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机械设计课程设计

目录

一.设计带式运输机传动装置 (2)

1.电动机的选择: (3)

2.轴系分配: (5)

二.斜齿轮的传动设计 (7)

Ⅰ高速及齿轮设计计算 (7)

Ⅱ低速级齿轮设计计算 (17)

三. 轴的设计 (25)

(1)输入轴 (33)

(2)输出轴 (37)

(3)中间轴 (40)

四.轴承寿命的验算 ...................................... 错误!未定义书签。

五.设计小结 (47)

六.参考文献 (47)

机械课程设计

一.设计带式运输机传动装置

1.题目:设计带式运输机传动装置

2.传动系统图

机械设计课程设计

3.原始数据表3-1

数据编号运输带工作

拉力下

运输带工作

速度

卷筒直径D

2 1800

(N)

2.35(m/s) 340mm

4.内容及任务表4-1

工作条件连续单向逆转,载荷平稳,空载起动,使用期10年,小批量生产,三班制工作,运输速度允

许误差为正负五

设计说明书一份,零件若干,装配圈一张

设计工作

由传动系统图的结构,可合理进行机构的先后顺序的安排和选择.

1.电动机的选择:

<1>根据工作条件要求,可选用Y系列三相异步交流电动机.

<2>功率的确定:①工作所需功率为Pw

Pw=FV/1000=1800*2.35/1000=4.23kw

②电动机的输出功率P d:

由于传动过程中功率损耗,电动机输功率为P d=P w/ηa式中,y a为从电动

机到工作机主轴之间的总效率y a=η1 .η 2 ....ηn

其中η 1 ,η2 ...ηn为传动系统中各传

动副,每个联轴器及每一对轴承的

效率,其数值见《机械设计课程设计》中表2.2

根据传动系统图所对应的,它们的效率分别为:

联轴器效率:η1=0.99(2个)

轴承效率:η2=0.98(四对)

齿轮啮合效率:η3=0.97(二副)

卷筒效率:η4=0.96(一个)

所以ηa=η12 .η24.η32 .η4=0.992*0.984*0.972*0.96=0.85

即P d=P w/ηa=4.23/0.85≈5.18KW

<3>转速的确定:n=60f/p=60/P*T T=πd/v n=60V/πd*p (p=1)

N w=60V/π*d=60*2.35/π*0.34=132.1(r/min)

现以同步转速为1500r/min及3000r/min两种方案进行比较,由表16-1查得电动机数据,计算出总传动比如下:i I=n m/n w=1440/132.1=10.9 iⅡ=n m/n w=2900/132.1=29.95

方案

电动机

型号

额定功

同步转

满载转

总传动比

Ⅰ Y132S-4 5.5kw 1500 1440 10.9

ⅡY60M-6 7.5Kw 1000 970 7.82 综合考虑电动机和传动装置的结构尺寸,减速器的传动比,方案1比较合理,由表16-2查得电动机中心高H=132mm,外伸轴段:D*E=38mm*80mm

2.轴系分配:

<1>总转动比:i总=n m/n w=1440/132.1=10.9

分配转动比:初选键传动比i2=3,齿轮传动比i1为:i1=10.9/i2=3.75

<2>各轴的转速

Ⅰ轴=nⅠ=n m/i0=1440/1=1440(r/min)

Ⅱ轴:nⅡ=nⅠ/i1=1440/3.63=396.69(r/min)

Ⅲ轴:nⅢ=nⅡ/i2=396.69/3=132.23(r/min)

卷筒轴:nⅣ=n w=132.1(r/min)

<3>各轴输入功率:

Ⅰ轴:PⅠ=P d*η1=5.18*0.99≈5.13(KW)

Ⅱ轴:PⅡ=pⅠ*η2*η3=5.13*0.98*0.97≈4.88(KW)

Ⅲ轴:pⅢ=PⅡ*η2*η3=4.88*0.98*0.97≈4.64(kw)

卷筒轴:PⅣ=PⅢ*η1*η2=4.64*0.99*0.98≈4.50(kw)

<4>各轴输入转知:

电动机轴:Td=9550*Pd/nm=9550*5.18/1440=34.38(N*M) Ⅰ轴:TⅠ=T d*i0*η1=9550*P d/n m*i0*η

1=9550*5.18/1440*1*0.99=34.04(N*M)

Ⅱ轴:TⅡ=TⅠ*i1*η2*η

3=34.04*3.63*0.98*0.97≈117.45(N*M)

Ⅲ轴:TⅢ=TⅡ*i2*η2*η

3=117.45*3*0.98*0.97≈334.94(N*M)

卷筒轴:TⅣ=TⅢ*i0*η1*η2*=334.94*1*0.99*0.98≈324.96(N*M)

电动

两极圆柱齿轮减速器

轴条O

轴Ⅰ

Ⅳ轴

转速n(r/min) 1440

144

396.

69

132.

23

132.1

功率P(KW) 5.18

5.13

4.88 4.64 4.50

转矩

T(N*M) 34.38 34.0

4 117.

45

334.

94

324.9

6

传动比 1 3.75 3 1

二.斜齿轮的传动设计

Ⅰ高速及齿轮设计计算

一.减速器择优选取,可知:选用两级斜齿轮构成,其综合性能都优于直齿轮。已知小齿轮的传递功率为PⅠ=5.13kw,转速nⅠ=1440r/min,传动比iⅠ=3.75,工作条条:位于面前表4-1中。

P=FV

1.选择精度等级,材料及齿数.

<1>此机械传动为通用减速器类型,所以精度选用7级,(参考《机械设计》表10-6)

<2>材料选择:由功率可知,对齿轮的强度、速度、精度不是太苛刻,所以综合考虑:小齿轮选用40cr钢,齿面硬度为280HBS;大齿轮选用45钢,齿面硬度为230HBS,两齿面硬度均≤350HBS,即都为软齿面.(参考《机械设计》表10-1) <3>小齿轮的齿数选用Z1=24,大齿轮Z2=iⅠZ1=3.75*24=90

<4>初选螺旋角β=14。、压力角α=20

2.按齿面接触疲劳强度计算

由小齿轮分度圆直径计算公式:

d 1t ≥[]3

2

1t ****1**2???

?

??+∑H S E H I I H Z Z Z Z i i T K σφα

<1>确定公式中的各个参数值 ①试选用载荷系数K Ht =1.3

②计算小齿轮传递的传矩T 1=34.04N/m ③由表10-7选用齿宽系数Φα=1

④由图10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

?

⑤由图10-20查得区域系数ZH=2.47

⑥由式子Z ∑=()α

ββα

∑∑+∑-∑-134计算接触疲劳强度用重

合条数Z ∑ αt=arctan(tan

α

n/cos

β

)=

α

56.20)14cos /20arctan(tan =??=+=+=974.29)]cos *1*224/(562.20cos *24arccos[)]cos *2/(cos arccos[*111

ββααa h z z at ?

?=+=+=18.23)]14cos *1*290/(562.20cos *90arccos[)]cos *a 2/(cos z cos[arc *22at 2

βααh z 165.12/)]tan (tan )tan (tan z [2121=-++-=∑παααααat at z 905.1/14tan *24*1/tan *z *1=?==∑ππβφαβ

⑦由985.0cos ==

ββz

⑧计算接触疲劳许用应力[]H σ

由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别

为a 6301

lim

Mp H =σ、

a 5002

lim MP H =σ

由N=60njLn 计算应力循环次数 9110*221.6)10*300*8*3(*1*1440*60n 60===njL N 991210*66.175.3/10*22.6/===I i N N

由图10-23查取接触疲劳寿命系数

88

.01=H N K ,

90.02=H N K ,取失效概率为

1%,安全系数S=1,由式子得:

[]MPa s K H HN H 5541630

*88.0*1

1lim 1==

=σσ []MPa s

K H HN H 4501

500

*90.0*2

2lim 2==

=

σσ 取[]1H σ和[]2H σ中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳 许用应力,即[][]MPa H H 4502==σσ <2>试计算小齿轮的分度圆直径

33

32

1145098.0*78.0*8.189*47.2*75.3175.3*110*04.34*3.1*2****1**2d ??+=???

? ??+≥∑σφβ

αZ Z Z Z i i T K E H I I Ht t mm 57.41=

(2)调整小齿轮的分度圆直径 <1>计算实际载荷前的数据准备 ①圆周速度V V=s m n rt /13.31000

*601440

*57.41*1000

*60d 1

==

ππ

②齿宽b

b=mm d t 57.4157.41*1*1==αφ <2>计算实际载荷系数H K

①由表10-2查得使用系数1=A K

②根据V=3.13m/s 、7级精度,由图10-8查得动载条数06.1=V K

③齿轮的圆周力N d T F t t 3311110*637.157.41/10*04.34*2/2===

mm /100/40.3957.41/10*637.1*1/31N mm N b F K t A <==

查表10-3得齿间载荷分配系数4.1=αH K

④查表10-4用插值法查得7级精度,小齿轮相对于支承轴非对称布置,418.1=βH K 则

104.2418.1*4.1*06.1*1***===βαH H r A H K K K K K

<3>由式子可得,按实际载荷系数算得的分度圆直径

mm K KH H t 04.453

.1104

.2*57.41d d 33

t 11===(修正k)

及相应的齿轮模数:mm 82.124/14cos *04.45/cos d m 11===z n β

3.按齿根弯曲疲劳强度计算

由式子算出齿轮模数:[]32121***cos ****2m ???

?

?

?≥∑F sa

Fa rt nt Y Y Z Y Y T K σφβαβ <1>确定公式中的各参数值 ①试选载荷系数3.1t =F K

②由αγ

∑+=∑75.025.0Y 可计算弯曲疲劳强度的重合系数εY

?=?==140.13)562.20cos 14arctan(tan )cos arctan(tan b t αββ 228.1140.13cos /165.1cos /22===b βεεααγ 861.0228

.175

.025.0/75.025.0=+

=+=αγεεY ③由式子?

-=1201β

εβ

βY 可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角

系数βY 778.012014

*

905.111201=?

-=?

-=β

εβ

β

Y ④计算[]F sa F Y Y σ*a

齿

27.2614cos /24cos /3311=?==βZ Z r ,52.98cos /32r 2==βZ Z

查图10-17,得齿形系数62.21

=Fa

Y , 19.22=Fa Y

查图10-18,得应力修正系数6.11

=Sa

Y , 81.12=Sa Y

查图10-24得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为a 5201

lim

MP F =σ,a 3902lim MP F =σ

查图10-22得弯曲疲劳受命系数85.01

=FN K ,92.02=FN K

取弯曲疲劳安全系数S=1.4(1.25-1.5)

由式子[]s

K N lim σσ=得

[]MPa s

K F FN F 71.3154.1520

*85.0*lim

1==

=

σσ []MPa s

K F FN F 29.2564

.1390

*92.0*2

lim 22==

=σσ

[]0133.071

.3156

.1*62.2*1

F a 1

1==

σs Fa Y Y

[]0155.069

.25681

.1*19.2*2

2

2==

F sa Fa Y Y σ 因为大齿轮的

[]

F sa

F Y Y σ*a 大于小齿轮,所以取

[][]0134.0**2

a sa

2

2==F Y Y Y Y sa F F Fa σσ

<2>试计算齿轮模数 []

m m Y Y z

Y Y T K F Ta

sa F nt 059.1**

*cos ****2m 3

21

21t =≥σφβ

αβε

调整齿轮模数

<1>计算实际载荷前的数据准备 ①圆周速度V

mm 194.2614cos /24*059.1cos /*d 11===βZ m nt s m n /97.11000

*601440

*194.26*1000

*60d 1

1==

=

ππγ

②齿宽b

mm 194.26194.26*1*b 1===αφα ③齿轮h 及宽高比b/n :

mm 383.2059.1*)25.01*2()h 2(n **=+=+=nt an m c h 99.10383.2/194.26/b ==h

<2>计算实际载荷系数F K

①根据s /m 97.1=γ

,7

级精度,由图中10-8得动载荷系数

06.1r =K

②由N d T F 331t 10*599.2194.26/*10*04.34*2/21

===

mm /100/22.99194.26/10*599.2*1/31

N mm N b F K t

A <==

③由表10-4用插值法查得99.10/b 418.1==h K H ,结合β查图10-13得42.1=βF K .查表10-3得2.1=αF K 则载荷系数为

107.242.1*4.1*06.1*1***===βαγF F A F K K K K K

<3>由式子可得按实际荷系数算得的齿轮模数 147.13

.1107

.2*059.1*m m 33t ===F F nt n K K

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强计算的法面模拟,从满足接触疲劳强度计算得的分度圆直径mm 04.45d 1=,来计算小齿轮的齿数又满足弯曲疲劳强度出发,从标准中就近取

mm

2m =n ,即85

.212/14cos *04.45/cos d 11=?==n m Z β所以取

与,,所以取则有21221835.8222*75.3,22Z Z Z Z Z ====

4.几何尺寸计算 <1>计算中心距

()()mm m Z Z n 214.10814

cos *22*8322cos 2a 21=+=+=

β

考虑模数从1.147增大圆整为2mm,为此将中心距减小圆整为110mm

<2>按圆整后的中心距修正螺旋角 ?=+=+=34.17110

*22

*)8322(arccos a 2)(arccos

221m Z Z β <3>计算大,小齿轮的分度圆直径

mm 09.4634

.17cos 2

*22cos m d 11==

n

Z mm 90.17334

.17cos 2

*83cos d 22==

n

m Z <4>计算齿宽度

mm 09.4609.46*1d *b 1===αφ 取mm 46b 2= mm 55b 1=

5.圆整中心距后的强度校核

齿轮副的中心距在圆整之后,εZ K H 、和βεY Y K F 、、等均产生变化,应重新校核齿轮强度,以明确齿轮的工作能力

<1>齿轮接触面疲劳强度校核

类似于前面的做法,先计算式子中各参数,所以简写如下:

①查图10-20得:47.2=H Z ②查图10-5得:a 8.189MP Z F = ③?=562.20t α ()[]?=?+=511.3034.17cos *1*222/562.20cos *22arccos

1

a t

α ()[]?=+=760.2354.17cos *1*283/562.20cos *83arccos

2

a t α

()()[]610.12/562.20tan 760.23tan *83562.20tan 511.30tan *22=?-?+-=πεα

186.2/34.17tan *22*1==πεβ 977.034.17cos cos ===

ββZ

④ 1=A K 、 07.1=γK 、 4.1=αF K 、 419.1=βF K

所以132.2***==βαF F V A H K K K K K

()

MPa Z Z Z Z i i d d T K E H I

I H H 4055.189*47.2*75.31

75.3*09.46*110*04.34*132.2*2****1

**23

3311=+=

+=βεφσ 由此可知满足齿面接触疲劳强度

<2>齿根弯曲疲劳强度校核 类前面:nm /10*04.3431N T = ①?==296.16)562.20cos *34.17arctan(tan b β 747.1296.16cos /610.1cos /2b 2===βεεαγ 679.0747.1/75.025.0=+=εY 684.012034

.17*

186.21=?

-=β

Y ②29.2534.17cos /2231

==r

Z 、43.9534.17cos /8332=?=γZ

查图10-17得:64.21

a =F Y 、18.22a =F Y 查图10-18得:56.11

sa

=Y 、68.12a =F Y

③求?=F K

根据m/s 97.1=V 、7级精度、05.1=V K 33t

10*477.19.46/10*04.34*21

==F

048.329.46/10*477.1*16/3

1

==t

A F K 查表10-3得4.1=α

H

K 、418.1=βH K 、99.10/b =h 所以34.1=βF K

084.234.1*4.1*05.1*1==F K

[]12

132a sa 1t 86.63**cos ******2111

F MPa z mn Y Y Y T K F F F

σφαβ

σε<==

∴ []221

321t 79.56**cos ******212

F n Fa F F

MPa z

m Y Y Y T K σφαβ

σβε<==

齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮

6.主要设计结论

齿数:221=Z 、832=Z 、模数2m =、压力角?=20α、螺旋角

``24`2017?=β、变位系数021==χχ,中心距mm a 110=

齿宽551=b 、45b 2=、小齿轮选用40Cr(调质280HBS)、大齿轮选用45钢(调质230HBS )、齿轮按7级精度计算。

Ⅱ 低速级齿轮设计计算

计算过程与高速级齿轮类似,所以此次设计为简略设计,主要以数据、计算为主

1.选定齿轮类型,精度等级材料及齿数 <1>压力角取?20 <2>7级精度

<3>小齿轮:45钢(调质)、230HBS

大齿轮:2G340~640钢(常化)、190HBS <4>301=Z 、3=∏i α、902=∴Z <5>取?=14β

2.按齿面接触疲劳强度计算

[]32

1z *z *z **1*2d 2???

?

?

?+≥∏∏∏H T H Ht t z i i d T K σφβ

ε

<1>确定式中参数

①试选3.1t =H K ②小齿m *45.117N T =∏ ③取1=αφ(表10-7) ④43.2=H Z (图10-20) ⑤188=H

Z (表

10-5)

⑥计算接触疲劳强用重合系数εZ ?==562.20)cos /arctan(tan t βαα

()[]?=???+?=429.2814cos 1230/562.20cos 30arccos

1

at α ()[]?=???+?=576.2314cos 1290/562.20cos 90arccos

2

a t

α ()()[]671

.12/562.20tan 576.23tan 90562.20tan 429.28tan 30=?-?+?-??=πεα

381.2/14tan 301=???=πεβ ()593.0672

.1381.2381.213671

.14=+--=εZ 985.0cos ==

ββZ

⑦计算接触疲劳许用应力[]H σ

查图10-25 得小齿=550MPa 、 大齿=480MPa ()9110714.11030083169.39660?=??????=∴N 891210712.53/10714.1/?=?==I i N N 查图10-23:90.01

=H N

K 、98.02=H N K

取失效概率为1%,安全系数S=1,即 []a 495155090.01MP H =?=σ []

a 4701

48098.02

MP H

=?=σ

取[]1H σ和[]2H σ中较小者,所以[][]a 4702MP H H ==σσ mm 4117.74470985.0722.018843.231311045.1173.12d 32

3=??

?

??????+????≥rt

(2)调整小齿轮分度圆直径 <1>①圆周速度V s m n V rt /54.11000

6069

.396117.741000

60d 1

=???=

?=

ππ

②齿宽b

mm 117.74117.741b 1=?=?=t d αφ <2>计算实际载荷系数H K ①由表10-2得:1=A K

②根据s m V /54.1=、7级精度’可得05.1=V K (查表) ③N t d T F 331t 10169.3117.74/1045.1172/2?=??== mm N mm N b F K A /100/76.42117.74/10169.31/3t1<=??= 即可得4.1=αH K ④利用插值法:418.1=βH K

则084.2418.14.105.11=???=???=αβH H V A H K K K K K <3>所以mm K K d nt H t 74.863

.1084

.2117.74d 33

11=?== 及相应模数

mm mm z d n 806.230/14cos 74.86/cos m 11=??=?=β

3.按齿根弯曲疲劳强设计计算

[]3

2

121t cos 2m ???

?

?

???????≥F sa Fa F t Y Y Z Y T K σφβ

αε <1>确定数值 ①试选用3.1t =F K ②计算重合度系数εY ()140.13cos tan arctan b ==t αββ 762.1140.13cos /671.1cos /22ar ===t βεεα

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