机械设计课程设计带式运输机的传动装置设计Word格式文档下载.docx
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0.984×
0.982×
0.99×
0.96=0.7998
电动机的功率为:
Pd=Pw/η=3.8/0.7998=4.7512kw
查表16-1选电动机的额定功率为Pe=5.5kw,nm=1440r/min,型号:
Y132S-4
4)计算传动比
工作机的转速nw=60×
v/(∏D×
10-3)=60×
0.8/(∏×
350×
10-3)=43.654r/min
总传动比i=nm/n=1440/43.654=32.987
5)传动比的分配
设i1,i2分别为展开式圆柱齿轮的高速级和低速级的传动比,取i1=1.3i2,由
i=i带×
i1×
i2=2.5×
1.3×
i22=32.654
得i2=3.1895i1=1.3×
i2=4.1416i3=1.0
4.传动装置的运动和动力参数的计算
1)各轴转速的计算
nI=nm/i带=1440/2.5=576r/min
nII=nI/i1=576/4.1416=139.077r/min
nIII=nII/i2=139.077/3.1859=43.654r/min
nIV=nIII=51.97r/min
各轴的输出功率:
PI=P×
η1=4.7512×
0.98=4.4234kwPII=PI×
η2×
η3=4.4234×
0.98×
0.98=4.2482kw
PIII=PII×
η23=4.2482×
0.98=4.0800kwPIV=PIII×
η34=4.0800×
0.96×
0.98=3.8001kw
各轴的输入转矩
T1=9550×
PI/nI=75.19N*m)T2=9550×
PII/nII=274.13N*m
TIII=9550×
PIII/nIII=768.70N*mTIV=9550×
PIV/nIV=745.79N*m
表Ⅰ电动机的数据及总传比
型号
额定功率kw
同步转速r/min
满载转速r/m
总传比
i
外伸轴径mm
轴外伸长度mm
轴心高度mm
5.5
1500
1440
32.987
38
80
132
表II各轴的运动及动力参数
轴号
转速n(r/min)
功率P(kw)
转矩T(N·
m)
传动比i
电机轴
4.7512
31.510
2.5
I
576.0
4.4234
73.340
4.1416
II
139.077
4.2482
291.711
3.1859
III
43.654
4.0800
892.264
1.0
IV
3.8001
831.332
减速器的零部件设计:
二、V带设计
1)确定计算功率Pca
根据前面的设计要求,有轻微的振动,两班制(16h)工作,查表8-6得
工作情况系数KA=1.2
Pca=Pd×
KA=4.7512×
1.2=5.7014kw
小带轮的转速为:
n=1440r/min
2)根据小带轮转速和计算功率查普通V带选型图8-8,知dd1=112~140
取dd1=112mm,即选择A型V带
则dd2=dd1×
i带=280mm
V1=3.14×
dd1×
n1/60×
1000=3.14×
125×
1440/60×
1000=9.42<
20m/s
3)确定中心距a0=500mm
基准长度Ld1=2×
a0+3.14×
(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4×
a0=
1000+686.875+14.648=1701.875mm
根据Ld1由表8-2中选取V带的基准长度Ld=1800mm
近似计算中心距:
a=a0+(Ld-Ld1)/2=485.244mm
考虑安装调整和补偿预紧力的需要,中心距的变动范围为:
amin=a-0.015Ld=461.244mm
amax=a+0.03Ld=533.244mm
4)验算主动轮上的包角α
α1=1800-(dd2-dd1)×
57.50/a=160.900〉1200
5)确定带的根数Z
Kα--包角的系数KL--长度系数P0--单根V带的基本额定功率△P0--计入传动比的影响时,单根V带额定功率的增量
查表8-8,知Kα=0.95查表8-2,知KL=0.99
查表8-5a知P0=1.62查表8-5b知△P0=0.17
Z=Pca/(P0+△P)×
K×
KL=6.2062/[(1.62+0.17)×
0.95×
0.99]=3.39
所以取带的根数为4根
6)确定带的预紧力F0
F0=500×
Pca×
(2.5/Kα-1)/ZV+qv2
其中q表示传动带单位长度的质量,查表的q=0.1kg/m
所以F0=500×
5.7014×
(2.5/0.95-1)/4×
8.44+0.1×
8.442=144.89N
7)计算带传动作用在轴上的力:
Fp=2×
Z×
F0×
sinα1/2=2×
4×
144.89×
sin(160.09/2)=1141.668N
压轴力与水平面所成的角度:
θ=arctan(40/485.244)=4.710
表IIIV带的截面尺寸
普通V带
节宽bp
顶宽b
高度h
截面面积
(mm2)
楔角
(°
)
A
11.0
13
8
81
40
三、齿轮设计
标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算
1、选择精度等级,材料及齿数及螺旋角
(1)一般传动机械选用7级精度
(2)材料选择:
小齿轮材料选用45#,调质,硬度为280HBS
(3)大齿轮选用45#正火,硬度为240HBS
(4)选取小齿轮齿数:
Z1=24,
(5)大齿轮的齿数为Z2=i1×
Z1=4.1416×
24=99.44
取Z2=100,齿数比u=Z2/Z1=100/24=4.1667
(6)选取螺旋角β=140
2、按齿面接触疲劳强度计算设计
由公式dt1≧[2×
Kt×
T1×
(u±
1)×
(ZH×
ZE)2/[σHεα]]/u]1/3
确定公式内的各计算值
(1)试选Kt=1.6
(2)计算小齿轮传递的转矩
P2/n2=7.3340×
104N×
mm
(3)由图10-30选取区域系数ZH=2.433
(4)由图10-26查得端面重合度
εα1=0.78εα2=0.87εα=εα1+εα2=0.78+0.87=1.65
(5)由表10-7选取齿宽系数фd=1.0
(6)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
(7)由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
σHlim1=600MPa
大齿轮的接触疲劳极限:
σHlim2=550MPa
(8)由式10-13计算应力循环次数
N1=60×
n1×
j×
Lh=60×
576×
1×
(2×
8×
300×
10)=1.65888×
108
N2=N1/i1=9.95328×
108/3.796=2.622×
由图10-19查得接触疲劳寿命系数为:
KHN1=0.95KHN2=1.02
(9)计算接触疲劳许用应力
去失效概率为1℅,安全系数S=1,则
[σH]1=KHN1×
σHlim1/S=0.95×
600=470.6Mpa
[σH]2=KNH2×
σHlim2/S=1.02×
550=880Mpa
[σH]3=([σH]1+[σH]2)/2=565.5MPa
计算:
(1)计算小齿轮的分度圆直径
dt1≥[2×
1.6×
7.343×
104×
(4.1667+1)×
(2.433×
189.8/561.5)2/(1×
1.65×
4.1667)]1/3=49.00
(2)计算圆周速度V=3.14×
dt1×
1000=2.46m/s
(3)计算齿宽b及模数mnt1
b=Фd×
dt1=1×
49.0=49.0
mnt1=dt1×
cosβ/Z1=49.0×
cos140/24=1.98mm
n=2.25×
mnt1=2.25×
1.98=4.455mm
b/n=44.95/4.088=10.996
(4)计算重合度εβ=0.318×
Фd×
Z1×
tgβ=0.318×
24×
tg140=1.903
(5)计算载荷系数K
使用系数KA=1.25
根据V=2.46m/s7级精度,由图10-8查得动载系数KV=1.10
有表10-4查KHβ=1.12+0.18×
(1+0.6×
12)×
12+0.23×
10-3×
b=1.42
由图10-23查得KFβ=1.35由表10-3查得KHα=KFα=1.2
所以得计算载荷
K=KA×
KHβ×
KV×
KHα=1×
1.414×
1.06×
1.4=2.342
(6)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径:
d1=dt1×
K/Kt=49.00×
2.343/1.6=55.64mm
(7)计算摸数mn1=d1×
cosβ/Z1=2.25
按弯曲硬度设计:
由式mn1≥[2×
K×
Yβ×
cosβ×
YFa×
YSa/(Фd×
Z12×
εα×
[σF])]1/3
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数K=KA×
KFβ×
KFα=1.2×
1.10×
1.2×
1.35=2.28
(2)据纵向重合度εβ=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数
Yβ=0.88
(3)计算当量齿数
ZV1=Z1/cos3β=24/cos3×
140=26.27
ZV2=Z2/cos3β=91/cos3×
140=109.47
(4)查齿形系数,由表10-5,按当量齿数查得
YFa1=2.592YFa2=2.178
(5)应力修正系数
YSa1=1.596YSa2=1.803
由图10-20c,查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE=380MPa
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数为KFN1=0.83KFN2=0.86
(6)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数SF=1.4由式10-12得,
[σF]1=KFN1×
σFE1/S=0.83×
500/1.4=296.43MPa
[σF]2=KFN2×
σFE2/S=0.86×
380/1.4=213.43MPa
(9)计算大小齿轮的YFa1×
YSa2/[σF]并加以比较
YFa1×
YSa2/[σF]1=2.592×
1.596/296.43=0.01396
YFa2×
YSa2/[σF]2=2.183×
1.79/233.43=0.01682
大齿轮的数值大,代入计算
2)设计计算
mn1≥[2×
2.28×
7.334×
0.88×
cos2140/(1×
242×
1.65)]1/3=1.70mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算得到的法面摸数,取mn=2,已满足弯曲强度,但为了满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径d1=55.64mm来计算应有的齿数,即可对齿数修正
Z1=d1×
cosβ/mn1=55.645×
cos140/2=26.8
取Z1=25,则Z2=i1×
25=103.5,取Z2=103
3)几何尺寸计算
(1)计算中心矩
a=(Z1+Z2)×
mn1/2×
cosβ=(24+91)×
2/2×
cos140=131.92
将中心距调整为130mm
(2)按调整够的中心距修正螺旋角
β=arccos[(Z1+Z2)×
mn1/(2×
a)]=10.060
3、计算大小齿轮的直径
d1=Z1mn1/cosβ=25×
2/cos10.060=50.78mm
d2=Z2×
mn1/cosβ=103×
2/cos10.060=209.22mm
(4)计算齿轮宽度
b=фd×
d1=1×
50.087=50.087mm
然后取B2=50mmB1=50+5=55mm
低速齿轮的传动设计:
已知数据n2=139.077r/minP2=4.2482kwT2=291.711N×
m
i2=3.1859
确定精度等级及材料及螺旋角
选用7级精度,材料:
小齿轮用45#钢(调质),硬度280HBS,大齿轮用45#钢(正火),硬度240HBS
选小齿轮的齿数为Z3=23,大齿轮的齿数Z4=i2×
Z3=2.92×
25=73
取Z4=73齿数比为u=Z4/Z3=2.913
初选螺旋角为β=140。
1.按齿面接触疲劳强度计算设计
由设计公式进行计算:
dt3≥[2×
T2×
(u+1)×
(ZH×
ZE/[σH])2/(фd×
u)]1/3确定公式内各计算值:
试选Kt=1.3
由图10-30选区域系数ZH=2.433
由图10-26查得端面重合度εα3=0.78εα4=0.86则
ε=εα3+εα40.76+0.85=1.64
由表10-7选取齿宽系数Φd=1.0
由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
由图10-21按齿面强度查得小齿轮的接触强度极限:
σHlim3=600MPaσHlim4=550MPa
由式10-13计算应力循环系数:
N3=60×
J×
LH×
n2=60×
10)×
139.077=4.0054×
N4=N3/i2=4.0054×
108/3.1734=1.262×
由图10-19查得按接触疲劳寿命系数:
KHN3=1.05KHN4=1.12
计算接触疲劳许用应力:
取失效率为1%,安全系数为S=1则
[σH]3=KHN3×
σHlim3/S=1.06×
600/1=630MPa
[σH]4=KHN4×
σHlim4/S=1.12×
550/1=616Mpa
[σH]=([σH]3+[σH]4)/2=623MPa
小齿轮的分度圆直径:
291.711×
103×
(3.1739+1)×
189.8/623)2/(1×
1.64×
3.1739)]1/3=69.392mm
计算圆周速度
V=3.14×
d3t×
n2/(60×
1000)=3.14×
69.392×
139.077/60×
1000=0.505m/s
计算齿宽b及摸数mnt3
b=Φd×
d3t=1×
69.392=69.392mm
mnt3=d3t×
cosβ/Z3=69.392×
cos140/23=2.927
h=2.25×
mnt3=2.25×
2.927=6.586
b/h=69.392/6.586=10.536
计算重合度εβ
εβ=0.318×
Φd×
Z3×
23×
tg14°
=1.824
计算载荷系数K
使用系数KA=1.25
根据V=0.505m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数KV=1.05
由表10-4查得:
KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd)2×
Φd2+0.23×
b=1.424
由图10-13查得:
KFβ=1.35
由表10-3查得:
KHα=KFα=1.1
故得计算载荷:
K=KA×
KHα=1.25×
1.02×
1.42×
1.1=2.056
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
d3=d3t×
K/Kt=69.392×
(2.056/1.3)1/3=80.848mm
计算摸数mn
Mn=d3×
cosβ/Z3=80.8448×
cos140/25=3.411
2.按齿根弯曲强度设计
确定计算参数
KFα×
KFβ=1.25×
1.05×
1.1×
1.35=1.949
根据重合度εβ=2.28,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
计算当量齿数ZV3=Z3/cos3β×
23/cos314°
=25.178
ZV4=Z4/cos3β=73/cos3β=77.538
查齿形系数
由表10-5按当量齿数查得YFa3=2.616YFa4=2.226
应力修正系数:
YSa3=1.591YSa4=1.763
由图10-26查得小齿轮的弯曲疲劳极限σFE3=500MPa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE4=380MPa
由图10-18查得弯曲疲劳系数KFN3=0.87KFN4=0.92
计算许用应力:
弯曲疲劳系数SF=1.4
[σF]3=KFN3×
σFE3/SF=0.87×
500/1.4=310.714MPa
[σF]4=KFN4×
σFE3/SF=0.92×
380/1.4=249.714MPa
计算大小齿轮的YFa×
YSa/[σ]F,并比较大小
YFa3×
FSa3/[σF]3=2.616×
1.591/310.714=0.01340
YFa4×
FSa4/[σF]4=2.226×
1.763/249.14=0.01672
由结果知大齿轮的齿数大。
3.设计计算
mn3≥[2×
1.949×
1000×
cos214o×
0.01572/(1×
232×
1.64)]1/3=2.575
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数大于齿根弯曲疲劳计算的法面摸数即mn3=3mm,即可满足弯曲强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度取得的分度圆直径d3=78.748来计算应力的齿数,即对齿数修正
Z3=d3×
cosβ/mn3=80.848×
cos140/3.0=26.149取Z3=25,
则Z4=Z3×
i2=25×
3.1859=79.6取Z4=80.
4.几何尺寸计算
(1)计算中心距
a=(Z3+Z4)×
mn3/(2×
cosβ)=(25+80)×
3/2×
cos140=162.32
调整为a=162.32
(2)按调整后的中心距修正螺旋角
β=arccos(Z3+Z4)×
a)=13.540
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
d3=Z3×
mn3/cosβ=25×
3/cos13.54=77.144mm
d4=Z4×
mn4/cosβ=80×
3/cos13.540=246.861mm
B=Φd×
d3=1×
77.144=77.144mm
调整后取B4=77B3=77+5=82mm
表IV—齿轮基本尺寸单位:
齿轮标号
齿数
齿宽
分度圆直径
模数
传动比
螺旋角
中心距
齿形角
精度等级
1
25
55
50.78
2
10.06
130
20
7-FK
103
50
209.22
3
26
82
77.144
13.54
161
4
83
77
246.861
齿轮的受力分析图:
四、轴的结构设计:
结构设计:
轴的材料45#钢,调质处理,其机械性能如下:
σβ=640MPaσs=355MPaσ-1=275MPa[σ-1]=60MPaζ-1=155MPa
Ⅲ轴的结构设计:
1.
(1)轴上零件的安装顺序(从右往左)
轴承盖—轴承—挡油盘—齿轮4—挡油盘—轴承—轴承盖—联轴器
轴上最小直径为安装直径处
(2)按扭转强度计算轴的最小直径dmin
dmin≥A0×
(PⅢ/nⅢ)1/3=105×
(4.0800/43.654)1/3=45.65mm
轴上开有一个键槽,直径增大5%,即
dmin≥45.65×
(1+5%)=47.9325mm
(3)选联轴器的型号(用弹性柱销联轴器)
根据轴的转矩和和转速选择联轴器的型号计算转矩:
Tca=K×
TⅢ=1.5×
892.264=1338.396N×
查指导书选择HL5型,根据轴的最小直径取d12=50mm,联轴器的
型号为HL5JC50×
107/JC50×
107
(4)联轴器处定位轴肩高:
h=(2~4)×
c1=2×
2=4mm
d23=d12+2×
h=50+2×
4=58mm
装滚动轴承处(选用7213AC):
轴承内径为65mm,故d34=65mm
左边滚动轴承处的直径
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