机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮传动Word文档下载推荐.docx
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一、传动方案的拟定
本设计釆用传动方案IV即二级展开式圆柱齿轮传动。
二、电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算
1)选择电动机类型
按工作要求和工作条件选用¥
系列三相鼠笼型异步电动机,结构为全封闭自扇冷式,工作电压为380V。
2)选择电动机的容量
带式运输机有效输出功率
_FvL=1900x0:
9^/=17ihv10001000
式中:
F—一输送带的有效压力,N;
V——输送带的线速度m
从电动机到工作机输送带间的总效率
由参考文献[1]表9.1可知弹性联轴器、轴承、齿轮传动、和卷筒的传递效率分别为:
72=0.99,;
73=0.97(润滑正常),久=0.96。
贝!
]
7]z=・〃;
F:
•=O.992X0.994x0.972x0.96=0.85
电动机所需工作功率为
p=如=口1drjz0.85
=2.01阳
3)确定电动机转速
由表9.2推荐的传动比范围,二级减速器传动
比/z=8^40,工作机转速
60x1000—
60x1000x0.9
/rx250
r/min=68.8/7min
则电动机的转速范围为
nd=iznw=(8~40)x68.8r/niin=(550~2752)/7nin
选择电动机的同步转速为1000,/nw.,査参考文献[1]表15.1选择电动机型号为YU2M-6,额定功
率2.2kw9
满载转速940"
mino
电动机主要外形和
安装尺寸如下:
Y8O-YI32
1B
型号
H
A
B
C
D
E
FX
GE
G
K
L
Y112M-6
112
19()
140
70
28
60
8X7
24
12
400
2.计算传动装置的总传动比并分配传动比
1)确定总传动比
=13.66
2)分配传动比
为了保证高速级大齿轮有良好的润滑条件,使两级大齿轮近似相等,取
A=J1.4上=J1.4x13.66=4.4
3・计算传动装置各轴的运动和动力参数
各轴转速
/?
!
=nm=940r/nin
z?
=!
L=2f9_=214r/min
11/;
4.4
=69r/min
>;
=/?
IH=69r/nin
I轴II轴in轴
各轴的输入功率
片=匕巾=2・01x0・99kW=1.99kW
片]=初2〃3=1.99X0.99X0.97RW=1.91
An==191xQ.99xQ.97kW=IMkW
&
=Aii"
2〃iT84x0.99xO.99kW=l・8OPW
各轴的输入转矩
电动机轴输入转矩为
T,=9.55x\06^-=9.55x106x—=20421N-//wh
g940
故
T{=7;
?
^=20421x0・99=20217TV
厶=£
〃2〃3,i=20217x0.99x0.97x4.4=85422N・nun7]n=TiiHeJu=85422x0.99x0.97x3.1=254295N•min
HI
高速级采用斜齿圆柱齿轮,运行平稳,低速级用直齿圆柱齿轮。
齿轮材料:
小齿轮45号钢,调质处理,强度极限b”=640MP“,硬度217~255//BSo大齿轮45号钢,正火处理,强度极限b»
=580MP“,硬度162-217//BS,小齿轮齿面硬度比大齿轮大30~50HBSo齿轮精度8级,锻造轮坯。
1.高速级齿轮设计
1)齿面接触疲劳强度设计
闭式软齿面齿轮设计按照齿面接触疲劳强度计算,首先估计载荷系数
K=KAKvKpKa
k、——使用系数,由参考文献[2]表8.3查
K人=1.00;
K、,一一动载系数,初步估算小齿轮线速度
2m/s
由文献[2]图8・7查得^,=1.13
K”一一齿向载荷分布系数,取尺宽系数
^=1-08,齿轮均为非对称布置,由文献[2]图&
11
査得©
=1.16;
©
――齿间载荷分配系数,由文献[2]表8.4查得心=12°
则《=心心心心=1.00x1.13x1.16x1.2=1.57。
齿面接触疲劳强度的设计公式
2K7]片+](Z工乙0$)
■1,
[b]〃>
Z”一一材料弹性系数,由文献[2]表8.5查得N=189.8jMP“;
Z”一一节点区域系数,初选分度圆螺旋角0=15。
,不变位,由文献[2]图8・14查得乙=2.44;
乙一一重合度系数;
Z”螺旋角系数,Zq=Jcos0=Jcosl5。
=0.98;
M—许用接触应力。
初I选石=21,贝%=也=4.4x21=92.4,取22=93。
端面重合度
1.88-3.2
COS0=
cosl5°
=1.64
轴向重合度
Sp—0・318如©
tan0=0.318xl.08x21xtan15°
=1.93
由文献[2]图8・15查得乙“78。
计算许用接触应力
0]〃=
——实验齿轮的齿面接触疲劳极限,按较软的齿面计算,由文献[2]图&
28査得
b〃m=380MP°
;
Z,、一一寿命系数,由应力循环次数N查得,机器设计寿命为6年2班,每年250天计算,
Lh=24000o则N=60®
%=60x940x1x24000=1.35xl09o由文献
[2]图8・29查得乙宀。
S〃安全系数,取S〃=l.o。
计算得0]〃=38OMM,计算最小直径
_勺L0844
同〃
验算速度v=l・95“〃s9
380
2KT\A+1(Z£
Z//Z,Z/7丫-12x1.57x202174.4+1<
189.8x2.44x0.78x0.98Y
〃]>39.1nun
与估计值相差不大,不需修正
法面模数
d}cosp
39.7xcosl5°
21
=1.83
取为标准值
叫=2o
中心距
中心距圆整为
2a
叫U
2cos0
用⑵+93)=逮02讪
2xcosl5°
a=ll8mm9修正f2心+93)=许5740・
2x118
分度圆螺旋角与初选值相近,不需修正耳和"
则
dx==2x21=43.473mm
cos0cosl5°
mnz2_2x93cos0cosl5°
=192.525/?
//;
/
齿宽
b=©
品厂1.08x43.473=46.95〃?
〃?
甬^伏=50mm,/?
=55mmo
2)齿根弯曲疲劳强度校核弯曲疲劳强度校核公式为
丘
小齿轮圆周力,张升害WON。
43.473
斜齿轮的当量齿数
石_21
cos3pcos314.96°
=23.3
cos'
pcos'
14.96°
由文献[2]图8・19查得仆2.67,22.2。
由图8・20
查得厶=1.57,rv2=1.84o
Y£
=0.25+
=0.25+
0.75
=0.71
由图&
26査得与=0.87o则
1.57x930
50x2
x2.67xl.57x0.71x0.87=37.8MPa
aF2=
x2.2xl.84x0.71x0.87=36.5MP&
计算许用弯曲应力
叭一一实验齿轮的齿根弯曲疲劳应力极限,由文献[2]图8・28查=240MP"
刃伽2=160MPdO
Kv=lO取Sr=1.25,贝!
I
[“==192MPa,同门==12SMPao
lJ/11.25l―1.25
显然,勿S0L,刁2<
0]壮,满足强度要求。
2.低速级齿轮设计
=1.72
低速级齿轮副同样按照齿面接触疲劳强度进行设计,由参考文献[2]表8.6推荐选择齿宽系数如=1.0,初选石=26,则g=心忆3=3.1x26=80.6,取z4=81o合度计算
8a=1.88—3.
1)按齿面接触疲劳强度设计
2K7h«
+1Z£
Z//Z<
如bI口〃丿
Z”与斜齿轮相同,Z”=2.5,根据重合度由文献[2]图&
15查得乙=0.88。
0]〃=包淬
d//
应力循环次数N=a)n{[aLh=60x214x1x24000=3.1x10*9由文献
[2]图8・30查得za,=i,25
(允许有限点蚀),取S厂1.0,
[b]〃=俪八"
=475MM
L11.0
带入设计公式得
2・5xl89・8x0・88
475
=64.9/77/77
3M八「II+1(Z0/Z&
『_312x1.57x854223.1+1斗石[bj〃丿=\hoTF
模数加旦2兽=2.496,取标准值m=2.5,则£
=65mm9z326
〃4=202.5mmo
a2=—/w(z34-^4)=—x2.5x(26+81)=133.75〃〃“
22
小齿轮釆用正变位,变位系数
“g=134J33.75=o」
m2.5
变位较小,不需修正乙。
d3=iri(z3+2x)=2.5(26+2x0.1)=65.5mm
d4=mz4=2.5x81=202.5mm
齿宽取^3=75/?
//?
/f
b4=JOnufio
2)校核齿根弯曲疲劳强度
bm
YfY5Y£
“学二竽学=2608N,由文献[2]图&
19及
65.5
8.20査得YF}=2.49,YF2=2.229岭=1.659Ys2=\.77o重合度
系数场=0.7,则
1.57x2608
61=
=x2.49xl.65x0.7一67.3MP"
70x2.5
则%<
0]门,
%W9满足强度要求。
轴的材料选用调质处理的45号钢,
6=360MH/,0=300MPg,j=155MPao由文献[2]表10>
2查得k]=30〜AOMPa,C为118~106,取C=115。
1.计算各轴最小直径
^>
115x3^=14.8,^,考虑到存在一个键槽,增大4%,
>
\5Amm;
191
汕5岛=23.9呦
184
115x舁一=34Amm
69
考虑到键槽,clm>
35・8mm;
d*>
115=34.1〃"
”,考虑到键槽,
〃花>
35.5mmo
2・轴的结构设计
I:
根据所选联轴器的型号确定d呗,第二段
轴颈根据密封圈标准选择为血七讪。
完成的结构设计草图如下:
8©
47
II:
由此确定第一段轴颈直径心严30呦,依次确定其他轴颈。
结构如下图:
r
(T
)
厂
38
72
50
14
HI:
输出轴末端轴颈根据刚性联轴器型号确定
dnn=33mmo其余轴颈依次确定如下:
1
4
(
44
€
6
3・轴的受力分析及绘制弯矩转矩图
1)1轴的受力简图
()
86
3$
83.200
134.800
48.800
IV
16513
20217
T
由力的平衡和力矩平衡方程计算
FW+F2V=你
F\H+P1H=你
件厶-巧占-耳〃厶=0
厶△厶依次为跨距,以下同;
27;
_2x20217
H43.473
=930N;
Frl=Frtanan/cosp=930xtan20°
/cos14.96°
=350AN;
=/;
tan/?
=930xtan14.96°
=2485No
2//=227.9^o
解方程得F1V=247.2^,F2V=682.8A^,F]H=\22.5N,并画出弯矩转矩图。
计算轴承1、2的径向i
Fr\=JF\\:
+=V247.22+122.52=275.9N
FR1=JFj+F:
/=v682.82+227.92=719.8?
2)II轴的受力简图
85422
由力的平衡和力矩平衡方程
Fw+F2V+F,2+Fi3=O
+F?
h+F「2—巴3=0
-你丄1+巧2厶+7厶=0
-斥〃厶+厲厶+巧2与+竹〃匕+厶)=。
式中◎誌「心=耳,F。
严F“,
厂27]|2x85422
=2608N
斥3tana=2608xtan20°
=949N
解方程得Fw=-1995^,F2V=-1543N,Flfl=673AN,
F2II=-74.87VO并画出弯矩转矩图。
计算轴承3、4的径向载荷
Frs=J巧「+斤「=V19952+673.42=2105N
FK4=J竹/+竹〃2=^15432+74.82=1545N
3)III轴的受力简图
由力和力矩的平衡方程
F}V+F2V-Fl4=0
FwL{-F2VL2=O
斥〃厶一耳昇2=°
式中厲干3,
解方程得心=1730N,F2V=878TV;
F}H=—630N,F2H=_319No
计算轴承径向载荷
FR5=J=%/17302+6302=184IN
Fr6=+耳〃2=J87W+3192=934N
并画出弯矩转矩图如下图:
c_
〉
1
A.
.38
3
68
134
78
117640
IffWnrrrrTr-|
Tl
4.轴的强度校核
1)I轴校核
最大弯矩发生在齿轮中点,考虑到齿轮处齿根
直径较大,取校核危险截面为小齿轮左端面,同时存在扭矩作用。
册皿輕=a/333212+165132=37188/V•mm,
T=20217N・mmo抗弯截面模量W=0.=0.1x343=3930讪、;
抗扭截面模量WT=0.2JI45=0.2x343=7861mm30
VV3930
厶沁=2.57咖
叫・7861
安全系数校核计算公式为:
「討+叭
S。
一一只考虑弯矩时的安全系数;
——只考虑转矩时的安全系数;
6,J—一材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限,知6严300MM,j=\55MPa;
P——表面质量系数,由参考文献⑸表9.9查得0=0.92;
5K:
——弯曲和扭转时轴的有效应力集中
系数,由参考文献⑸表9.10查得过度圆角『2时
心=1.669Kr=\A5;
…——零件的绝对尺寸系数,査参考文献
[5]表9.12得乙=0.87,乞=0.82;
%,%一一把弯曲和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数,对于碳素钢取..=0.2,
"
%——弯曲应力的应力幅和平均应力,对于一般的轴弯曲应力按对称循环变化,
S=6,=9.46MPa,am=0;
-G—一扭转切应力的应力幅和平均应力,
’严齐1.29叭;
[s]——许用疲劳强度安全系数,由参考文献⑸表9.13查得[s]=1.3~1.5O
代入数据计算
*=~K^=1.66300=153
——6+x9.46+0
155
Psaaam0.92x0.87
S===594
rK145
—^r+(pT———一xl.29+0.1xl.29
06rrw0.92x0.82
£
_S°
S(_15.3x59.4
Js,+s,>
/15.32+59.42
显然SS[S],I轴满足强度要求。
2)II轴校核
从弯矩图上看出n轴的危险截面为安装低速级
小齿轮的轴段的中间截面右侧,同时存在较大的
弯矩和扭矩,Mmax=Jl212962+40943?
=128O2O7V・mm9
7=85422^/777770
抗弯截面模量
W=0・ld]J
如4=0.lx3军-1°
朋>
<
(32■■疔=2557〃加;
2x32
WT=0・2d]J
—2*3—
A£
=128020=50i^
W2557
W,5834
Gn=<
7h=50AMPa9(rin=0
由参考文献[5]表9.10和表9.11査得过盈配合和
键槽应力集中情况下的有效应力集中系数为
Ara=1.89x1.769Arr=1.46xl.54o由表9.12查得绝对尺寸系
300
数殆=0.879—0.82;
其余参数同I轴,所以有
S=b_i=2=i44
°
Kc1.89x1.76"
八
—+%%x50.1+0
Psoa…0.92x0.87
06rrpr0.92x0.82
JS八_1-44x6.9_
忑三厂71.442+6.9厂3
得ss[s],所以II轴满足强度要求。
3)III轴校核
从弯矩图上看出III轴的危险截面为安装低速级
大齿轮的轴段的中间截面右侧,同时存在较大的
max
弯矩和扭矩,M“=A/11764tf+428402=125198N・mm,
T=254295/Vo
W=O.k/III23_吗旦=0.1x523-心10?
(]-吋=11347〃肺;
绍112
2x52
抗扭截面模量
…亠噢宀23空加」“
=125198=110^
»
W11347
厶兰込叭駭
7%25408
得q=刃=11.OMPa,b加=0,
与II轴相同存在过盈配合和键槽应力集中,有
效应力集中系数不变。
由表9・12查得绝对尺寸系
数殆=0.8…「=0.77;
其余参数同II轴,有
=£
^=S^=61
S-J-=95
r_~K,1.46x1.54.nni__和
—Tr+(prTntx5.0+0.1x5.0
06r50.92x0.77
SaSr_6,lx9.5
JS"
+S,a/6.12+9.52
得ss[s],所以III轴满足强度要求。
五、滚动轴承的选择和基本额定寿命的计算
1.滚动轴承的选择
二级减速器轴跨距不大,且工作温度变化不大,故轴的轴向固定均釆用两端固定方式。
由于高速级用斜齿轮传动,有一定的轴向载荷,所以I和
II轴上的滚动轴承选用角接触球轴承,III轴用直齿轮,故采用一对普通深沟球轴承。
为了减少轴承的种类,有利于维修和保养,I、II轴上的轴承均釆用角接触球轴承7206C,其基本尺寸为d=30〃〃"
D=62inm,B=16mm,a=\4.2mm,基本额定动负荷C「8N,基本额定静负荷C°
=15kN,极限转速v=9000r/mi«
oin轴上的轴承型号选用6210,其基本尺寸为d=50mm,D=90mm,B=20mm,基本额定动负荷
Cr=35kNo
2・轴承寿命校核
I轴上两个角接触轴承的内部轴向力分别为
佗・1=0・4“i=110.42
/^2=0.4^=287.9?
轴承的轴向载荷
為=7+心=536.4N
Ei2=7=287・9N
II轴上两个角接触轴承的内部轴向力分别为
代3=0.4心3=842N
F$4=0.%=618N
则轴承的轴向载荷
Fa.=FS3=^2N
耳4=弘+®
=10905"
1、2轴承载荷明显较小,不需校核。
计算轴承3、4的当量动负荷
P=XFr+YFa
X"
刃J载荷径向和轴向系数。
§
;
=^=0-056
查表得色=0・43
所以x=i,y=o;
査表得勺=0・45
丹嘗“心
所以x=0.44,y=1.23
则当量动载荷
P、=Fr3=2105N
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- 机械设计 课程设计 二级 展开式 圆柱齿轮 传动