结果 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
一、设计任务书 1.1传动方案示意图 图一、传动方案简图 1.2原始数据
1.3工作条件 三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的。 1.4工作量 1、传动系统方案的分析； 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 3、传动零件的设计计算； 4《中华人民共和国突发事件应对法》、轴的设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 6、键联接和联轴器的选择及校核； 7、减速器箱体，润滑及附件的设计； 8、装配图和零件图的设计； 9、设计小结； 10、参考文献； 二、传动系统方案的分析 传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。 三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 设计计算及说明 | 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000 F-工作机阻力 v-工作机线速度 -工作机效率可取0.96 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 =0.833 -滚动轴承传动效率取0.99 -圆锥齿轮传动效率取0.95 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 = （3）确定电动机的额定功率 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =60×1000V/πD=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为 —弱视仪=(8-15）=873.6—1638r/min。 可见同步转速为1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。 公称抗拉强度 设计计算及说明 | F=2500N V=1.6m/s =0.833 =5kw =5.5kw =109.2 r/min 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
表2 电动机方案比较表（指导书 表19-1）
由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M2-6 3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 =960/109.2=8.79 2、分配各级传动比 高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 =2.2 =4 3.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） ＝=960r/min ＝=960/202=436.36r/min ＝/=436.36/4=109.2r/min =109.2r/min 2、各轴输入功率 =4.95kw . =4.655kw =4.47kw =.=4.38kw 3、各轴转矩 =49.24N.m 设计计算及说明 | 选Y132M2-6型电动机 =2.2 =4 =960 =436.36 =109.2r/min =4.95 kw =4.65 kw =4.47 kw =4.38 kw 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
=101.88N.m =390.92N.m =383.04N.M 将计算结果汇总列表如下
四、传动零件的设计计算 4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》） 已知输入功率为=4.655kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1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，二者材料硬度相差40HBS。 （3)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数初选螺旋角。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 设计计算及说明 | 小齿轮： 40Cr（调质） 280 HBS 大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS 7级精度 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
（1）确定公式内的各计算数值 2）查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.435 3）查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4）查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.88 =1.645 5）由教材公式10-13计算应力值环数 N=60nj =60×436.36×1×（3×8×300×10）=1.885×10h N=0.471X10h 6）查教材10-19图得：K=0.9 K=0.95 7）查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa 8）由教材表10-7查得齿宽系数=1 9）小齿轮传递的转矩=95.5×10×=9550X4655/436.36=101.88N.m 10）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: []==0.9×650=585 []==0.95×550=522.5 许用接触应力为 （2）设计计算 1）按式计算小齿轮分度圆直径 = 2）计算圆周速度1.27m/s 3）计算齿宽b及模数 设计计算及说明 | =1.6 =2.435 =189.8 =1.645 K=0.9 K=0.95 650 Mpa 550Mpa =1 T=101.88N.m = 553.75 MPa V=1.27m/ 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
b==1.5567=55.67mm = 4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.25×2.455=5.24 = =10.62 5) 计算纵向重合度 =0.318tanβ=0.318X1X22tan=1.744 6) 计算载荷系数K 系数=1，根据V=1.27m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.08 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由教材图表(表10-4）查得=1.420 查教材图表（图10-13）得=1.32 所以载荷系数 =2.147 7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 = 8) 计算模数 = 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式≥设计 （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 =1.99 2）根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.88 3）计算当量齿数 =24.08 设计计算及说明 | =2.455 =10.62 =1.744 相位调制器 =1.4 =1.420 =1.32 =61.4mm =2.7 mm =24.08 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
=96.33 4）查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.6476 ， =2.18734 5）查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5808 ， =1.78633 6）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。 7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 []= []= 9）计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大.选用. （2）设计计算 1）计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=61.4来计算应有的齿数. 2）计算齿数 z==29.78 取z=30 那么z=4×30=120 设计计算及说明 | =96.33 =2.6474 =2.187 =1.5808 =1.7863 =0.85 =0.88 =315.7 =251.4 m=2mm z=30 z=120 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
4、几何尺寸计算 （1）计算中心距 a===155 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数, ,等不必修正. （3）计算大.小齿轮的分度圆直径 d==62 d==248 （4）计算齿轮宽度 B= （5）结构设计 小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为66mm 采用实心结构 大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为252mm 采用腹板式结构其零件图如下 图二、斜齿圆柱齿轮 培智学校 设计计算及说明 | a=155mm = d=62 d=248 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》） 已知输入功率为=4.95kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为2.2由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （2）材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 （3)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： ≥ （1）、确定公式内的各计算值 1）试选载荷系数=1.8 2）小齿轮传递的转矩=95.5×10×=49.24KN.Mm 3）取齿宽系数 4）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 5）查表10-6选取弹性影响系数=189.8 6）由教材公式10-13计算应力值环数 N=60nj =60×960×1×（3×8×300×10=4.1472×10h N=0.471×10h 7)查教材10-19图得：K=0.89 K=0.9 8)齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: []==0.89×650=578.5 设计及设计说明 | =1.8 K=0.9 []= 578.5 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
[]==0.9×550=495 （2）设计计算 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 2）计算圆周速度V 4.28m/s 3）计算载荷系数 系数=1，根据V=4.28m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.15 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875 得载荷系数 =2.156 4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数M 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m≥ （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 =1X1.15X1X1.875=2.159 2）计算当量齿数 =27.4 设计及设计说明 | []=495 =85.22mm V=4.28m/s K=2.156 =3.62mm K=2.159 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
=133.5 3）由教材表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 5) 由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.83 K=0.85 6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 []= []= 7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. （2）设计计算 取M=2.75mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.75mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=90.50来计算应有的齿数. 设计及设计说明 | K=0.83 K=0.85 M=2.75mm 结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
计算齿数 z=33 取z=33 那么z=2.2×33=73 4、计算几何尺寸 （1） d==90.75 （2） d==200.75 （3） =24. （4） （5） mm （6） =38.37圆整取=36mm =41mm （7） 机构设计 小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为95.76mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为203mm 采用腹板式结构 图三、直齿锥齿轮 | z=33 =33 d=90.75 d=200.75 R=109.65mm =41mm =36mm | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
本文发布于:2024-09-25 10:24:14，感谢您对本站的认可！
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