机械设计课程设计带式运输机的传动装置设计讲解2273

5机械设计课程设计说明书题目二级圆锥圆柱减速器的传动机构设计 学院机电工程学院专业机械设计制造及其自动化班级12级本一学号201215120138 完成人：孙建刚 一、设计任务书————————————————————————3—————————————————32、原始数据———————————————————————33、设计内容———————————————————————3二、传动系统的方案设计————————————————————4—————————————————4三、电动机的选择——————————————————————5—————————————————52、选择电动机的容量———————————————————5机的转速——————————————————6四、传动系统的运动和动力参数的计算——————————————7—————————————————72、各轴转速——————————————————————7————————————74、各轴输入转矩————————————————————7五、传动零件的计算—————————————————————8算————————————————8(1)选择齿轮材料和精度等级——————————————8(2)按齿面接触疲劳强度设计—————————————8(1)选择齿轮材料、精度等级和齿数———————————12(2)按齿面接触疲劳强度设计—————————————13—————————————————16(4)按弯扭合成应力校核轴的强度———————————18—————————————18—————————————23II—————————————23265第一节设计任务书运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期期限为8年，每年按30040001.64002.零件工作图A32张(齿轮、轴和箱体等)；书一份5计计算与说明主要结果三、电动机的选择容量P=pw=Fvkwdn1000naa dwadn=n.n.n.n4.n2nnnnna1nnnnn5类别效率联轴器0.99圆柱齿轮(8级，稀油润滑)0.97圆锥齿轮(8级，稀油润滑)0.96滚子轴承(稀油润滑)0.985滚筒(不包括轴承)0.96aFv40001.6所以pd=1000n=10000.825=7.76aaKWd因载荷平稳，电动机额定功率卷筒转速n=1000v60=10001.660/400=76.4r/minD锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=10~25电动机转速应在n=in范围内即764~1910d12率率ed电动机转速rmin号i=10~25同步转速为相异步电动机，型m5总传动比i=m==an76.4i锥a锥锥柱2、由传动比分配结2、由传动比分配结果计算轴速n=mii=3锥柱mIⅡi312ⅢⅣⅢⅣ率:P=PnddId05III34IIIII24工作机轴P=Pn=6.9400.9850.99=6.768kwⅣⅢ45Ⅰ—Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率p乘轴承效率n0.985。PnP7.76电机轴T=9550d=9550=50.76m5IInn76.50Ⅵ转速n/(r/min)I轴7.68250.251460轴511(1)选择齿轮材料和精度等级121(2)按齿面接触疲劳强度设计表有齿面接触疲劳强度设计公式d2.92(ZE)2KT11t3[]0(10.50)2uHRRPT1061=50250N.mP1nRt1EZ=2.5H⑥由参考文献(1)得，计算应力循环次数：1h⑦由参考文献(1)得接触疲劳寿命系数：K=0.93，HN1K=0.97Hlim15Hlim2H[]KHN1Hlim1558MPa，H1SH[]KHN2Hlim2533.5MPaH2SHH22⑩由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：d121.74mm，mtRa：齿轮使用系数，由参考文献(1)查得K1.25AbK1.23vc：齿间分配系数，由参考文献(1)查得KK1HFHFHbeHbeHFe数KKKKK1.251.2311.8752.88AvHHddz1112251122z212((2)2+1zdmmR121212zz当量齿数z=1=24，z=2=zzv1cos6v2cos62由参考文献(1)查得Y=2.65，Y=1.58，Y=2.115，FaSaFa2FFN1FN2FE1F1SF[]=KFN2FE2=244.29MPaF2SF=2KT1YFaYSa[]Fbm2(10.50)2zFR计算得<[]F1F15 (<[(]F2F22211(2)按齿面接触疲劳强度设计daHtPPnd1E确定区域系数：由参考文献(1)得，标准直齿圆锥齿轮传动：H根据循环次数公，计算应力循环次数：11hN2uHN1HN25Hlim1Hlim2由参考文献(1)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安HKH1SHN1Hlim1KH1SH[]KHN2Hlim2544.5MPaH2SH[][H]1[H]2563.25MPaH212vdtn1.515m/sd1tntz10.318ztan1.55d1a：齿轮使用系数，由参考文献(1)查得K1Avc：齿间分配系数，由参考文献(1)查得KK1.2HFH5由参考文献(1)得K=1.4Fe数K=KKKK=11.111.21.4597=1.944AvHHKd=d=64.87mm11t3Ktmd1cos=2.76mmnz1n3n30z2[]d1F○1计算载荷系数K=KKKK=1.865AvFFvcos3zz=2=99.4v2cos3FE1由由参考文献(1)查得弯曲疲劳寿命系数K=0.90，FN1K=0.93F[]=KFN1FE1=321.4MPaF1SF5F2SFFaFa2计算大、小齿轮的FaSa计算大、小齿轮的FaSa并加以比较。FYYYYFa1Sa1=0.0136，Fa2Sa2=0.01610[Q][Q]F1F2nndcosz=1=25.3825，z=uz=160m21n圆整中心距修正螺旋角121212变化不大，不必修正前面计算数值。计算几何尺寸zmzmd=1n=63.896mm，d=2=408.936mmcos2cosb25110Pd=A1=19.48mmmin03n1由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径d与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩再根据参考文献查的电动机的输出轴直径为42mm。所以选取弹(5)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式M2+(aT)2=1=14.99MPacaW1ca12.Ⅱ轴的计算22大圆锥轮：圆周力F=2T1=2T1=250250=990.64N，tdd45m11R轴向力F=Ftan6=330.00N，径向力F=F=380.08at1rtcos61圆柱齿轮：圆周力F=2T=2142540=4461.63N，径向力F=Ft0tana=1660.18N。0Pd=A2=27.58mmmin0n2设计所以选择圆锥滚子轴承，型号为30206，的周向定位F=309.6N弯矩MMV=100024N.mm122M2+(aT)2=11=1.2MPacaW1ca1所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。33，29.55106圆周力F=2T=76.50=4461.63N，没有轴向力，0Pmin0nd=A33=min0n3处轴径。为了使所选轴径d与联轴器孔径相适应，故需同时选拟定轴上零件的装配方案轴段6-7，齿轮离机座壁应该有一段距离，所以选择轴径为查参考文献得bh2012，长度略小于轴段，取63mm。轴上圆角和倒角尺寸根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[2]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变M2+(aT)2=1=14.86MPacaW1ca1h5承的计算径向力F=F2+F2=550.95N，F=F2+F2=190.24NrHVr2H2V2r派生力F=派生力F=r1=172.17N，F=r2=59.45NdYd22Yaadd1aa2F由于a1=0.31e，Fr1FFAABBpP=f(XF+YF)=606.045N1pAr1Aa1P=f(XF+YF)=275.123N2pBr2Ba2L=L=h21160nP2II承校核FFFN，F=F2+F2=176.58NrHVr2H2V2rFF派生力F=r1=343.16N，F=r2FFdYd22Yaad1d2FFFFFFr1r2AABBpP=f(XF+YF)=1945N，P=f(XF+YF)=3368N1pAr1Aa12pBr2Ba2L=L=60nP2160nP223、III轴的轴承校核FFFNFFF2=1839NrHV1r2H2V2d12YrFF=r2=575Naad2d1aa2FF由于a1=1.23>e，a2=0.31e，F