机械设计课程设计锥齿轮2B讲解学习文档格式.docx
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=
3
12345
式中1,2,3,4,5分别为链板传动效率,滚
动轴承效率,齿轮传动效率,联轴器效率,带传
动效率。
据《机械设计手册》知1=0.95,2=0.98,
3=0.97,4=0.99,5=0.96,则有:
0.824
0.95
0.983
0.97
0.99
0.96
所以电动机所需的工作功率为:
pw
0.9
Pd
1.09kw
电动机额定功率
Pm1.2Pd1.21.091.308kw
3、确定电动机转速:
计算鼓轮工作转速:
601000v
601000
nw
3.14
155.774r/min
D
按手册推荐的传动比合理范围,取圆锥齿轮传动一
级减速器传动比范围i1=2~3。
取V带传动比i2=2~4,则总传动比理时范围为i=4~12。
转速范围
(623.096-1869.288r/min)
符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/min。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和
带传动、减速器的传动比,可见转速1500r/min比较
适合,则选n=1500r/min。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,由理论需求电机功率:
Pdpw0.91.09kw及同步转速,选定电动机型号为
Y90L-4。
其主要性能:
额定功率:
1.5KW,满载转速1400r/min。
电动机型号
第三部分计算总传动比及分配各级的传动比为Y90L-4
1、总传动比:
1400
i8.9874
155.774
2、分配各构件传动比:
ii1i2
3、初定减速器内的传动比i23,则带传动的传比就为
i1
i
8.9874
i2
2.9958
第四部分
运动参数及动力参数计算
1、各轴转速:
电动机转速n0
1400r/min
小锥齿轮轴转速n1
n0
467.3209r/min
i1
大锥齿轮转速n2
n1467.3209155.7736r/min
i2
链轮轴转速n3
n2
155.7736r/min
2、各轴功率:
P1
PM
5
1.5
0.961.44kw
P2
2
1.44
0.98
1.368864kw
P3
4
1.3688640.980.991.328071853kw
3、各轴转矩:
电动机轴:
Td
pd
9550
10.2321N.m
nd
轴1:
T1
P
1
29.4273N.m
n1
467.3209
i=8.9874
i12.9958
i23
467.3209r
/min
155.7736r
n3
155.7736r/min
轴2:
T2
1.3689
p1
1.44kw
155.7736
83.9230N.m
1.3686kw
p2
1.3281
p3
1.3281kw
轴3:
T3
81.4217N.m
4、参数汇总
参
转速
功率(kW)
转矩
数
(r/min)
(Nm)
Td
29.4273N.m
轴Ⅰ
467.32
29.43
轴Ⅱ
155.77
1.37
83.92
轴Ⅲ
1.33
81.42
1.皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
由机械设计课本表6-7得:
工况系数kA=1.3
pca
KAp1.3
1.51.95kw
所以由图6-10选择z型v带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速选取
dd180mm
z型带
d
d2i1dd1
(1)2.995880(10.01)237.27mm
d2236mm
轴Ⅰ的实际转速:
(1)nddd1
(10.01)140080
469.83r/min
dd2
236
验证带的速度:
dd1n1
801400
60
1000
5.8613m/s
介于525之间,合适。
(3)确定带长和中心矩
按设计要求
dd180mm
dd2236mm
0.7(dd1
dd2)a0
2(dd1dd2)
取a0
400mm
'
a0
(dd1
(dd2dd1)
Ld
dd2)
1311.58mm
4a0
查表6-2
取Ld
1330mm
实际轴间距
a
L'
13301311.58
v5.8613m/s
400
409mm
安装时所需最小轴间距离
amina0.015Ld409389.05mm
张紧或补偿伸长所需最大轴间距离
amaxa0.03Ld4000.031330439.9mm
(4)验算小带轮包角
包角
11800-dd2
dd1
57.30
158.1450>
1200
包角合适。
Ld1330mm
(5)确定带的根数
由n
1400r/min,dd1
80mm
a409mm
及表6-2、6-4、6-5
和6-6
得p1
0.35kw,p1
0.03,ka
0.943,kL
1.13,
则
Z
1.95
p1)KaKL(0.350.03)
4.8157
(p1
0.9431.13
可以选取z5
1158.1450
(6)计算轴压力
单根v带的初拉力:
由表6-3得:
q0.06
F0
500Pca(2.51)qv2
56.9923N
zv
ka
压轴力:
Fp2zF0sin
25
56.9923sin158.1450
559.59N
小轮基准直径dd1
小轮外径da1
2ha
84mm
z=5
由表6-11得:
e12;
f
7
带轮宽B(Z
1)e
2f
(5-1)
12
2762mm
大轮基准直径dd2
236mm
大轮外径da2
22
240mm
F056.9923N
2.齿轮传动的设计计算
1、选定精度等级,材料热处理方式,齿数初定:
1)本输送机工作速度、功率都不高,选用7级
精度;
2)选择小齿轮材料为40Cr,调质处理,硬度
HBS1241~286
Fp559.59N
3)大齿轮材料为45钢,调质处理,硬度为B62mm
HBS2217~255机械设计教材表8-1
4)选取小齿轮齿数Z1=20,初步确定传动比为
i2=3则大齿轮齿数Z2=i2Z1=3×
20=60
z2
5)此时传动比
u1
z1
20
2、按齿面接触疲劳强度计算:
da2240mm
锥齿轮以大端面参数为标准值,取齿宽中点处的
当量齿轮作为强度计算依据进行计算。
表8-2
和8-4
由公式d1
4KT1
ZH
ZE
其中ZH为齿轮节点区
(
)
(1
0.5R)u
H
域系数,ZE为弹性影响系数
1)
初拟载荷系数K
1.2,取齿宽系数L
0.3
计算节锥角
arccotu
arccot3
18.4349o
90o
90o18.4349o
71.5651o
u
2)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限为:
应以大齿轮材料所决定的许用接触应力为准,
对45号钢,取HBS2230,大齿轮:
Hlim2539MPa
3)接触疲劳强度寿命系数取安全系数sH1.0,
6
N0
KHN
N
计算接触疲劳的寿命系数
式中
N60njlh
60467.32
3300102
126.7294
108
18.43490
N0
30(HBS)2.4
30(230)2.4
1.397107
71.5651
因
故
4)计算接触疲劳许用应力许用接触应力
KHN
lim
539MPa
SH
5)按齿面接触强度设计传动
区域系数zH2.5
弹性影响系数zE189.8MPa
由式8-11得小齿轮分度圆直径:
4KT1(zHzE)2
d13
0.5L)2u
L(1
29.4273
55.22mm
0.3(1
0.50.3)2
3(
539
)2
2.5
189.8
齿轮模数m
d1
55.22
2.761mm
Z1
3、按齿根弯曲疲劳强度计算:
两齿轮的当量齿数
ZV1
21.08
cos1
cos18.4349
Z2
189.74
ZV2
cos
cos71.5651
查8-3
表得YFS1
4.31,YFS23.94
对小齿轮取HBS1
260,对大齿轮仍用接触强度时的数据,
取HBS2
230,按线性插值得弯曲疲劳极限分别为
Flim1
Flim2
218278218(260200)241.5MPa
353200
155
185
155(230
120)
192MPa
210
120
许用应力
KFN
Flim1
186MPa
F1
SF
148MPa
F2
YFa1
4.31
0.023172
186
F1
YFa2
3.94
0.026622
较[
]F1大,故选其校
148
验
4kT1(1
0.5
L)YFa2
m
10.5L
LZ12
u2
1F2
103
0.85
0.3202
32
2.416mm
1-0.50.3
1144
m3
4、确定模数
综上,根据标准模数表取m3
5、齿轮参数计算:
由齿数求分度圆直径
Z1m203
60mm
d2
Z2m603
180mm
计算中心距
120mm
(d1d2)/2
60180120mm
锥距R,由
Rd1
321
94.8683mm
齿宽b
RR
94.8683
28.4605mm
圆整取b128mmb228mm
6、齿轮参数汇总:
名称代号小锥齿轮大锥齿轮
齿数Z2060
模数m3mm
分锥角
δ18.4349o
分度圆直径d(mm)60180
齿顶高ha(mm)a3
齿根高hf(mm)3.6
齿顶圆直径da(mm)65.6921181.8974
齿根圆直径df(mm)53.1695177.7232
锥距R(mm)94.8683
顶隙c(mm)0.6
R94.8683mm
b1b228mm
分度圆齿厚S(mm)
4.712
当量齿数ZV21.08189.74
齿宽β(mm)28
齿宽系数φR0.3
平均分度圆直
d(mm)51153
径
第六部分轴的设计计算?
输入轴的设计计算
1、按照扭转强度初定直径
选用45号钢作为轴的材料,调质处理,取
[]35MPa
估算最小轴径:
9550000p
9550000
dmin3
16.14mm
0.2nT
0.2467.320935
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d16.141.0516.95mm
考虑到键槽对轴强度的削弱以及带轮对小轴有较
大的拉力,我们选择小轴最小径d20mm。
2、输入轴的结构设计
(1)轴上零件的定位,固定和装配
123456
(2)确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:
d1=20mm长度取L1=60mm
键长50mmb=h=6mm
Ⅱ段:
d2=25mm长度取L2=30mm
Ⅲ段:
d3=30mm长度取L3=15mm用来和轴承进行过
度配合,初选用30206型圆锥滚子轴承。
Ⅳ段:
d4=28mm长度为L4=42mm
Ⅴ段:
d5=30mm长度为L5=26mm用来和轴承进行过
Ⅵ段:
齿轮部分
(3)轴强度校核
齿轮之间的力:
对小锥齿轮受力分析:
Ft1
2T1/dm12
29.4273/51
1.154kN(外)
Fa1
Ft1tan200
sin
1.154
tan200
sin18.43490
0132kN
(左)
FR1Ft1tan200cos
1.154tan200
cos18.43490
0.395kN
(下)
带轮处:
Fr2zF0sin
2556.9923sin158.140
0.560kN(下)
对输入轴进行受力分析得
轴承1:
Fr1=1.144KN(上)
Ft1=1.154KN(外)
轴承2:
Fr2=0.206KN(下)?
Ft2=2.127KN(里)?
轴承3位置为危险截面
这里只校核危险截面3的强度。
轴单向旋转,扭
转切应力为脉动循环变应力,取折合系数0.59首先计算截面3的抗弯截面系数WM
MH
13.286N
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