大齿轮,,做成腹板结构。
七、轴得设计计算
1.减速器高速轴得设计计算
(1)选择轴得材料
轴得材料为45号钢,调质处理
(2)按扭矩初步估算轴端直径
初步确定高速轴外伸段直径,高速轴外伸段上安装联轴器,联轴器另一端联电动机轴,由表22-2查得。
其轴径可按下式求得:
查表(8—2)得:
=110—160,取:
=120
考虑轴端有一个键槽,在计算时应该增加3%~5%
(1+3%)=20、07mm
故取:
=32mm
(3)初选滚动轴承
因该轴上装有斜齿轮,需要调整轴向位置,考虑装拆调整方便起见,
选用深沟球轴承。
根据轴端尺寸,联轴器得定位方式与轴承得大概
安装位置,初选单列深沟球轴承6208
(4)设计轴得结构
a、用得轴肩定位
轴承按标准取6208内径为
该轴为齿轮轴,轴承得周向用过盈得配合,
联轴器得周向用键定位。
b。
布置轴上零件,设计轴得结构
根据安装与定位得需要,初定各轴段直径与长度,各跨度尺寸,
作轴得简图如图:
力学模型
图7-1
5)对轴进行分析,作当量弯矩图、
计算齿轮所受得各个分力,绘制空间受力简图
圆周力:
=/=2×
38150/54、847=1391、143N
轴向力:
径向力:
齿轮得分度圆直径:
=54。
847mm
齿轮得齿根圆直径:
=51、722mm
将空间力系分解为H与V平面力系,分别求支反力并画弯矩图
即:
=0
求轴得弯矩M,画弯矩图
画轴得扭矩图T=38150
求计算弯矩,画计算弯矩图
根据:
绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图:
图7—2
图7-3
图7-4
6)校核轴得静强度
根据图中轴得结构尺寸,选择弯矩较大得Ⅰ剖面与弯矩较大,轴径较细得Ⅱ剖面进行验算、
根据主教材查得=59 MPa
Ⅰ剖面得计算应力:
安全
Ⅱ剖面得计算应力:
安全
7)校核轴得疲劳强度
a。
判断危险剖面
分别选择Ⅱ,Ⅲ剖面进行验算:
Ⅲ剖面所受扭矩大,轴肩圆角处有
应力集中、Ⅱ剖面除受弯矩与扭矩外,附近还有过盈配合,键槽与轴肩圆角
三个应力集中源。
45钢调质得机械性能参数:
,。
b。
Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核
因轴单向转动,扭剪应力按脉动循环处理、
根据教材附表查取应力集中系数,绝对尺寸影响系数与表面质量系数。
查得:
,,,,并取
==
取[S]=1、4~1。
8S〉[S],满足要求
八、滚动轴承得选择与寿命验算
由于转速高、有较小轴向力,故选用深沟球轴承
由《机械设计课程设计》查得6208轴承:
=22.8KN=15。
8KN
合成支反力:
==
==
= Fa=228、475N,=0
/=228.475/15。
8=0、015
查表得e=0.21
/=228.475/461=0、496>
e
=0。
56,=2、10
=0/=0〈e =1,=0
轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2
=×
(+)
=1、2×
(0、56×
461+2。
228。
475)=885.549N
=×
(+)
=1.2×
1024=1228、8N
∵〈
∴按计算轴承得寿命
=年
预期寿命:
10、27年〉4。
5年,寿命足够
在预期范围内,不用更换轴承即可达到要求、
九、键联接得选择与验算
联轴器装在高速轴轴端,需用键进行周向定位与传递转矩、联轴器与轴得配合直径为32mm,轴孔长为82mm,传递转矩T=38150 。
1.选择键联接得类型与尺寸、
由于精度为8级,故选择最常用得圆头(A型)平键,因为它具有结构简单,对中性好,装拆方便等优点。
键得材料:
45钢。
键得截面尺寸由键所在轴段得直径 d由标准中选定,键得长度由轴孔长度确定,查表得:
高速轴与联轴器连接得键:
轴径=32mm,由表24-30查得键剖面宽b=10mm高h=8mm。
选键长L=70mm
中间轴上大齿轮联接得键:
轴径为42mm,键14×
36
中间轴上与小齿轮联接得键
轴径为42mm,键1445
低速轴上与大齿轮联接得键:
轴径为52mm,选键16×
45
低速轴上与链轮联接得键
轴径为40mm,选键1256
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