机械课程设计说明书1016195159Word文档格式.docx
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1.计算电机所需功率:
8级精度啮合传动效率
0.97
滚动轴承球轴承
0.99
联轴器效率
滚筒效率
0.96
联齿轴齿筒0.9920.9940.9720.960.86
故电机至工作机之间的传动装置的总效率：
对比如下两种电机，选择Y132M2-6更为合适
Y132S-4
额定功率
5.5kw
转速
1440r/min
同步转速
1500r/min
传动比
130.55
Y132M2-6
960r/min
1000r/min
80.95
四•确定传动装置的总传动比和分配传动比
总传动比：
i总%96%1.0387.°
4
取开式齿轮传动比：
i开5
减速器总传动比：
i减i.87.04仁17.408
/i开z5
高速级传动比：
i121.35i减4.848
低速级传动比：
i23人乳0%8483.591
五.传动装置动力参数及运动参数
传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：
0轴——电动机轴
n0960r/minp04.535kw
p4535
To9550w9550•45.114N?
m
n0960
1轴减速器中间轴
n0「
ni；
—960r/min
i01
p1p0联齿4.5350.994.490kw
p14.490
£
9550m955044.666N?
n1960
2轴减速器中间轴
n1960198.02r.min
i124.848
p2p-i124.4900.990.974.312kw
T29550^95504.312207.957N?
n2198.02
3轴一一减速器低速轴
门2198.02ll-
门355.143rjmin
i233.591
P3P2234.3120.990.974.141kw
p4141
T39550也9550——717.164N?
n355.143
4轴一一工作机
n4n355.143r/min
P4p3344.1410.990.994.059kw
p4059
T49550p4955055.1437°
2962N?
各参数如下图所示
轴号
电动机
减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n
（r/min）
960
198.02
55.143
功率P
（kw）
4.535
4.490
4.312
4.141
4.059
转矩
T（n*m）
45.114
44.666
104
717.164
702.962
联接、传动形式
联轴器
齿轮
1
4.848
3.591
传动效率
0.9603
0.9801
（单位：
nrmin；
Pkw;
TNm）
六•高速级齿轮的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用斜齿圆柱齿轮传动
2）可以选用8级精度。
3）选小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为241~286HBS,取280HBS。
大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为217~255HBS，取240HBS。
二者硬度差为40HBS。
4）确定齿数
取小齿轮齿数为召=24，传动比为i124.848
则大齿轮齿数为z2i12z14.84824117
5）选取螺旋角。
初螺旋角为B=140
2、按齿面接触强度计算：
由设计计算公式进行试算，
即d1tJ2ktTl?
u1（ZhZe）2
\daUH
【1】确定公式内各计算数值
1）试选Kt=1.6
2）由图10-30得Zh=2.433
./口a10.725;
a20.87
由图10-30得：
aala21.595
3）计算小齿轮传递的转矩Ti44.666N?
M
4）表10-7得：
d1
5）表10-6得：
材料弹性影响系数Ze189.6MPa»
2
6）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlimi600MPa;
大齿轮的疲劳强度极限Hlim2550MPa。
7）按条件C计算，设每年工作时间按300天计算
Ni60nijLh609601（1830015）2.074109
贝UN2Ni/2.074109/4.8480.428109
8）由图10-19查得接触疲劳寿命系数
Khni0.92；
Khn20.95
9）疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数为s=i。
K?
[H]iHNi?
Hlimi0.92600MPa552MPa
s
[H]2Khn2?
Hlim20.95550MPa522.5MPa
[H][h]i[h]2537.25MPa
【2】计算
i）试算小齿轮分度圆直径dit，代入H中较小的值
dit
3.
2KJ?
u1
d'
u
ZeZh
d1t43.870mm
3
1.644.66610
11.595
4.8481
2.
2.433189.8
522.5
=43.870mm
2）计算圆周速度v
d1t厲
601000
43.870960
60000
ms
2.456%
3）计算尺宽b:
b
d?
d1t143.87043.870mm
4）计算尺宽与齿高比b/h
模数mnt
d1tcos
乙
43.870cos140
24
1.774mm
h2.25mnt3.992mm;
b/h43.870/3.99210.992
5）计算重合度
0.318dZ1tan0.318124tan1401.903
6）计算载荷系数
根据v2.456m/s，八级精度，由图10-8查得动载系数
Kv1.13。
由表10-3查得KhKf1.4。
由表10-2查得
使用系数Ka1.25。
由表10-4查得八级精度，小齿轮相对支承非对称布置式，线性插值得到：
Kh1.45（1.4631.45）（43.87040）/（8040）1.451
由b/h10.992，Kh1.451查图10-13得KF1.410，故
载荷系数KKaKvKhKh1.251.1311.4512.050
7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式
（10-10a）得
d1d1t43.870护.°
5%647.648mm
b43.870mm
mnt1.774mm
h3.992mm
b/h10.992
K2.050
8）计算模数mn
mndiCOS/Z47.648cosl%1.926
3、按齿根弯曲疲劳强度设计
查教材得弯曲强度的设计公式为：
m3|25丫曲?
YFaYSa
n3dZi2-[F]
【1】确定计算参数
1）计算载荷系数
KKaKvKfKf1.251.131.41.410
2.788
2）根据纵向重合度1.35从图10-28查得丫0.89
3）计算当量齿数：
Zv1—孑。
26.272
coscos14
7Z2117"
ccrc
Zv233“o128.078
4）查取齿形系数，由表10-5查得：
丫Fa12.65，丫Fa22.17
5）查取应力校正系数，由表10-5得：
Ysa11.58,Ysa21.80
6）由图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限CFE1=500MPa,
大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2380MPa.
7）由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数
Kfn10.85,Kfn20.88
8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[F]1Kfn1FE10.85500MPa303.57MPa
s1.4
[F]2Kfn2FE20.88380MPa238.86MPa
K2.788
Zv126.272
Zv2128.078
9）计算大、小齿轮下面的值，并加以比较
大齿轮的数值大,取大值
【2】设计计算：
146mm
取z124,则z2z,i12244.848117
这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满
足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4、几何尺寸计算：
1）计算中心距a（NZ2）mn（24117）02145.317
2cos2cos140
将中心距圆整为146mm
2）修正螺旋角：
arccosmn（jZ2）1428'
14"
变化不多
2a
bdd1149.469mm49.469mm
圆整后取B250mm;
B155mm
名称
代号
小齿轮
大齿轮
中心距
a
146
i
模数
齿数
z
117
分度圆直径
d
49.57
241.66
齿宽
B
55
50
七、低速级齿轮设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用斜齿圆柱齿轮传动
2）运输机选用8级精度
3）材料选择。
由表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为
280HBS,二者材料硬差为40HBS。
4）选取小齿轮齿数z1=17，大齿轮齿数：
Z2=iz1=3.591X
17=61.05。
取Z2=62。
2、按齿面接触强度计算：
d1t
32ktT1?
u1（ZHZE）2\dauH
【1】确定公式内的各计算数值
3）由图10-30得：
a10.725,a20.89
aa1a21.615
4）计算小齿轮传递的转矩T2207.957NM
5）表10-7得：
1<
6）表10-6得：
材料弹性影响系数ZE189.8MPa2
7）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
Him1600MPa；
大齿轮的接触疲劳强度极限
Him2550MPa.
8）按条件C计算，设每年工作时间按300天计算
N360n3jLh6055.1431（1830015）0.119109
则N4N3/i340.119109/3.5910.332108
9）由图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN30.95；
KHN40.96
10）疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1。
KHN1?
Hlim1
[h]1s
KHN2?
Hlim2
[h]2s
0.95
600MPa570MPa
550MPa528MPa
a10.725;
a20.89;
a10.725;
度圆直径d1t
aa1
a21.615【2】计算
a1a21.6151）小齿轮分
和21.6207.9571033.5911,2.433189.8、2
d1t3（）
\11.6153.591570
70.2mm
2）计算圆周的速度：
d1"
v
70.255.143
0.728呎
3）计算齿宽b及模数mntb
mint
70.2cos140
17
dd1t170.2mm70.2mm
4.007mm
d1t70.2mm
v0.728%
b70.2mm
mnt4.007mm
h9.015mmb/h7.787
h2.25mnt9.015mm;
b/h70.2/9.0157.787
4）计算重合度
0.318dZ1tan0.318117tan1401.35
5）计算载荷系数K
根据v=0.306m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数
Kv=1.16;
由表10-3查得KhKf1.4
由表10-2查得使用系数Ka「25
由表10-4查得八级精度，小齿轮相对支承非对称布置式，差值得：
Kh1.45（1.4631.45）（70.240）/（8040）1.46
由b/h7.787，Kh1.471查图10-13得KF1.410，故
载荷系数
KKaKvKhKh1.251.161.41.462.964
6）按实际的载荷系数校正所算得的
d1d1tj：
%70.23296%‘6mm86.214mm
7）计算模数mn
d1cos86.214cos140“
mnmm4.92mm
Z117
3、按齿根弯曲强度设计：
mnJ2"
2丫严
\dZ1[f]
KKAKVKFaKF1.251.61.41.4103.948
2）根据纵向重合度1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数
Y0.87
Zv1—137018.61
Z262
Zv2―3~^767.87
YFa12.97;
YFa22.27
d186.214mm
mn4.92mm
5）查取应力校正系数，由表10-6得：
Ysai1.52;
Ysa21.734
6）由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFEi=500MPa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2380MPa.
7）由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数Kfn1=0.85,Kfn2=0.88
KFN1FE10.85500
[F]1—FN1FE1MPa303.57MPa
9）计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。
YFa1ySa12.971.52
Fa1Sa10.01487
[F]1303.57
YFa2ySa2
[F]2
2.271.734
238.86
0.01648
大齿轮数值大。
4、设计计算
mn
2.221207.9571030.87cos214°
11721.615
0.01648mm
3.002mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大
于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=3.5mm,已可
满足弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=86.214mm来计算应有的齿数。
于是由
d1cos
86.214cos140
3.5
23.90
取Z124则Z2Z1i12243.591
4.几何尺寸计算
86.184，取Z287
1）计算中心距a（Z1Z2）mn
2cos
空35199.995
2cos140
将中心距圆整为200mm
2）按圆整后中心距修正螺旋角
arccos（乙
Z2）mn
（2487）3.5
arccos
2286
130462
因值改变不多，故参数a1,K,ZH等不必修正
mnmn
Z2
d1
3.5mm
87
200mm
86.49mm
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
B287mm
B192mm
4）计算齿轮宽度
bddi186.49mm86.49mm
圆整后取：
B287mm;
B192mm
200
［分度圆直径
86.49
313.51
92
八、轴的设计
1.初估轴颈
1）高速轴：
选择材料45钢（调质），硬度217~255HBS,对称循环弯
曲需用应力［（T-1］=180MPa，由A的范围103~126,选择
d132mm
开有键槽，该最小轴径应再放大7%。
即dmindmin（17%）18.3961.0719.683mm
高速轴的最小轴径是安装联轴器处的直径，故可取
减速器高速轴外端轴径d32mm
2）中间轴
选取轴的材料为45钢，调质处理。
由教材表15-3取A0=110o
槽，该最小轴径应再放大7%
d2mind2min（i7%）30.7171.0732.867mm
此最小直径是安装轴承处的直径。
3）低速轴
由教材表15-3取
Ip3I4.141
Ao=110od3minAo：
i匕11046.409mm
.n3.55.143
由于此处要安放键，故该最小轴径应再放大7%
d3mind3min（17%）46.4091.0749.657mm,可取dm.50mm。
低速轴的最小轴径是安装联轴器处的直径，故可取d350mm。
2、初选联轴器各轴段直径及轴上零件的确定
d电几阳P011034.53520mm
\n0\960
d（0.8~1.0）d电机（0.8~1.0）2020mm
根据传动装置的工作条件拟选用HL2弹性柱销联轴器，计算
转矩TcKT1.345.11458.648Nm「315Nm，
[n]5600r/minn。
960r/min，故取高速轴外伸段轴径
32mm为使轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,
故取长度略小于L1,为80mn可满足要求。
故键的尺寸选
10mm70mm
U段：
满足半联轴器轴向定位要求，故制出轴肩，取d=35mm由轴承座总宽度
LCiC2（5~8）102024660mm，故选该段轴
长53mm
川段：
与轴承配合。
选取角接触球轴承7208AC尺寸参数
dDT40mm80mm18mm，故取该段轴径d=40mm轴长18mm
W段：
无配合自由表面，由轴承轴向定位要求，故取该轴段轴径46mm轴长由箱体尺寸及其他零件位置可微调。
V段：
齿轮轴段，该段长度55mm
切段：
用于定位轴承，可取直径同W段直径46mm由于齿轮与箱体内壁相差10mm且滚动轴承距箱体内壁4mm故该段轴长14mm
%段：
与角接触球轴承7208AC配合，故尺寸同川段。
2）中间轴：
M50
21
I段：
选取角接触球轴承7210AC尺寸参数dDT50mm90mm19mm，故取该段轴径d=50mm轴长19mm
用于满足轴承轴向定位要求，取该段轴径d=60mm由于齿轮与箱体内壁距离10mm轴承与箱体内壁相距4mm故该段轴长14mm
齿轮轴段，如前计算，该段长度92mm
齿轮轴向定位轴肩，轴径60mm轴段长8mm
与齿轮配合，齿轮右端通过套筒定位。
已知齿轮轮毂尺寸50mm为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，取47mm齿轮左端通过轴肩定位，故该段轴径56mm键的尺寸16mm40mm
套筒及轴承的配合。
轴承选取角接触球轴承7210AC故该段轴径d=50mm由于轴承与箱体内壁相距4mm故该段轴长38.5mm
3）
低速轴：
选取角接触球轴承7212AC尺寸参数dDT60mm110mm22mm，故取该段轴径d=60mm长度41.5mm
与齿轮配合，直径66mm齿轮左端通过套筒定位。
已知齿轮轮毂尺寸87mm为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，取84mm齿轮右端通过轴肩定位。
故该段轴径64mm键的尺寸20mm80mm。
轴环满足齿轮轴向定位要求，
d1d（3~4）G66（3~4）2.5（73.5~76）mm取76mm
长度取10
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