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1、華南農(nóng)業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)題目: 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置 設(shè) 計(jì) 者: 學(xué) 號(hào): 班 級(jí): 05機(jī)化2班 學(xué) 院: 工 程 學(xué) 院 指導(dǎo)老師: 2008 年1月全套cad圖紙,qq153893706目 錄摘 要1、 總體分析.12、 電動(dòng)機(jī)的選擇 .23、 確定總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比.34、 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù).45、 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)(斜齒圓柱齒輪).46、 低速級(jí)及開式齒輪的設(shè)計(jì)(直齒圓柱齒輪).97、 軸的設(shè)計(jì)與校核148、 軸承的校核299、 鍵及聯(lián)軸器的選擇與校核3310、 潤(rùn)滑與密封.3411、 箱體的設(shè)計(jì).3512、 減速器附件的設(shè)計(jì).3613、 設(shè)計(jì)總結(jié).37附 錄:(m
2、atlab代碼)附錄 1: 常用的線性插值函數(shù)39附錄 2: 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)39附錄 3: 直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)與校核39附錄 4: 高速軸的設(shè)計(jì)與校核(彎扭組合).42附錄 5: 圓錐滾子軸承壽命計(jì)算43摘 要齒輪傳動(dòng)是現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用最廣的一種傳動(dòng)形式,具有很多優(yōu)點(diǎn)。而由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)或執(zhí)行機(jī)構(gòu)之間,起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用,在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用極為廣泛。本傳動(dòng)方案是基于兩級(jí)圓柱齒輪減速器上的帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置。設(shè)計(jì)中從選擇動(dòng)力源,計(jì)算總體傳動(dòng)比,合理地分配各級(jí)傳動(dòng)比開始,到主體的對(duì)各級(jí)傳動(dòng)的嚙合齒輪的設(shè)計(jì)、根據(jù)齒輪的尺寸對(duì)軸做了設(shè)計(jì)與校
3、核,并且精確地校核了軸的疲勞強(qiáng)度。在設(shè)計(jì)軸的同時(shí),選擇了鍵與軸承并對(duì)他們做了校核,最后設(shè)計(jì)了箱體及輔助件的尺寸。由于圖紙是表達(dá)設(shè)計(jì)者思想的最好語(yǔ)言,最后根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果繪制三張零件圖及裝配圖。本設(shè)計(jì)的亮點(diǎn)是主要結(jié)構(gòu)均采用編程實(shí)現(xiàn)。編程有利于調(diào)整參數(shù),比如在一次的設(shè)計(jì)中,如果不滿足校核要求,可以按照教材上的調(diào)整方法調(diào)整其中的參數(shù),不用在按照原來(lái)的步驟再作計(jì)算,大大減少了計(jì)算量,可以將設(shè)計(jì)者從繁雜的計(jì)算中解放出來(lái)。所編寫的matlab代碼,只需稍作修改,就可以應(yīng)用于同類零件的設(shè)計(jì)與校核中,具有極強(qiáng)的應(yīng)用價(jià)值。設(shè)計(jì)的不足之處是沒有從經(jīng)濟(jì)的角度出發(fā),沒有解決機(jī)械的安全性與經(jīng)濟(jì)性之間的矛盾,這在實(shí)際大批量生
4、產(chǎn)中是不可取的。如果時(shí)間充足,并且能夠具有一定的經(jīng)濟(jì)效益的情況下,可以進(jìn)一步完善程序,建立函數(shù)接口,聯(lián)合信息學(xué)院的同學(xué),做出一個(gè)小系統(tǒng),只需要輸入基本參數(shù),就可以得出計(jì)算結(jié)果及校核情況。另外,還可以進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),建立相應(yīng)的目標(biāo)函數(shù),將設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行優(yōu)化。通過(guò)這次課程設(shè)計(jì),極大地提高了我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)這門課程的掌握和運(yùn)用,使我進(jìn)一步熟悉了手冊(cè)和國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的使用,并把我們所學(xué)的知識(shí)和將來(lái)的生產(chǎn)實(shí)際相結(jié)合,有利于我們今后更順利地走上工作崗位。由于課程設(shè)計(jì)過(guò)程的固有特性要求我們?cè)谠O(shè)計(jì)過(guò)程中稟承仔細(xì)、認(rèn)真、耐心、實(shí)事求是的態(tài)度去完成這項(xiàng)課程。每根軸,每個(gè)螺釘都要根據(jù)實(shí)際情況,自己去查手冊(cè),決定選用何種規(guī)格是最優(yōu)
5、的。提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力,也提高了我們各個(gè)方面的素質(zhì),建議多多開展類似這樣的課程設(shè)計(jì)。最好能將自己的設(shè)計(jì)結(jié)果做成實(shí)體,進(jìn)一步了解理論與實(shí)踐之間的差距,那樣將會(huì)更有意義。1、 總體分析1.1 設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)題目:帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置傳動(dòng)方案:電動(dòng)機(jī)兩級(jí)圓柱齒輪減速器開式齒輪傳動(dòng)工作機(jī)設(shè)計(jì)參數(shù):輸送帶的牽引力,輸送帶的速度為,提升機(jī)滾筒直徑為。帶式輸送機(jī)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如下:圖中i為輸送帶鼓輪,ii為開式齒輪傳動(dòng),iii為減速箱,iv為聯(lián)軸器,v為電動(dòng)機(jī)。說(shuō) 明:1) 帶式輸送機(jī)機(jī)提升貨物:谷物、型砂、碎礦石、煤等等。2) 輸送機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)方向不變,工作載荷穩(wěn)定。3) 工作壽命為8年,每年300
6、個(gè)工作日,每日工作16小時(shí)。1.2 總體分析 減速器類型的選擇:選用兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器。特點(diǎn)及應(yīng)用:結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,但齒輪相對(duì)于軸承的位置不對(duì)稱,因此要求軸有較大的剛度。高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端,這樣,軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消,以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。因?yàn)樾饼X轉(zhuǎn)動(dòng)比較平穩(wěn),沖擊,振動(dòng)和燥聲較小,故高速級(jí)做成斜齒,低速級(jí)做成直齒,開式齒輪采用直齒傳動(dòng)。 各部件的選擇目的分析過(guò)程選擇結(jié)果動(dòng)力源三相交流電三相異步電動(dòng)機(jī)齒輪斜齒轉(zhuǎn)動(dòng)比較平穩(wěn),沖擊,振動(dòng)和燥聲較小;直齒經(jīng)濟(jì)。高速級(jí)做成斜齒,低速級(jí)做成直齒,開式齒輪做成直齒軸承輸入軸(1軸
7、)和中間軸(2軸)有一定的軸向力,輸出軸(3軸)的軸向力較小。圓錐滾子軸承和深溝球軸承聯(lián)軸器經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性并存彈性柱塞聯(lián)軸器 輔助件的選擇:觀察孔蓋,油標(biāo)和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等。2、 電動(dòng)機(jī)的選擇2.1 選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式工業(yè)上廣泛使用三相異步電動(dòng)機(jī),對(duì)載荷平穩(wěn)、不調(diào)速的、長(zhǎng)期工作的機(jī)器,可采用鼠籠式異步電動(dòng)機(jī)。y系列電動(dòng)機(jī)為我國(guó)推廣采用的產(chǎn)品,它具有節(jié)能、啟動(dòng)性能好等優(yōu)點(diǎn),適用于不含易燃、易爆和腐蝕性氣體的場(chǎng)合以及無(wú)特殊要求的機(jī)械中。結(jié)合y系列電動(dòng)機(jī)的優(yōu)點(diǎn),并且根據(jù)工作要求和條件,本傳動(dòng)方案選用y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步
8、電動(dòng)機(jī)。2.2 確定電動(dòng)機(jī)的功率 輸送機(jī)主軸所需功率本方案已知輸送帶的牽引力和圓周速度(線速度),則在穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下,輸送機(jī)主軸上所需功率 所需電動(dòng)機(jī)功率電動(dòng)機(jī)所需功率式中:為電動(dòng)機(jī)到輸送機(jī)主軸之間的總效率。查閱機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表23,閉式圓柱齒輪一般按78級(jí)精度計(jì)算, 因此這里選用7級(jí)精度齒輪,其傳動(dòng)效率每對(duì)滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率 彈性連軸器的傳動(dòng)效率 開式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率 輸送帶鼓輪的傳動(dòng)效率 因此總傳動(dòng)效率 代入數(shù)據(jù)得:因此電動(dòng)機(jī)的額定功率應(yīng)等于或稍大于工作要求的功率,故可以選擇y系列三相異步電動(dòng)機(jī)額定功率。2.3 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速:一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍,開式圓
9、柱齒輪傳動(dòng)比。因此電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為同一功率的異步電動(dòng)機(jī)有3000r/min、1500 r/min、1000 r/min、750 r/min等多種同步速度。一般來(lái)說(shuō),電動(dòng)機(jī)的同步轉(zhuǎn)速愈高,則磁極對(duì)數(shù)愈少,外廓尺寸愈小,價(jià)格較低;反之,轉(zhuǎn)速愈低,外廓尺寸愈大,價(jià)格比較高。一般選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000 r/min的電動(dòng)機(jī)為宜。因此額定功率為4kw,同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min的y112m4型號(hào)或者同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min的y132m16兩種型號(hào)電動(dòng)機(jī)均比較合適。將兩者技術(shù)參數(shù)的比較見下表:同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)極數(shù)總傳動(dòng)比機(jī)座中心高(mm)機(jī)軸
10、直徑d(mm)伸出端安裝長(zhǎng)度(mm)y112m-415001440481.49411122860y132m1-61000960654.32941323880為了使總傳動(dòng)比不至于過(guò)大,以至增加整體尺寸,故選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的y132m1-6三相異步電動(dòng)機(jī)。3、 確定總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比3.1 計(jì)算總傳動(dòng)比電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速:總傳動(dòng)比:3.2 分配各級(jí)傳動(dòng)比開式圓柱齒輪的傳動(dòng)比范圍是37,試取傳動(dòng)比為,則減速箱內(nèi)齒輪的總傳動(dòng)比為。對(duì)于開式二級(jí)圓柱齒輪減速器,一般取,即參考機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表24,選取,(其中為高速級(jí)傳動(dòng)比,為低速級(jí)傳動(dòng)比)。4、 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)
11、力參數(shù)根據(jù)公式、 式中為第軸到第軸之間的參數(shù),編寫一小程序,輸入電動(dòng)機(jī)的輸出功率及滿載轉(zhuǎn)速,運(yùn)行結(jié)果如下:第 1 軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù): 轉(zhuǎn)速: n = 960.000 r/min 輸入功率: p = 3.336 kw 輸入轉(zhuǎn)矩: t = 33.189 n.m 第 2 軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù): 轉(zhuǎn)速: n = 200.000 r/min 輸入功率: p = 3.204 kw 輸入轉(zhuǎn)矩: t = 153.000 n.m 第 3 軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù): 轉(zhuǎn)速: n = 56.497 r/min 輸入功率: p = 3.077 kw 輸入轉(zhuǎn)矩: t = 520.171 n.m 第 4 軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù):
12、轉(zhuǎn)速: n = 17.655 r/min 輸入功率: p = 2.865 kw 輸入轉(zhuǎn)矩: t = 1549.693 n.m將上面?zhèn)鲃?dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)歸納如下表: 軸號(hào)參數(shù)電機(jī)軸0高速軸1中間軸2低速軸3滾筒軸4轉(zhuǎn)速n96096020056.49717.655輸入功率p3.373.3363.2043.0772.865輸入轉(zhuǎn)矩t33.189153.000520.1711549.693傳動(dòng)比14.83.543.2傳動(dòng)效率0.99000.96040.96040.93105、 高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)(斜齒圓柱齒輪)基本傳動(dòng)參數(shù):轉(zhuǎn)速:,輸入功率:,傳動(dòng)比:; 目的分析過(guò)程結(jié)果選精度等級(jí)、材料和齒數(shù)1 )
13、 為了獲得較小的傳動(dòng)幾何尺寸,選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2 ) 輸送機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,可以選用7級(jí)精度。3 ) 材料選擇。小齒輪材料為(調(diào)質(zhì)),硬度為,大齒輪材料為鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為hbs,二者材料硬度差為hbs。選擇小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)4 ) 選取螺旋角。初選螺旋角兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪,所以法向壓力角按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式(1021)試算,即 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選2) 由圖,選取區(qū)域系數(shù)3) 由圖查得4) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩5) 由表選取齒寬系數(shù)6) 由表查得材料的彈性影響系數(shù)7) 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度1.4極限,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限8) 由
14、式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9) 由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù),10) 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為,安全系數(shù)為s=1,由式得目的分析過(guò)程結(jié)果 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑,由計(jì)算公式得2) 計(jì)算圓周速度3) 計(jì)算齒寬及模數(shù)4) 計(jì)算縱向重合度5) 計(jì)算載荷系數(shù)k.。已知使用系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定,由表查得故載荷系數(shù)6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式得7) 計(jì)算模數(shù)縱向重合度又稱軸向重合度模數(shù):目的分析過(guò)程結(jié)果按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式 確定計(jì)算參數(shù)1) 計(jì)算載荷系數(shù)2) 根據(jù)縱向重合度,從圖查得螺旋角影響系數(shù)3) 計(jì)算當(dāng)量齒
15、數(shù)4) 查取齒形系數(shù)由表查得 5) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得 6) 由圖查得,小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限7) 由圖查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)8) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4,由式得 9) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較:顯然大齒輪的數(shù)據(jù)大。目的分析過(guò)程結(jié)果按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),取1.5mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取,則因此取確定時(shí)取較大的數(shù)值,安全。幾何尺寸計(jì)算1) 計(jì)算中心距將中心距圓整為1
16、21mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角因值幾乎沒有改變,故參數(shù)、等不必修正。3) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑4) 計(jì)算大、小齒輪的齒根圓直徑 5) 計(jì)算大、小齒輪的齒頂圓直徑 6) 計(jì)算齒輪寬度圓整后取;中心距螺旋角分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑 所以,小齒輪做成實(shí)心結(jié)構(gòu);大齒輪做成腹板結(jié)構(gòu)。 齒輪寬度6、 低速級(jí)及開式齒輪的設(shè)計(jì)(直齒圓柱齒輪)齒輪傳動(dòng)不僅要滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,還要滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。本設(shè)計(jì)參考文獻(xiàn)2 ,采用編程實(shí)現(xiàn),與教材上的方法略有區(qū)別,設(shè)計(jì)參數(shù)較教材上偏于安全。程序的大體思想可以用下面流程圖表示:6.1 低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)基本參數(shù):轉(zhuǎn)速:,輸入功率:,傳動(dòng)比:;根據(jù)
17、上面的流程圖,編寫程序(見附錄)。按照以下步驟操作:step 1 選定齒輪材料、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1 ) 根據(jù)傳動(dòng)方案,選用直尺圓柱齒輪傳動(dòng)。2 ) 輸送機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,可以選用7級(jí)精度。3 ) 為了減少材料的品種和工藝要求,對(duì)于同一減速器中的各級(jí)傳動(dòng)的小齒輪(或大齒輪)的材料,如果沒有特殊的要求,應(yīng)選用相同的牌號(hào)。因此低速級(jí)的小齒輪材料仍選用40cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280hbs,大齒輪材料選用45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240hbs。4 ) 選擇選小齒輪齒數(shù),。step 2 選擇載荷系數(shù)及齒寬系數(shù)1 ) 選擇載荷系數(shù) 2 ) 選擇齒寬系數(shù) 3 ) 材料的彈性影響系數(shù) step 3 計(jì)
18、算齒輪齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力因此需要查取齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限、彎曲疲勞壽命系數(shù)和安全系數(shù)。1 ) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2 ) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù): 3 ) 取彎曲疲勞安全系數(shù)為s=1.44 ) 由表10-5,查取齒形系數(shù): 5 ) 由表10-5,查取應(yīng)力校正系數(shù): step 4 計(jì)算齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力1 ) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限2 ) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) 由圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) 3 ) 失效概率為1%,安全系數(shù)為s=1。step
19、5 以下計(jì)算和校核均由matlab完成。運(yùn)行結(jié)果如下: * 圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) * 主動(dòng)輪傳遞功率(kw) p1 =3.204 主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速(r/min) n1 =200 傳動(dòng)比 i =3.54 試選載荷系數(shù) kt=1.3小齒輪的硬度 hbs1280大齒輪的硬度 hbs2240 選擇齒寬系數(shù): fd = 1 = 已知條件 =齒面硬度類別:軟齒面類型 主動(dòng)輪傳遞功率 p1 = 3.204 kw 主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 n1 = 200.000 r/min 傳動(dòng)比 i = 3.540 載荷系數(shù) k = 1.300 齒高系數(shù) ha* = 1.000 頂隙系數(shù) c* = 0.250 齒寬系數(shù) fd = 1.000 (
20、*以下計(jì)算齒輪齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力*) 輸入小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn1=0.94 輸入大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn2=0.96 輸入小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限(mpa) genfe1=500 輸入大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限(mpa) genfe2=380 請(qǐng)給出您的彎曲疲勞的安全系數(shù) sg =1.4 小齒輪齒根彎曲許用應(yīng)力 cfp1 = 335.714 mpa 大齒輪齒根彎曲許用應(yīng)力 cfp2 = 260.571 mpa (*以下計(jì)算齒輪齒面接觸疲勞許用應(yīng)力*) 輸入小齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù) khn1=0.955 輸入大齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù) khn2=0.98 輸入小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)
21、度極限(mpa) mianfe1=600 輸入大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(mpa) mianfe2=550 請(qǐng)給出您的接觸疲勞的安全系數(shù) s =1 小齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 chp1 = 573.000 mpa 大齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 chp2 = 539.000 mpa 閉式軟齒面齒輪傳動(dòng)小齒輪齒數(shù)范圍是:20-30 輸入小齒輪齒數(shù) z1 = 24 大齒輪齒數(shù) z2 = 85 主動(dòng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 t1 = 152991.000 n.mm *硬齒面齒輪傳動(dòng)-按照齒根彎曲強(qiáng)度確定齒輪模數(shù)* 查取齒形系數(shù) yfa1 =2.65 查取齒形系數(shù) yfa2 =2.21 查取應(yīng)力校正系數(shù) ysa1 =1.58
22、查取應(yīng)力校正系數(shù) ysa2 =1.775 *軟齒面齒輪傳動(dòng)-按照齒面接觸強(qiáng)度確定齒輪直徑* 請(qǐng)?jiān)诒?06中查取材料的彈性影響系數(shù) ze=189.8* 校核* *按照齒根彎曲強(qiáng)度校核 ! * 滿足齒根彎曲強(qiáng)度! = 輸出齒輪傳動(dòng)參數(shù)的設(shè)計(jì)結(jié)果 = 小齒輪齒數(shù) z1 = 24 大齒輪齒數(shù) z2 = 85 齒輪副模數(shù) mn = 4.00 mm 齒輪副中心距 a = 218.000 mm 小齒輪分度圓直徑 d1 = 96.000 mm 大齒輪分度圓直徑 d2 = 340.000 mm 小齒輪齒頂圓直徑 da1 = 104.000 mm 大齒輪齒頂圓直徑 da2 = 348.000 mm 小齒輪齒根圓直
23、徑 df1 = 86.000 mm 大齒輪齒根圓直徑 df2 = 330.000 mm 小齒輪寬度 b1 = 103 mm 大齒輪寬度 b2 = 98 mm由于小齒輪的齒頂圓直徑da1 = 104.000 mm,宜做成實(shí)心結(jié)構(gòu),大齒輪的齒頂圓直徑da2 = 348.000 mm,做成腹板結(jié)構(gòu)。6.2 開式齒輪的設(shè)計(jì)開式齒輪傳動(dòng)的參數(shù):主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速,輸入到主動(dòng)齒輪上的功率:,傳動(dòng)比i3.2。由于齒面磨損是開式齒輪傳動(dòng)的主要失效形式,目前僅以保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度作為準(zhǔn)則即可。采用上面的程序,計(jì)算結(jié)果偏于安全,為了簡(jiǎn)化問題,不再對(duì)程序作修改。同樣按照下面的步驟,只需要查取相應(yīng)的參數(shù)輸入程序即可。st
24、ep 1 選定齒輪材料、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1 ) 開式齒輪傳動(dòng),多選用直尺圓柱齒輪傳動(dòng)。2 ) 輸送機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,可以選用7級(jí)精度。3 ) 為了減少材料的品種和工藝要求,對(duì)于同一減速器中的各級(jí)傳動(dòng)的小齒輪(或大齒輪)的材料,如果沒有特殊的要求,應(yīng)選用相同的牌號(hào)。因此低速級(jí)的小齒輪材料仍選用40cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280hbs,大齒輪材料選用45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240hbs。4 ) 開式齒輪傳動(dòng)推薦齒數(shù)為1720,這里選取小齒輪齒數(shù),step 2 選擇載荷系數(shù)及齒寬系數(shù)1 ) 選擇載荷系數(shù) 2 ) 由于小齒輪是懸臂布置,由表,選擇齒寬系數(shù) 3 ) 材料的彈性影響系數(shù) step
25、3 計(jì)算齒輪齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力因此需要查取齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限、彎曲疲勞壽命系數(shù)和安全系數(shù)。1 ) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2 ) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù): 3 ) 取安全系數(shù)為s=1.44 ) 由表10-5,查取齒形系數(shù): 5 ) 由表10-5,查取應(yīng)力校正系數(shù): step 4 計(jì)算齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力1 ) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限2 ) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) 由圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) 3 ) 失效概率為1%,安全系數(shù)為s=1。step 5
26、 以下計(jì)算和校核均由matlab完成。運(yùn)行結(jié)果如下: * 圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) * 主動(dòng)輪傳遞功率(kw) p1 =3.077 主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速(r/min) n1 =56.50 傳動(dòng)比 i =3.2 試選載荷系數(shù) kt=1.5小齒輪的硬度 hbs1280大齒輪的硬度 hbs2240 選擇齒寬系數(shù): fd = 0.6 = 已知條件 =齒面硬度類別:軟齒面類型 主動(dòng)輪傳遞功率 p1 = 3.077 kw 主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 n1 = 56.500 r/min 傳動(dòng)比 i = 3.200 載荷系數(shù) k = 1.500 齒高系數(shù) ha* = 1.000 頂隙系數(shù) c* = 0.250 齒寬系數(shù) fd = 0.600
27、(*以下計(jì)算齒輪齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力*) 輸入小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn1=0.95 輸入大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn2=0.98 輸入小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限(mpa) genfe1=500 輸入大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限(mpa) genfe2=380 請(qǐng)給出您的彎曲疲勞的安全系數(shù) sg =1.4 小齒輪齒根彎曲許用應(yīng)力 cfp1 = 339.286 mpa 大齒輪齒根彎曲許用應(yīng)力 cfp2 = 266.000 mpa (*以下計(jì)算齒輪齒面接觸疲勞許用應(yīng)力*) 輸入小齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù) khn1=0.96 輸入大齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù) khn2=0.98 輸入小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)
28、度極限(mpa) mianfe1=600 輸入大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(mpa) mianfe2=550 請(qǐng)給出您的接觸疲勞的安全系數(shù) s =1 小齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 chp1 = 576.000 mpa 大齒輪齒面接觸許用應(yīng)力 chp2 = 539.000 mpa 閉式軟齒面齒輪傳動(dòng)小齒輪齒數(shù)范圍是:20-30 輸入小齒輪齒數(shù) z1 = 18 大齒輪齒數(shù) z2 = 58 主動(dòng)輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 t1 = 520094.690 n.mm *硬齒面齒輪傳動(dòng)-按照齒根彎曲強(qiáng)度確定齒輪模數(shù)* 查取齒形系數(shù) yfa1 =2.91 查取齒形系數(shù) yfa2 =2.288 查取應(yīng)力校正系數(shù) ysa1 =1.53
29、 查取應(yīng)力校正系數(shù) ysa2 =1.724 *軟齒面齒輪傳動(dòng)-按照齒面接觸強(qiáng)度確定齒輪直徑* 請(qǐng)?jiān)诒?06中查取材料的彈性影響系數(shù) ze=189.8* 校核* *按照齒根彎曲強(qiáng)度校核 !* 滿足齒根彎曲強(qiáng)度! = 輸出齒輪傳動(dòng)參數(shù)的設(shè)計(jì)結(jié)果 = 小齒輪齒數(shù) z1 = 18 大齒輪齒數(shù) z2 = 58 齒輪副模數(shù) mn = 8.00 mm 齒輪副中心距 a = 304.000 mm 小齒輪分度圓直徑 d1 = 144.000 mm 大齒輪分度圓直徑 d2 = 464.000 mm 小齒輪齒頂圓直徑 da1 = 160.000 mm 大齒輪齒頂圓直徑 da2 = 480.000 mm 小齒輪齒根圓
30、直徑 df1 = 124.000 mm 大齒輪齒根圓直徑 df2 = 444.000 mm 小齒輪寬度 b1 = 93 mm 大齒輪寬度 b2 = 88 mm由于小齒輪的齒頂圓直徑da1 = 144 mm,宜做成實(shí)心結(jié)構(gòu),大齒輪的齒頂圓直徑da2 = 480 mm ,做成腹板結(jié)構(gòu)。7、 軸的設(shè)計(jì)與校核7.1 高速軸的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)目的計(jì)算及設(shè)計(jì)說(shuō)明備注1、選擇軸的材料2初步估算軸的最小直徑3.軸 3 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4求軸上的載荷5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度6.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度選取45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材p362表151查得,其硬度為220hbs,抗拉強(qiáng)度極限b640mpa,屈服強(qiáng)度極限s355
31、mpa,彎曲疲勞極限1275mpa,剪切疲勞極限1155mpa,許用彎應(yīng)力1=60mpa。 由前面?zhèn)鲃?dòng)裝置的參數(shù)知, 。根據(jù)教材表153,取112,于是按式152:對(duì)于直徑100mm的軸,有一個(gè)鍵槽時(shí),軸徑增大5%7%。然后將軸頸圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑。所以 。顯然高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相配合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩查表,取,則查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(軟件版),選用zlz1型彈性聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為100nmm。半聯(lián)軸器的孔徑,聯(lián)軸器長(zhǎng)度, 半聯(lián)軸器長(zhǎng)度 擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。(1) 半聯(lián)軸器的孔
32、徑,聯(lián)軸器長(zhǎng)度, 半聯(lián)軸器長(zhǎng)度。為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制成軸肩的形式,故取ii iii段的直徑=22mm,擋圈直徑d=25 mm, =28mm。半聯(lián)軸器與軸配合的孔長(zhǎng)度,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故i ii段的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些,取(2)初選滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=22mm,初步選取單列圓錐滾子軸承30305,查得軸承參數(shù):ddt =25 mm62 mm18.25 mm.所以,25mm,18.25mm 左端滾動(dòng)軸承右側(cè)采用軸肩進(jìn)行軸向定位。取30305型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm,
33、因此,取28 mm 。(3)取安裝齒輪處的軸段vii 的直徑30 mm,齒輪的寬度為50mm,取46mm。(4)軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離l20mm, 故取50mm。(5)取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a14mm。兩大齒輪間的距離c=1015mm,為了便于計(jì)算取 c=12.5mm,則中間軸上的兩齒輪距為10mm,1軸與2軸上的小齒輪間的距離為7.5mm??紤]到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,s12(d=1015mm),已知滾動(dòng)軸承寬度t18.25mm,中間軸上的小齒輪齒寬為103mm則 s
34、+a+103+7.5=136.5mmt+s+a+(50-46)=14+12=48.25 mm取軸環(huán)的寬度12mm,則124.5mm。(6)軸上零件的周向定位。斜齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接(詳細(xì)選擇過(guò)程見后面的鍵選擇)。(7) 確定軸上的圓角和倒角尺寸參考教材表152,取軸端倒角為145,各軸肩處的圓角半徑為r1.2mm(d為1830mm)和1.6(d為3050mm)。根據(jù) 軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(軟件版)r2.0查取30306型滾動(dòng)軸承的a值:a20mm。則l1=98, l2= 159.75, l3=69.25因此,作為簡(jiǎn)支座的軸的
35、支承跨距:l2+l3159.75mm+69.25mm229.00mm。1 ) 高速級(jí)小齒輪1的受力分析。圓周力: 徑向力: 軸向力:2 ) 計(jì)算支反力水平面: mb0,ft1l3fah(l2+l3)0 f0 , ft1fahfbh=0垂直面 mb0, fa1fr1l3+ fav(l2+l3)0 , f0 fr1favfbv=03 ) 根據(jù)支反力,作出彎矩圖;根據(jù)軸傳遞的扭矩,作出扭矩圖。4 ) 計(jì)算合成彎距 mc1 mc2 由上面的分析過(guò)程,結(jié)合后面的彎扭校核,編程實(shí)現(xiàn)。運(yùn)行結(jié)果如下: = 軸彎扭組合強(qiáng)度計(jì)算 = 軸的最小直徑 d = 17.8125 mm 齒輪傳遞的圓周力 ft = 1590
36、.2731 n 徑向力 fr = 596.5316 n 軸向力 fa = 396.4996 n h面-a支座反力 fah = 480.9014 n b支座反力 fbh = 1109.3718 n 彎矩 mch = 76823.9937 n.mm v面-a支座反力 fav = 216.5273 n b支座反力 fbv = 380.0043 n 彎矩1 mcv1 = 34590.2431 n.mm 彎矩2 mcv2 = 26315.2960 n.mm 彎矩突變值 mc12 = 8274.9471 n.mm 集中力偶值 mcm = 8274.9471 n.mm 合成彎矩1 mc1 = 84252.0
37、678 n.mm 合成彎矩2 mc2 = 81206.0393 n.mm 大齒輪傳遞轉(zhuǎn)距 t2 = 33186.2500 n.m 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 cca =32.0641 mpa= 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 = 輸入危險(xiǎn)截面的直徑(mm) d =28 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 cca = 39.4374 mpa 60 mpa *滿足軸的彎扭組合強(qiáng)度要求*從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面,現(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力()fah=480.9014fav =216.5273fbh1109.3718fbv =380
38、.0043彎距m()mch = 76823.9937mcv1 = 34590.2431mcv2 = 26315.2960總彎距()mc1 = 84252.0678mc2 = 81206.0393扭距t()t2 = 33186.2500進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面(即危險(xiǎn)截面c)的強(qiáng)度。根據(jù)教材式155及上表中的值,并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,取0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60mpa,因此ca0.070.1d,取h4mm,則軸環(huán)處的直徑d54mm。由1軸的計(jì)算可知軸環(huán)寬度l =10mm,其高度1.4 h=5.6mm滿足軸肩定位要求。3)軸承端蓋的總寬度為
39、30mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。4)為使中間軸上的大齒輪與高速軸上的小齒輪對(duì)齊和兩端軸承的支持點(diǎn)在同一平面,即要滿足l1+l2=170.25mm,l3=62.75mm,經(jīng)計(jì)算得: l =25.5mm, l =28mm.大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離11.5mm,滾動(dòng)軸承內(nèi)圈距箱體內(nèi)壁一段距離s,s25.5-14=11.5mm,右端軸承內(nèi)側(cè)離箱內(nèi)壁的距離為28-3-11.5=13.5mm。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。5)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。平鍵的選擇將在以后討論。6) 確定軸上的圓角和倒角尺寸,參考教材表152,取軸段倒角為245,各軸肩處的圓角半徑為r1.6mm3050mm和r=2.0mm(d=5080mm)根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(軟件版)r2.0查取30306型滾動(dòng)軸承的a值:a17mm。經(jīng)計(jì)算得:l1=156.75mm, l2=84mm, l3=52.25mmll1l2l3293mm軸承的載荷分析:1 ) 跟據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖及以上各段長(zhǎng)度作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。2 ) 計(jì)算作用在軸上的力 中間軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩 為: 軸上斜齒圓柱齒輪(d)圓周力: 徑向力: 軸向力:軸上直齒圓柱齒輪(c)圓周力: 徑向力:3 )
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