带式输送机传动装置课程设计2
1.传动装置的总体方案设计
1.1 传动装置的运动简图及方案分析
1.1.1 运动简图
表 1—1 原始数据 学 题 输送带工作拉力 输送带工作速度 滚筒直径 1.1.2 方案分析 该工作机有轻微振动,由于 V 带有缓冲吸振能力,采用 V 带传动能减小振动带来的影 响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用 V 带这种简单的结构,并且价格 便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这是两级 减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称,要求轴具有较大的刚度。高速级齿 轮常布置在远离扭矩输入端的一边, 以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。 原动机部为 Y 系列三相交流异步电动机。 总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结 构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 号 号 03
F / kM v / ( m • s −1 )
6.5 0.85 350
D / mm
1
1.2 电动机的选择
1.2.1 电动机的类型和结构形式 电动机选择 Y 系列三相交流异步电动机,电动机的结构形式为封闭式。 1.2.2 确定电动机的转速 由于电动机同步转速愈高,价格愈贵,所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般 械中, 用的最多的是同步转速为 1500 或 1000 r / min 的电动机。 这里 1500 r / min 的电动机。 1.2.3 确定电动机的功率和型号 1.计算工作机所需输入功率
Pw =
由原始数据表中的数据得
Fv 1000
Pw =
6.5 × 103 × 0.85 kW = 5.525kW 1000
2.计算电动机所需的功率 Pd ( kW )
Pd = Pw / η
式中,η 为传动装置的总效率
η = η1η 2 ⋅ ⋅ ⋅ η n
式子中η1 ,η 2 ,η n 分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。 带传动效率η1 = 0.95 一对轴承效率η 2 = 0.99 齿轮传动效率η 3 = 0.98 联轴器传动效率η4 = 0.99 滚筒的效率η5 = 0.96 总效率η = 0.95 × 0.99 3 × 0.98 2 × 0.99 × 0.96 = 0.84
Pd = Pw / η =
5.525 kW = 6.58kW 0.84
取 Pd = 7.5kW
查[2]表 9—39 得 选择 Y132M—4 型电动机 电动机技术数据如下:
( 额定功率 kW) : 7.5kW
2
满载转速 r/min) : 1440r/min ( 额定转矩 N / m ) : 2.2 N / m (
( 最大转矩 N / m ) : 2.2 N / m
运输带转速 n =
60v 60 × 0.85 = = 46.4 r / min πD 3.14 × 0.35
1.3 计算总传动比和分配各级传动比
1.3.1 确定总传动比
i = nm / n w
电动机满载速率 n m ,工作机所需转速 n w 总传动比 i 为各级传动比的连乘积,即
i = i1i2 ⋅ ⋅ ⋅ in
1.3.2 分配各级传动比 总传动比 i = n m / n w =
1440 = 31 46.4 31 = 12.4 2 .5
初选带轮的传动比 i1 = 2.5 ,减速器传动比 i =
取高速级齿轮传动比 i2 为低速级齿轮传动比 i3 的 1.3 倍,所以求的高速级传动比 i2 =4,低速 级齿轮传动比 i3 =3.1
1.4 计算传动装置
的运动参数和动力参数
1.4.1 计算各轴的转速 传动装置从电动机到工作机有三个轴,依次为 I,II,III 轴。
nΙ = n II =
n m 1440 = r / min = 576 r / min i1 2 .5 n Ι 576 = r / min = 144 r / min i2 4 n II i3 = 144 r / min = 46 .5 r / min 3 .1
n III =
n III = n IV
3
1.4.2 计算各轴的输入功率
p I = pd × η1 = 6.58 × 0.95kW = 6.25kW p II = p I × η 2 × η3 = 6.58 × 0.99 × 0.98kW = 6.06kW p III = p II × η 2 × η3 = 6.06 × 0.99 × 0.98kW = 5.88kW p IV = p III × η 2 × η 4 = 6.06 × 0.99 × 0.99kW = 5.76kW
1.4.3 计算各轴的输入转矩
T1 = 9550
pI 6.25 = 9550 × N ⋅ m = 103.62 N ⋅ m nI 576 p II 6.06 = 9550 × N ⋅ m = 401.90 N ⋅ m n II 144 p III 5.88 = 9550 × N ⋅ m = 1207.61N ⋅ m n III 46.5
T2 = 9550
T3 = 9550
传动装置参数见表 1—2
表 1—2 传动装置的运动参数和动力参数 轴号 I II III 转速(r/min) 576 144 46.5 输入功率(kW) 6.25 6.06 5.88 输入转矩(N·m) 103.62 401.90 127.61
4
2.传动零部件的设计计算
2.1 带传动
2.1.1 确定计算功率并选择 V 带的带型 1.确定计算工率 pca 由[1]表 8—7 查的工作情况系数 K A = 1.2 ,故
Pca = K A p = 1.2 × 7.5kW = 9kW
2.选择 V 带的带型 根据 pca , nm 由[1]图 8—11 选用 A 型。 2.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速 1.初选小带轮的基准直径 d d1 。由[1]表 8—6 和表 8—8,取小带轮的基 d d1 = 112mm 。 2.验算带速 v 。按[1]式(8—13)验算带的速度
v=
πd d nm
1
60 × 1000
=
3.14 × 112 × 1440 m / s = 8.44m / s 60 × 1000
因为 5m / s
d d2 = i1d d1 = 2.5 × 112mm = 280mm
根据[1]表 8—8,圆整为 d d 2 = 280 。 2.1.3 确定 V 带的中心距和基准长度 1.根据[1]式(8—20)
0 .7 ( d d 1 + d d 2 ) ≤ a 0 ≤ 2 d d 1 + d d 2 274.4mm ≤ a 0 ≤ 784mm
初定中心距为 a 0 = 500mm 。 2.由[1]式(8—22)计算所需基准长度
(
)
Ld 0 = 2a 0 +
π
2
(d d1 + d d2 ) +
( d d 2 − d d1 ) 2 4a 0
= [2 × 500 + = 1630mm
3.14 ( 280 − 112) 2 × (112 + 280) + ]mm 2 4 × 500
由[1]表 8—2 选带轮基准长度 Ld = 1600mm 。
5
3.按[1]式(8—23)计算实际中心距 a 。
Ld − L d 0 (1600 − 1630) = (500 + )mm = 485mm 2 2 中心距的变化范围为 461 ~ 533mm 。 a ≈ a0 +
2.1.4 验算带轮包角 α1
α 1 ≈ 180 ° − d d − d d ) (
2 1
57 .3° 57 .3 ° = 180 ° − ( 280 − 112 ) ≈ 160 ° > 120 ° a 485
2.1.5 计算带的根数 1.计算单根 V 带的额定功率 Pr 由 d d1 = 112mm 和 n m = 1440r / min ,查[1]表 8—4a 得 P0 = 1.6kW 根据 n m = 1440r / min , i1 = 2.5 和 A 型带查[1]表 8—4b 得 ∆P0 = 0.16kW 查的[1]表 8—5 得 K α = 0.95 ,表 8—2 得 K L = 0.99 ,于是
Pr = ( P0 + ∆P0) K α ⋅ K L = (1.6 + 0.16) × 0.95 × 0.99kW = 1.66kW ⋅
2.计算 V 带的根数
Z
Z=
2.1.6 确定带的初拉力和压轴力 由 表 [1] 表 8 — 3 得
Pca 9 = = 5 .4 取 6 根 Pr 1.66
A 型 带 单 位 长 度 质 量 q = 0.10kg / m , 所 以
(F0) = 500 min
( 2.5 − K α ) Pca ( 2.5 − 0.95) × 9 + qv 2 = [500 × + 0.10 × (8.44) 2 ]N = 216 N Kα zv 0.95 × 6 × 8.44
应使带的实际初拉力 F0 > (F0 ) min 压轴力最小值
( FP ) min = 2 z ( F0 ) min sin
2.1.7 带轮的结构设计 1.带轮材料的确定 大小带轮材料都选用 HT200 2.带轮结构形式
α1
2
= 2 × 6 × 216 × sin
160 N = 2553N 2
小带轮选用实心式, 大带轮选用孔板式(6 孔) 具体尺寸参照[1]表 8—10 图 8—14 确定。 大带轮结构简图如图 2—1
6
图 2—1
7
2.2 齿轮传动
(一)高速级齿轮传动 2.2.1 选择精度等级,材料及齿数 1.运输机为一般工作机,速度不高,故选用 7 级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr(调质),硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 刚(调 质)硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。 3.选小齿轮齿数 z1 = 25 ,大齿轮齿数 z 2 = 25 × i2 = 25 × 4 = 100 2.2.2 齿轮强度设计 1.选取螺旋角 初选螺旋角β=14° 2.按齿面接触强度设计 按[1]式(10—21)试算,即
d1t ≥ 3
(1)确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 K t = 1.6
2 K t T1 u ± 1 Z H Z E 2 ( ) φd ε α u [σ H ]
2)小齿轮的传递转矩由前面算得 T1 = 103.62 N ⋅ m = 10.362 × 10 4 N ⋅ mm 3)由[1]表 10—7 选取齿宽系数 φd = 1
1
4)由[1]表 10—6 差得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8 MPa 2 。 5)由[1]图 10—21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim 1 = 600 MPa ; 大齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim 2 = 550 MPa 。 6)由式[1]10—13 计算应力循环次数
N 1 = 60n1 jLh = 60 × 576 × 1 × (10 × 300 × 8 × 2) = 1.659 × 10 9 N2 = 1.659 × 10 9 = 0.415 × 10 9 4
7)由[1]图 10—19 取接触疲劳强度寿命系数 K HN 1 = 0.97 , K HN 2 = 1.05 8)计算接触疲劳许用应力
K HN 1σ lim 1 = 0.97 × 600 MPa = 582 MPa s K σ [σ H ]2 = HN 2 lim 2 = 1.05 × 550 MPa = 577.5MPa s [σ H ]1 =
9)由[1]图选取区域系数 Z H = 2.433
8
10)由[1]图 10—26 查的 ε α 1 = 0.781 , ε α 2 = 0.885 则 ε α = ε α 1 + ε α 2 = 0.781 + 0.885 = 1.67 11)许用接触应力
[σ H ] =
(2)计算
[σ H ]1 + [σ H ]2 582 + 577.5 = MPa = 579.75MPa 2 2
1)试算小齿轮分度圆直径 d 1t ,有计算公式得
d 1t ≥
2)计算圆周速度
3
2 × 1.6 × 10.362 × 10 4 5 2.433 × 189.8 2 ( ) = 53.98mm 1 × 1.67 4 579.75 = 3.14 × 53.98 × 576 = 1.63m / s 60 × 1000
v=
πd 1t n1
60 × 1000
3)计算齿宽 b 及模数 mnt
b = φd d 1t = 1 × 53.98mm = 53.98mm mnt = d1t cos β 53.98 cos 14 ° = = 2 .1 z1 25 h = 2.25mnt = 4.725mm b/h =
4)计算纵向重合度 ε β
53.98 = 11.42 4.725
ε β = 0.318φd z1 tan β = 0.318 × 1 × 25 × tan 14 ° = 1.98
5)计算载荷系数
已知使用系数 K A = 1 ,根据 v = 1.63m / s ,7 级精度,由[1]图 10—8 查的动载系数
KV = 1.08 ;由表 10—4 查的 K Hβ = 1.42 ;由表 10—13 查得 K Fβ = 1.4 ;由表 10—3 差得
K H∂ = K Fα = 1.2 。故载荷系数 K = K A KV K Hα K Hβ = 1 × 1.08 × 1.2 × 1.42 = 1.84
6)按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径,由[1]式(10—10a)得
d1 = d1t 3
K 1.84 = 53.983 mm = 56.56mm Kt 1.6
9
7)计算模数 mn
mn =
d 1 cos β 56.56 ⋅ cos 14° = = 2.2mm z1 25
3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由[1]式(10—17)
mn ≥
(1)确定计算参数 1)计算载荷系数
3
2 K T1Yβ cos 2 β YFa YSa ⋅ φd z12ε α [σ F ]
K = K A KV K Fα K Fβ = 1 × 1.08 × 1.2 × 1.4 = 1.81
2)计算纵向重合度 ε β = 1.98 ,从[1]图 10—28 查的螺旋角影响系数 Yβ = 0.88 3)计算当量齿数
z v1 =
z1 25 = = 27.37 3 cos β cos 3 14° z2 100 = = 109.47 3 cos β cos 3 14°
zv 2 =
4)查齿形系数
由[1]表 10—5 查得 YFα 1 = 2.62 ; YFα 2 = 2.18 5)查取应力校正系数 由[1]表 10—5 查得 YSα 1 = 1.59 ; YSα 2 = 1.79 6)由[1]图 10—20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 σ FE 1 = 500 MPa ;大齿轮的弯曲疲 劳极限 σ FE 2 = 380 MPa 7)由[1]图 10—18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 = 0.87 , K FN 2 = 0.9 8)计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式[1](10—12)得
K FN 1σ FE 1 0.87 × 500 = = 310.71MPa S 1 .4 K σ 0.9 × 380 [σ F ]2 = FN 2 FE 2 = = 244.29 MPa S 1 .4 [σ F ]1 =
9)计算大小齿轮的
YFaYSa [σ F ]
10
YFa1YSa1 2.62 × 1.59 = = 0.0134 [σ F ]1 310.71 YFa 2YSa 2 2.18 × 1.79 = = 0.016 [σ F ]2 244.29
大齿轮数值大。 (2)设计计算
mn ≥ 3
2 × 1.81 × 10.362 × 10 4 × 0.88 cos 2 14° × 0.016 = 1.68mm 1 × 252 × 1.67
由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。取 mn = 2.0 以 满 足弯 曲疲劳 强度 。为同 时满 足接触 疲劳强 度需 按接 触疲劳 强度算 得的 分度 圆直径
d1 = 56.56 计算齿数。
z1 = d1 cos β 56.56 cos 14° = = 27.44 m 2
取 z1 = 27 ,则 z 2 = 4 × 27 = 108 2.2.3 几何尺寸计算 1.计算中心距
a=
( z1 + z 2 )mn (27 + 108) × 2 = mm = 139.18mm 2 cos β 2 cos 14°
将中心距圆整为 140mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角
β = arccos
( z1 + z 2 )mn (27 + 108) 2 × = arccos = 15.36° za 2 × 140
因β值改变不大故参数 ε α,K β , Z H 不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径
d1 =
z1mn 27 × 2 = mm = 56mm cos β cos 15.36° z 2 mn 108 × 2 = mm = 224mm cos β cos 15.36° b = φd d1 = 1 × 56mm = 56mm
d2 =
4.计算齿轮宽度
圆整后取
B2 = 56mm B1 = 61mm
11
2.2.4 齿轮结构设计(中间轴大齿轮) 因齿顶圆直径大于 160mm,而又小于 500mm,故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺 寸按[1]图 10—39 荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图 2—2
图 2—2 (二)低
速级齿轮传动 2.2.5 选择精度等级,材料及齿数 1.运输机为一般工作机,速度不高,故选用 7 级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr(调质),硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 刚(调 质)硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。 3.选小齿轮齿数 z1 = 30 ,大齿轮齿数 z 2 = 30 × i2 = 30 × 3.1 = 93 2.2.6 齿轮强度设计 1.选取螺旋角 初选螺旋角β=12° 2.按齿面接触强度设计 按[1]式(10—21)试算,即
12
d1t ≥ 3
(1)确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 K t = 1.6
2 K t T2 u ± 1 Z H Z E 2 ( ) φd ε α u [σ H ]
2)小齿轮的传递转矩由前面算得 T2 = 401.90 N ⋅ m = 40.19 × 10 N ⋅ mm
4
3)由[1]表 10—7 选取齿宽系数 φd = 1 4)由[1]表 10—6 差得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8 MPa 。 5)由[1]图 10—21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim 1 = 600 MPa ; 大齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim 2 = 550 MPa 。 6)由式[1]10—13 计算应力循环次数
1 2
N 1 = 60n1 jLh = 60 × 144 × 1 × (10 × 300 × 8 × 2) = 0.41472 × 10 9 N2 = 0.41472 × 10 9 = 0.13378 × 10 9 3 .1
7)由[1]图 10—19 取接触疲劳强度寿命系数 K HN 1 = 1.06 , K HN 2 = 1.12 8)计算接触疲劳许用应力
K HN 1σ lim 1 = 1.06 × 600 MPa = 636 MPa s K σ [σ H ]2 = HN 2 lim 2 = 1.12 × 550 MPa = 616 MPa s [σ H ]1 =
9) 由[1]图选取区域系数 Z H = 2.45 10)由端面重合度近似公式算得
ε α = [1.88 − 3.2(
11)许用接触应力
1 1 1 1 + )] cos β = [1.88 − 3.2( + )] cos 12° = 1.7 z1 z 2 30 93 [σ H ]1 + [σ H ]2 636 + 616 = MPa = 626 MPa 2 2
[σ H ] =
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径 d 1t ,有计算公式得
d 1t ≥
2)计算圆周速度
3
2 × 1.6 × 40.19 × 10 4 4.1 2.45 × 189.8 2 ( ) = 82mm 1 × 1 .7 3 .1 626
13
v=
πd1t n1
60 × 1000
=
3.14 × 82 × 144 = 0.62m / s 60 × 1000
3)计算齿宽 b 及模数 mnt
b = φd d1t = 1 × 82mm = 82mm d1t cos β 82 cos 12 ° mnt = = = 2.67 z1 30 h = 2.25mnt = 6.01mm b/h =
4)计算纵向重合度 ε β
82 = 13.64 6.01
ε β = 0.318φd z1 tan β = 0.318 × 1 × 30 × tan 12 ° = 2.03
5)计算载荷系数 已知使用系数 K A = 1 ,根据 v = 0.62m / s ,7 级精度,由[1]图 10—8 查的动载系数
KV = 1.02 ;由表 10—4 查的 K Hβ = 1.425 ;由表 10—13 查得 K Fβ = 1.41 ;由表 10—3 差
得 K H∂ = K Fα = 1.2 。故载荷系数
K = K A KV K Hα K Hβ = 1 × 1.02 × 1.2 × 1.425 = 1.74
6)按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径,由[1]式(10—10a)得
d1 = d1t 3
7)计算模数 mn
K 1.74 = 823 mm = 84.39mm Kt 1.6
mn =
d1 cos β 84.39 ⋅ cos 12° = = 2.75mm z1 30
3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由[1]式(10—17)
mn ≥
(1)确定计算参数 1)计算载荷系数
3
2 K T2Yβ cos 2 β YFa YSa ⋅ φd z12ε α [σ F ]
K = K A KV K Fα K Fβ = 1 × 1.02 × 1.2 × 1.41 = 1.
73
14
2)计算纵向重合度 ε β = 2.03 ,从[1]图 10—28 查的螺旋角影响系数 Yβ = 0.89 3)计算当量齿数
z v1 =
30 z1 = = 32.05 3 cos β cos3 12° z2 93 = = 99.37 3 cos β cos 3 12°
zv 2 =
4)查齿形系数
由[1]表 10—5 查得 YFα 1 = 2.492 ; YFα 2 = 2.182 5)查取应力校正系数 由[1]表 10—5 查得 YSα 1 = 1.595 ; YSα 2 = 1.791 6)由[1]图 10—20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 σ FE 1 = 500 MPa ;大齿轮的弯曲疲 劳极限 σ FE 2 = 380 MPa 7)由[1]图 10—18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 = 0.9 , K FN 2 = 0.93 8)计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式[1](10—12)得
K FN 1σ FE 1 0.9 × 500 = = 321.43MPa S 1 .4 K σ 0.93 × 380 [σ F ]2 = FN 2 FE 2 = = 252.43MPa S 1 .4 [σ F ]1 =
9)计算大小齿轮的
YFaYSa [σ F ] YFa1YSa1 2.492 × 1.595 = = 0.01234 [σ F ]1 321.43 YFa 2YSa 2 2.182 × 1.791 = = 0.0155 [σ F ]2 252.43
大齿轮数值大。 (2)设计计算
mn ≥ 3
2 × 1.73 × 40.19 × 10 4 × 0.89 cos 2 12° × 0.0155 = 2.29mm 1 × 30 2 × 1.7
由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。取 mn = 2.5 以满足弯 曲疲劳强度。 为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 1 = 84.39 计算
15
齿数。
z1 =
d 1 cos β 84.39 cos 12° = = 33.02 m 2 .5
取 z1 = 33 ,则 z 2 = 3.1 × 33 = 102.3 取整 z 2 = 102 2.2.7 几何尺寸计算 1.计算中心距
a=
( z1 + z 2 )mn (33 + 102) × 2.5 = mm = 172.53mm 2 cos β 2 cos 12°
将中心距圆整为 173mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角
β = arccos
( z1 + z 2 )mn (33 + 102) 2.5 × = arccos = 12.74° za 2 × 173
因β值改变不大故参数 ε α,K β , Z H 不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径
d1 =
z1mn 33 × 2.5 = mm = 84.58mm cos β cos 12.74°
d2 =
4.计算齿轮宽度
z 2 mn 102 × 2.5 = mm = 261.42mm cos β cos 12.74°
b = φd d 1 = 1 × 84.58mm = 84.58mm
圆整后取
B2 = 85mm B1 = 90mm
2.2.8 四个齿轮的参数列表如表 2—1 表 2—1 齿轮 模 数 齿数 Z 27 108 33 102 压力角 螺旋角 分度圆直径 齿顶圆直径 齿底圆直径
m( mm)
高速级小齿 轮 高速级大齿 轮 低速级小齿 轮 低速级大齿 轮 2 2 2.5 2.5
α (°)
20° 20° 20° 20°
β (°)
15.3° 15.3° 12.7° 12.7°
d(mm)
56 224 84.58 261.42
d a ( mm)
60 228 89.58 266.42
d f ( mm)
51 219 78.33 255.17
16
续表 2—1 齿轮 高速级小齿 轮 高速级大齿 轮 低速级小齿 轮 低速级大齿 轮 旋向 右 左 左 右 齿 宽 B 61 56 90 85 轮毂 L 61 r 65 90 r 92 45 钢 调质 腹板式 45 钢 40C 调质 调质 腹板式 实体式 材 质 40C 热 处 理 调质 结构形 式 实体式 硬度 280HB S 240HB S 280HB S 240HB S
2.3 轴系部件设计
第 (ΙΙΙ) 轴设计 2.3.1 初算第 III 轴的最小轴径 1.输出轴上的功率 P3 ,转速 n3 ,转矩 T3 由前面算得: P3 = 5.88kW , n3 = 46.5r / min , T3 = 120761
0 N ⋅ mm 2.求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮的分度圆直径 d 2 = 261.42mm
Ft =
2T3 2 × 1207610 = = 9239 N d2 261.42
Fr = Ft
tan α n tan 20° = 9239 × = 3448 N cos β cos 12.74°
Fa = Ft tan β = 9239 × tan 12.74° = 2089 N
3.初步确定轴的最小直径 先按[1]式(15—2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,调质处理。根据 表[1]表 15—3,取 A0 = 113 ,于是得
d min = A0 3
P3 5.88 = 1133 mm = 56.7mm n3 46.5
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径 d Ι − ΙΙ ,故需同时选取联轴器的型号。查[1]表 14—1,考虑到转矩变化小,故取 K A= 1.5 。 查 则联轴器的计算转矩 Tca = K AT3 = 1.5 × 1207610 N ⋅ mm = 1811415N ⋅ mm 。 GB/T5014
17
——1985,选用 HL5 弹性柱销联轴器,其公称转矩为 2000000 N ⋅ mm .半联轴器的孔径
d Ι = 60mm ,故取 d Ι −ΙΙ = 60mm ,半联轴器长度 L = 142mm ,半联轴器与轴配合的毂孔
长度 L1 = 107mm 。 2.3.2 第 III 轴的结构设计 1.各段轴直径的确定如表 2—2 位置 直 径 (mm) 60 70 理由 由前面算得半联轴器的孔径 d Ι = 60mm 为满足半联轴器轴向定位要求, Ι − ΙΙ 轴段需制出一个轴肩,
Ι − ΙΙ ΙΙ − ΙΙΙ
h = (0.07 ~ 0.1)d = 4.2 ~ 6mm ,故取 d ΙΙ −ΙΙΙ = 70mm 。
ΙΙΙ − IV
75 根据 d ΙΙ − ΙΙΙ = 70mm 选取 0 基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚 子轴承 30315 其尺寸为 d × D × T = 75mm × 160mm × 40mm 。 故 d ΙΙΙ− ΙV = d VΙΙ-VΙΙΙ = 75mm 。
IV — V
87
左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由[2]上差得 30315 型轴承 的定位轴肩高度 h = 6mm ,因此取 d ΙV-V = 87mm 。
V — VΙ
89
齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度 h > 0.07d ,故取 h = 6mm , 则轴环处直径 d V-VΙ = 89mm ,齿轮处直径见 VΙ — VΙΙ 段理由。
VΙ — VΙΙ VΙΙ — VΙΙΙ
77 75
取安装齿轮处的轴段直径 d VΙ-VΙΙ = 77mm 。 见 ΙΙΙ − IV 段理由。 表 2—2
2.各轴段长度的确定如表 2—3 位置 长 度 (mm) 105 理由 为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上, Ι − ΙΙ 故 段长度应比 L1 略短些,取 l Ι − ΙΙ = 105mm 。
Ι − ΙΙ
ΙΙ − ΙΙΙ
50
轴承端盖总长度为 20mm, 取端盖外端面与半联轴器右端面间距离
l = 30mm ,故取 l ΙΙ−ΙΙΙ = 50mm 。
ΙΙΙ − IV
40 97
ΙΙΙ − IV 为联轴器长度,故 l ΙΙΙ− ΙV = 40mm
IV — V
l ΙV-V = L + c + a + s − 12 = (65 + 20 + 16 + 8 − 12)mm = 97mm
18
V — VΙ
12 88
轴环处轴肩高度 h = 6mm ,轴环宽度 b ≥ 1.4h ,取 l V-VΙ = 12mm 已知齿轮轮毂宽度为 92mm, 为了使套筒可靠地压紧齿轮, 次轴段 略短于轮毂宽度,故取 l VΙ-VΙΙ = 92 − 4) mm = 88mm (
VΙ — VΙΙ
VΙΙ — VΙΙΙ
68
取齿轮距箱体内壁距离为 a = 16mm , II 轴上大齿轮距第 III 轴 第 考虑
到箱体铸造误差, 在确定滚动轴承时应 上大齿轮 c = 20mm 。 距箱体内壁一段距离 s ,取 s = 8mm 。滚动轴承宽度 T = 40mm 。 第 II 轴上大齿轮轮毂长 L = 65mm 。 则
l VΙΙ-VΙΙΙ = T + s + a + (92 − 88) = ( 40 + 8 + 16 + 4)mm = 68mm
表 2—3 3.第 III 轴的结构简图如图 2—3
图 2—3 第(II)轴设计 2.3.3 初算第(II)轴的最小直径 1.第(II)轴上输入功率 p2 ,转速 n2 ,转矩 T2 由前面算得 p 2 = 6.06kW , n2 = 144r / min , T2 = 40.19 × 10 4 N / mm 2.分别计算大小齿轮上的力 已知第(II)轴上大齿轮分度圆直
d 2 = 224mm
Ft = 2T2 2 × 401900 = N = 3588 N d2 224
19
Fr = Ft
tan α n tan 20° = 9239 × = 1354 N cos β cos 15.36°
Fa = Ft tan β = 3588 × tan 15.36° = 986 N
小齿轮上分度圆直径为
d1 = 84.58mm
Ft = 2T2 2 × 401900 = N = 9503N d1 84.58
Fr = Ft
tan 20° tan α n = 9503 × = 3546 N cos β cos 12.74°
Fa = Ft tan β = 9503 × tan 12.74° = 2149 N
3.初步确定轴的最小直径
d min = A0 3
P2 6.06 = 1133 mm = 39.31mm n2 144
根据最小直径查[2]GB/T297—1994 选取 30309。轴承的规格为
d × D × T = 45mm × 100mm × 27.25mm
2.3.4.第(II)轴的结构设计 1.确定轴的各段直径如表 2—4 位置 直 径 (mm) 45 理由 根 据 轴 承 的 尺 寸 d × D × T = 45mm × 100mm × 27.25mm
Ι − ΙΙ
d Ι = 45mm
ΙΙ − ΙΙΙ
50 58 根据 d Ι = 45mm 取小齿轮安装处直径 d ΙΙ −ΙΙΙ = 50mm 。 小齿轮右端用轴肩定位,轴肩高度 h > 0.07d ,取故 h = 6mm ,则 轴环处直径 d ΙΙΙ− ΙV = 58mm 。
ΙΙΙ − IV
IV — V V — VΙ
50 45
取大齿轮安装处直径 d ΙV-V = 50mm 。 理由同 Ι − ΙΙ 段。
表 2—4 2.确定轴的各段长度 为了使套筒可靠地压紧齿轮,分别使 ΙΙ − ΙΙΙ 段和 ΙΙΙ − IV 段长度略短于齿轮轮毂宽 4mm。 轴环处轴肩高度 h = 4mm ,轴环宽度 b ≥ 1.4h 。轴环处长度取 l ΙΙΙ− ΙV = 12mm 其它轴的尺寸,根据第 III 轴算出的尺寸进行确定。
20
2.3.5 第(II)轴的强度校核 1.轴的载荷分析图 2—4
图 2—4
21
2.大小齿轮截面处的力及力矩数据 由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面,现将 计算出的两个截面处的 M H , M V , M 的值列于下表 2—5 载荷 支反力 F 水平面 垂直面
FNH 1 = 7775N FNH 2 = 5316 N
FNV 1 = 2897 N FNV 2 = 705N
' ' M V 1 = 181688 N ⋅ mm M V' 1 = 181688 N ⋅ mm ' ' M V 2 = 57445N ⋅ mm M V' 2 = 57445N ⋅ mm ' M 2 = 403423N ⋅ mm
弯矩 M
M H 1 = 553969 N ⋅ mm M H 2 = 399313N ⋅ mm
总弯矩
M 1' = 583003N ⋅ mm M 1'' = 561362 N ⋅ mm
M 1'' = 402813N ⋅ mm
扭矩 T
T2 = 401900 N ⋅ mm
表 2—5
3.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即(小齿轮)中心线截面的强 度。根据[1]式(15—5)及上表中的
数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉冲循环变应力, 取 α = 0.6 ,轴的计算应力
σa =
M 1' + (αT3 ) 2
2
W
=
5830032 + (0.6 × 401900) 2 MPa = 50.5MPa 0.1 × 50 3
前已选轴的材料为 45 钢, 调质处理, 由表[1]15—1 查得 [σ −1 ] = 60 MPa 。 因此, ca
W = 0.1d 3 = 0.1 × 453 mm 3 = 9113mm 3 WT = 0.2d 3 = 0.1 × 453 mm 3 = 18225mm 3
22
截面左侧的弯矩为 M = 583003 × 截面上的扭矩为
71.25 − 41 N ⋅ mm = 247521N ⋅ mm 71.25
T2 = 401900 N ⋅ mm
截面上的弯曲应力
σb =
截面上的扭转切应力
M 247521 = MPa = 27.16 MPa W 9113
τT =
T3 401900 = MPa = 22.05MPa WT 18225
轴的材料为 45 钢,调质处理,由[1]表 15—1 查得 σ B = 640 MPa , σ −1 = 6155MPa
τ −1 = 155MPa 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 α σ 及 ατ 按[1]附表 3—2 查取。
因
r 2 .0 D 50 = = 0.044 , = = 1.111 ,经插值可查得 d 45 d 45
ασ = 2.01
qσ = 0.82
ατ = 1.38
qτ = 0.85
又由[1]附图 3—1 可得轴的材料敏感系数为
故有效应力集中系数按[1]式(附表 3—4)为
kσ = 1 + qσ (α σ − 1) = 1 + 0.82( 2.01 − 1) = 1.83 kτ = 1 + qτ (ατ − 1) = 1 + 0.82(1.38 − 1) = 1.32
由[1]附图 3—2 尺寸系数 ε σ = 0.75 ,又由附图 3—3 的扭转尺寸系数 ε τ = 0.72 轴按磨削加工,由[1]附图 3—4 得表面质量系数为
βσ = βψ = 0.92
轴未经表面强化处理,及 β q = 1 ,按[1]式(3—2)及式(3—12a)得综合系数为
Kσ = Kτ =
εσ ετ
kτ
kσ
+
1
βσ
1
−1 =
1.83 1 + − 1 = 2.53 0.75 0.92
+
βτ
−1 =
1.32 1 + − 1 = 1.92 0.72 0.92
由[1]§3—1 及§3—2 得碳的特性系数
ϕσ = 0.1 ~ 0.2 ,取 ϕσ = 0.1
23
ϕτ = 0.05 ~ 0.1 ,取 ϕτ = 0.05
于是,计算安全系数 S ca 值,按[1]式(15—6)~(15—8)则得
Sσ =
275 σ −1 = =4 Kσ σ a + ϕσ σ m 2.53 × 27.16 + 0.1 × 0
Sτ =
155 σ −1 = = 7.14 22.05 22.05 Kτ σ τ + ϕτ σ m 1.92 × + 0.05 2 2
Sσ Sτ Sσ + Sτ
2 2
S ca =
=
4 × 7.14 4 2 + 7.14 2
= 3.49 > S = 1.5
故可知其安全。 2)截面 II 右侧 抗弯截面系数 W 按[1]表 15—4 中的公式计算
W = 0.1d 3 = 0.1 × 50 3 mm 3 = 12500mm 3 WT = 0.2d 3 = 0.1 × 50 3 mm 3 = 25000mm 3
弯矩 M 及弯曲应力为
71.25 − 41 N ⋅ mm = 247521N ⋅ mm 71.25 M 247521 σb = = MPa = 19.8 MPa W 12500 M = 583003 ×
扭矩 T2 及扭转应力为
T2 = 401900 N
⋅ mm
τT =
kσ
T3 401900 = MPa = 16.08MPa WT 25000
过盈配合处的
εσ
,由[1]附表 3—8 用插值法求出,并取
ετ
kτ
= 0 .8
εσ
kσ
于是得
εσ
kσ
= 3.48
ετ
kτ
= 0 .8
εσ
kσ
= 2.78
轴按磨削加工由[1]附图 3—4 得表面质量系数为
βσ = βψ = 0.92
故得综合系数
24
Kσ = Kτ =
εσ ετ
kτ
kσ
+
1
βσ
1
− 1 = 3.48 +
1 − 1 = 3.57 0.92 1 − 1 = 2.87 0.92
+
βτ
− 1 = 2.78 +
所以轴在截面右侧安全系数为
Sσ =
275 σ −1 = = 3.89 Kσ σ a + ϕ σ σ m 3.57 × 19.8 + 0.1 × 0
Sτ =
σ −1 155 = = 6 .6 Kτ σ τ + ϕτ σ m 2.87 × 16.08 + 0.05 16.08
2 2
Sσ Sτ
2 Sσ + Sτ2
S ca =
=
3.89 × 6.6 3.89 2 + 6.6 2
= 3.35 > S = 1.5
故该轴在截面 II 右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称,故 可略去静强度校核。 第(I)轴设计 2.3.6 初算第(I)轴的最小直径 1.先按[1]式(15—2)初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢,调质处理。根 据[1]表 15—3,取 A0 = 120 。
d min = A0 3
p1 6.25 = 120 × 3 mm = 27mm n1 576
根据最小直径选取 30307 轴承,尺寸为 d × D × T = 35mm × 80mm × 22.75mm 2.3.7 第(I)轴的结构设计 根据轴 (I) 端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离, 取轴承外壁距带轮表面距离为 50mm。 即 II—III 段长度为 50mm。再根据轴(III)(II)数据,及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂 , 的长即可将整个轴的结构尺寸确定。轴的结构简图如图 2—5
25
图 2—5
2.3.8 轴系零部件的选择 根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表 2—6 轴承 (GB/T297—1994) 键(GB/T1096—2003) 轴I 30307 联轴器 (GB/T5014—1985)
8mm × 7mm × 90mm
(带轮)
12 mm × 8mm × 50mm
(小齿轮) 轴 II 30309
14 mm × 9 mm × 80mm
(小齿轮)
14 mm × 9 mm × 53mm
(大齿轮) 轴 III 30315
18mm × 11mm × 90mm
(联轴器)
HL5
22 mm × 12mm × 80mm
(大齿轮) 表 2—6
3.减速器装配图的设计
3.1 箱体主要结构尺寸的确定
3.1.1 铸造箱体的结构形式及主要尺寸 减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器,主要尺寸如表 3—1 名称 箱座壁厚 符号 齿轮减速器 8
δ
26
箱盖壁厚 箱盖凸缘壁厚 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地角螺栓直径 地角螺栓数目 轴承旁连接螺栓直径
δ1
b1
b
8 12 12 20 18 4 14 150 8 6 8 24/20/16 22/14 18 低速轴承外径确定 46 x=5 y=25 10 >8
b2 df
n
d1
l
连接螺栓 d 2 的间距 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径
d3
d4
d
d f d1 d 2 至外箱壁距离 d f d 2 至凸缘边缘距离
轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 铸造过度尺寸 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 盖与座连接螺栓
直径 3.1.2 箱体内壁的确定
C1 C2 R1
h
l1
x,y
∆1 ∆2
m m1
m = m1 = 8
201 201 10
D2
s
d2
箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定,左右两内壁距离通过低速级大 齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于
27
30~50mm,由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。
3.2 减速器附件的确定
视孔盖: 由[3]表 11—4 得,由是双级减速器和中心距 a
∑
≤ 425 ,可确定视孔盖得结构尺寸。 mm
透气孔: 由[3]表 11—5 得,选用型号为 M16×1.5 的通气塞 液位计: 由[3]表 7—10 得,选用 M16型号的杆式油标 排油口: 油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚 2~2.5 倍选取。取螺塞直径为 16mm. 起盖螺钉: 起盖螺钉数量为 2,直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同,取螺钉直径为 10mm 定位销: 由表 3—1 的定位销直径为 8mm 吊环: 由[3]表 11—3 得,吊耳环在箱盖上铸出。根据表 3—1 中确定的尺寸可以确定吊耳环的 尺寸。
4.润滑 密封及其它
4.1 润滑
1.齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度
4.2 密封
为保证机盖与机座连接处密封, 连接凸缘应有足够的宽度, 连接表面应精创其表面粗糙 度为 Ra=6.3。密封的表面应进过刮研,而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。 轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整,采用密封圈实现密封。端盖直径见表 3—1。密封圈 型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。
4.3 其它
(1)装配图图纸选用 A1 的图纸,按 1:2 的比例画。 (2)装配前零件用煤油清洗,滚动轴承用汽油清洗,机内不许有任何杂物存在,内壁 图上不被机油侵蚀的涂料两次。 (3)齿啮合侧隙用铅丝检验不小于 0.6mm,铅丝不得大于最小侧隙的四倍。
28
(4)用涂色法检验斑点,按齿高接触斑点不小于 40%,按齿长接触斑点不小于 50%, 必要时间可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。 (5)应调整轴承轴向间隙,F35 为 0.03~0.008mm F45 为 0.06~0.12mm F750.08~0.15mm. 检查减速器剖封面,各接触面积密封处,均不许漏油,剖封面允许涂密封油漆或水玻璃,不 许使用任何填料。 (6)机内装 N68 润滑油至规定高度 (7)表面涂灰色油漆。
5.总结
大学以来学了《理论力学》《材料力学》《机械原理》《机械设计》《互换性与测量 , , , , 基础》《工程材料与成型技术基础》 ,
,还真不知道它们有什么用,我能将它们用在什么地方。 通过这次课程设计,我发现以前学的理论基础课程还不是很牢固,没有真正联系实际。自己 设计的数据和实践有很大差距, 有的不符合机械设计指导书上的要求, 还有就是知识的遗忘 性大,不会将所学的知识融会贯通等等。 通过这次设计我发现搞机械设计这一行需要自己有丰富的经验和牢固的基础理论知 识。这次设计过程中好多内容是参考书上的,很多数据的选取都是借鉴书上的数据,还有很 多数据是自己选的不知道何不合理, 好多设计的关键地方都是在老师的指导下完成的。 毫无 疑问,我们的设计的内容有好多错误的地方。我们设计的减速器也很难经的起实践的考验。 不过, 这次设计毕竟是自己第一次将所学的知识联系到实践中, 有很多设计不合理的地方那 是必然的。 通过这次设计我了解了一些设计的步骤和准则。 我们不能违反这些准则否则我们 的设计将会出错。这次设计也培养了我一些良好的习惯比如,设计时要专门准备好草稿纸, 在稿纸上一步一步将自己的设计内容写清楚等。 搞机械这一行需要有严谨的作风, 我这次设 计过程中始终记住了这一点。设计过程中有好多数据有错误或则不合理,但不是很严重,好 多同学都忽略了。 这次我没有像以前那样忽略这些小的细节。 在这次设计过程中我还发现我 有些应用软件如 cad,rord 等使用起来不是很熟练,机械手册查起来不熟练等问题,接下来在 这些方面我还要进一步的加强。 总之, 这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际 知识解决工程实际问题的能力, 在设计的过程中还培养出了我们的团队精神, 大家共同解决 了许多个人无法解决的问题, 在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应 用方面的不足,在今后的学习过程中我们会更加努力。 。
参考文献
参考文献 [1]濮良贵、纪名刚.机械设计.8 版.北京:高等教育出版社,2006.5 [2]席伟光、杨光、李波.机械设计课程设计.北京:高等教育出版社,2003. [3]吴宗择、罗圣国.机械设计课程设计手册.3 版.北京:高等教育出版社,2006.
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30
31
32