机械设计:带式运输机单级圆柱齿轮减速器
可以给你设计数据作参考,图纸和说明书自己动手,学机械的,这点都搞不定还能做什么呢??
如果你要,就发信息给我。
已知:运输带F=2600N,V=1.5m/s,卷筒直径D=270mm。
1、输出功率P2=F*V=2600*1.5=3.9kw
卷筒转速N2=(60000*V)/(π*D)=(60000*1.5)/(π*270)=106.2r/min
输出转矩T2=9550*P2/N2=9550*3.9/106.2=350.7N.m
2、根据负载选择电动机。
双级圆锥圆柱齿轮传动的效率为0.94~0.95,取0.94
则电机功率P1>=P2/0.94=3.9/0.94=4.15kw
查表:选择Y系列电机,型号为Y132S-4,额定功率P1=5.5kw,转速n1=1440r/min。
则总传动比i=N1/N2=1440/106.2=13.56
3、传动比分配:
因为速度、载荷都不大,采用二级直齿圆锥圆柱齿轮传动。
高速级传动为直齿锥齿轮,为避免锥齿轮尺寸过大,取传动比i1=0.25*i=3.14,取i1=3
则i2=i/i1=13.56/3=4.52。
高速级锥齿轮设计计算:
1、小齿轮材料选用40Cr淬火,硬度48-55HRC
大齿轮选用45调质,硬度217-255HBS
2、小齿轮转矩T1=9550*P1/N1=9550*5.5/1440=36.48 N.m
按齿面接触强度初步估算:
公式:d'e1=1951*((K*T1)/(u*σ'HP^2))^(1/3)
载荷系数k=1.2
齿数比u=i1=3
查小齿轮齿面接触疲劳极限σHlim=1200MPa
σ'HP=σHlim/S'H=1200/1.1=1090MPa (S'H估算时取1.1)
则d'e1=1951*((1.2*34.48)/(3*1090^2))^(1/3)=45.18mm
3、查手册,取小齿轮齿轮Z1=19
则Z2=i1*Z1=19*3=57
分锥角:δ1=arctan(z1/z2)=arctan(19/57)=18°26'6"
δ2=90°-δ1=71°33'54"
大端模数 :me=d'e1/z1=56.46/19=2.38,取标准值me=2.5mm
大端度圆直径:de1=me*z1=2.5*19=47.5mm
de2=me*z2=2.5*57=142.5mm
外锥距Re=de1/2sinδ1=47.5/(2*sinδ1)=75.104mm
齿宽b=0.3Re=0.3*75.104=22.5mm,取23mm
中点模数M=me*(1-0.5*0.3)=2.125mm
中点分度圆直径dm1=2.125*19=40.375mm
dm1=2.125*57=124.125mm
当量齿数Zv1=z1/cosδ1=20.028
Zv2=z2/cosδ2=180.25
变位系数为0
其他结构尺寸(略)
4、较核齿面接触疲劳强度(略)
5、工作图(略)
圆柱齿轮传动设计计算:
一、设计参数
传递功率 P=5.5(kW)
传递转矩 T=109.42(N·m)
齿轮1转速 n1=480(r/min)
齿轮2转速 n2=106.2(r/min)
传动比 i=4.52
原动机载荷特性 SF=均匀平稳
工作机载荷特性 WF=均匀平稳
预定寿命 H=40000(小时)
二、布置与结构
闭式,对称布置
三、材料及热处理
硬齿面,热处理质量级别 MQ
齿轮1材料及热处理 20Cr
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=56~62
齿轮1硬度 HBS1=59
齿轮2材料及热处理 =45调质
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=217~255HBS
齿轮2硬度 HBS2=230HBS
四、齿轮精度:7级
五、齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=2.5
齿轮1齿数 Z1=17
齿轮1变位系数 X1=0.00
齿轮1齿宽 B1=25.00(mm)
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.588
齿轮2齿数 Z2=77
齿轮2变位系数 X2=0.00
齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.104
总变位系数 Xsum=0.000
标准中心距 A0=117.50000(mm)
实际中心距 A=117.50000(mm
齿轮1分度圆直径 d1=42.50000(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=47.50000(mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=36.25000(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=2.50000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=3.12500(mm)
齿轮1全齿高 h1=5.62500(mm)
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.777676(度)
齿轮2分度圆直径 d2=192.50000(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=197.50000(mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=186.25000(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=2.50000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=3.12500(mm)
齿轮2全齿高 h2=5.62500(mm)
齿轮2齿顶压力角 αat2=23.665717(度)
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.92141(mm)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.59065(mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.46762(mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.86889(mm)
齿轮1公法线跨齿数 K1=2
齿轮1公法线长度 Wk1=11.66573(mm)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.92672(mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.52003(mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.46762(mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.86889(mm)
齿轮2公法线跨齿数 K2=9
齿轮2公法线长度 Wk2=65.42886(mm)
齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角 α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
端面顶隙系数 c*t=0.25000
端面压力角 α*t=20.0000000(度)
六、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1250.0(MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=816.0(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1576.3(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=873.5(MPa)
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa)
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=685.1(MPa)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触强度计算应力 σH=1340.5(MPa)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=455.2(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=398.3(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足
实际传动比i2=z2/z1=77/17=4.53
总传动比i=i1*i2=3*4.53=13.6
误差:(13.6-13.56)/13.56=0.3%<5%
主要问题不明:是要求设计整机还是说“单级直齿圆柱齿轮减速器”无法设计?
1、关于连续单向运转的问题只需要在电控上设置启动/停止按钮就行,不设反转。
2、对于运输的物体不知是在什么样的条件下:
如果是起提升作用,则要求在断电情况下不能反转,这时要用到蜗轮蜗杆传动。
如果是水平或是向下运送,则可以不考虑断电反转的问题。
3、建议(通常使用)初级采用带传动(即电动机的输出与减速箱的传动),末级采用链轮传动(即减速箱与运输带主动轮的传动)。
4、
一、前言
(一)
设计目的:
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用,培养结构设计,计算能力,熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构,用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据:运输带的工作拉力F=0.2 KN;带速V=2.0m/s;滚筒直径D=400mm(滚筒效率为0.96)。
工作条件:预定使用寿命8年,工作为二班工作制,载荷轻。
工作环境:室内灰尘较大,环境最高温度35°。
动力来源:电力,三相交流380/220伏。
1
、电动机选择
(1)、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机
(2)、电动机功率选择:
①传动装置的总效率:
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率:
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率:
=3.975/0.87=4.488KW
使电动机的额定功率P =(1~1.3)P ,由查表得电动机的额定功率P = 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
=(60×v)/(2π×D/2)
=(60×2)/(2π×0.2)
=96r/min
由推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4,则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =(6~24)×96=576~2304r/min
⑷、确定电动机型号
根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的情况,同时也要降低电动机的重量和成本,最终可确定同步转速为1500r/min ,根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ,满载转速 1440r/min 。
其主要性能:额定功率:5.5KW,满载转速1440r/min,额定转矩2.2,质量68kg。
2 、计算总传动比及分配各级的传动比
(1)、总传动比:i =1440/96=15
(2)、分配各级传动比:
根据指导书,取齿轮i =5(单级减速器i=3~6合理)
=15/5=3
3 、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速(r/min)
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率(KW)
电动机的额定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶计算各轴扭矩(N•mm)
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、传动零件的设计计算
(一)齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢,调质,齿面硬度220HBS;根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
(2)确定有关参数和系数如下:
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数:
=5×20=100 ,所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差:(i -i)/I=(5.05-5)/5=1%<2.5% 可用
齿数比: u=i
取模数:m=3 ;齿顶高系数h =1;径向间隙系数c =0.25;压力角 =20°;
则 h *m=3,h )m=3.75
h=(2 h )m=6.75,c= c
分度圆直径:d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取 φ
齿宽: b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ,
b
齿顶圆直径:d )=66,
d
齿根圆直径:d )=52.5,
d )=295.5
基圆直径:
d cos =56.38,
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a:
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
(二)轴的设计计算
1 、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
根据指导书并查表,取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:d =25mm
, L =(1.5~3)d ,所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L =(2+20+55)=77mm
III段直径:
初选用30207型角接触球轴承,其内径d为35mm,外径D为72mm,宽度T为18.25mm.
=d=35mm,L =T=18.25mm,取L
Ⅳ段直径:
由手册得:c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:d =(35+3×2)=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同,即L
Ⅴ段直径:d =50mm. ,长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径:d =41mm, L
Ⅶ段直径:d =35mm, L <L3,取L
2 、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位,固定和装配
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承,其内径d为55mm,外径D=100mm,宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长42.755mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则 d =42mm L = 50mm
L = 55mm
L = 60mm
L = 68mm
L =55mm
L
四、滚动轴承的选择
1 、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承,其内径d为35mm,外径D为72mm,宽度T为18.25mm.
2 、计算输出轴承
选30211型角接球轴承,其内径d为55mm,外径D=100mm,宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1 、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择:
带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ,L =65mm
查手册得,选用C型平键,得: 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得:键宽b=12,键高h=8,因轴长L =65,故取键长L=56
2 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得,选用C型平键,得:
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得:键宽b=18,键高h=11,因轴长L =53,故取键长L=45
3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L
查手册
选A型平键,得:
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得:键宽b=8,键高h=7,因轴长L =62,故取键长L=50
4 、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键,得:
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得:键宽b=14,键高h=9,因轴长L =60,故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构,采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下:
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖:HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 :GB886-86
查得:内径d=55,外径D=65,挡圈厚H=5,右肩轴直径D1≥58
2
、油标 :M12:d =6,h=28,a=10,b=6,c=4,D=20,D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 :JB/ZQ4450-86
九、
设计参考资料目录
1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社,1999.6
2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州:浙江大学出版社,1997.11
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器
目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一. 总体布置简图
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器
二. 工作情况:
载荷平稳、单向旋转
三. 原始数据
鼓轮的扭矩T(Nm):850
鼓轮的直径D(mm):350
运输带速度V(m/s):0.7
带速允许偏差(%):5
使用年限(年):5
工作制度(班/日):2
四. 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算;
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核;
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五. 设计任务
1. 减速器总装配图一张
2. 齿轮、轴零件图各一张
3. 设计说明书一份
六. 设计进度
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。
2.电动机容量的选择
1) 工作机所需功率Pw
Pw=3.4kW
2) 电动机的输出功率
Pd=Pw/η
η= =0.904
Pd=3.76kW
3.电动机转速的选择
nd=(i1’i2’…in’)nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4.电动机型号的确定
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw
nw=38.4
i=25.14
2.合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩(Nm) 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
传动件设计计算
1. 选精度等级、材料及齿数
1) 材料及热处理;
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2) 精度等级选用7级精度;
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的;
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算
按式(10—21)试算,即
dt≥
1) 确定公式内的各计算数值
(1) 试选Kt=1.6
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
(7) 由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8
N2=N1/5=6.64×107
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98
(9) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa
2) 计算
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =67.85
(2) 计算圆周速度
v= = =0.68m/s
(3) 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
(4) 计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
(5) 计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同,
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d1= = mm=73.6mm
(7) 计算模数mn
mn = mm=3.74
3.按齿根弯曲强度设计
由式(10—17 mn≥
1) 确定计算参数
(1) 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88
(3) 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
(4) 查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172
(5) 查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798
(6) 计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较
= =0.0126
= =0.01468
大齿轮的数值大。
2) 设计计算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4.几何尺寸计算
1) 计算中心距
z1 =32.9,取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圆整后取255mm
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4) 计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm,B2=85mm
5) 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴:
1.初步确定轴的最小直径
d≥ = =34.2mm
2.求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N;
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3.轴的结构设计
1) 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。
6. VI-VIII长度为44mm。
4. 求轴上的载荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故:Fa1=638N
Fa2=189N
5.精确校核轴的疲劳强度
1) 判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面
2) 截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用40cr,调质处理,所以
([2]P355表15-1)
a) 综合系数的计算
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , ,
([2]P38附表3-2经直线插入)
轴的材料敏感系数为 , ,
([2]P37附图3-1)
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 ,
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3)
轴采用磨削加工,表面质量系数为 ,
([2]P40附图3-4)
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为 ,
c) 安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
I轴:
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1) 确定轴上零件的装配方案
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。
2) 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下:
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4.按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。
III轴
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1) 轴上零件的装配方案
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5.求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
I轴:
1.求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1) 径向力
2) 派生力
3) 轴向力
由于 ,
所以轴向力为 ,
4) 当量载荷
由于 , ,
所以 , , , 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
5) 轴承寿命的校核
II轴:
6、 轴承30307的校核
1) 径向力
2) 派生力
,
3) 轴向力
由于 ,
所以轴向力为 ,
4) 当量载荷
由于 , ,
所以 , , , 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
5) 轴承寿命的校核
III轴:
7、 轴承32214的校核
1) 径向力
2) 派生力
3) 轴向力
由于 ,
所以轴向力为 ,
4) 当量载荷
由于 , ,
所以 , , , 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
5) 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算
代号 直径
(mm) 工作长度
(mm) 工作高度
(mm) 转矩
(Nm) 极限应力
(MPa)
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 ,
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84)
其主要参数如下:
材料HT200
公称转矩
轴孔直径 ,
轴孔长 ,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]P163表17-3)(GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 ,
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84)
其主要参数如下:
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长 ,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]P163表17-3)(GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。
二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
哇,我的设计任务跟你一模一样,有的话麻烦给我也发一份 [email protected]谢谢啦
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