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发布时间：2024-03-26 14:10
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时间：2024-04-04 00:28
一．传动装置的运动学和动力学计算
二．齿轮传动的设计与计算
三．轴的设计与计算
四．轴承的选择与验算
五．键的选择与验算
六．联轴器的选择
七．润滑与密封设计
八．结束语
九．参考文献
一．传动装置的运动学计算
1.电动机类型选择
根据动力的来源和机器的工作条件，选用了Y系列三相交流异步电机。
2.电动机功率选择
工作机功率
Pw = FV/1000 = 1500×1.1/1000 = 1.65 KW
查表得 弹性联轴器的效率η1 = 0.99
滚动轴承的效率η2 = 0.99
齿轮传动的效率η3 = 0.98
传动装置的总效率
η = η12×η23×η33 = 0.91
电动机所需功率
Pd = Pw/η = 1.81KW
电动机额定功率
Ped = 2.2KW
3.电动机转速选择
选择电动机型号Y112M-6
电动机型号
额定功率
满载转速
中心高度
轴端伸出尺寸
装键部位尺寸
KW
r·min-1
mm
mm
mm
Y112M-6
2.2
940
112
28×60
8×7
4.传动装置的总传动比及其分配
工作机转速 nw = 60×1000/πD = 95.54 r·min-1
总传动比 i = nm/nw = 9.84
总传动比分配 i = i12·i23
取i12 = 3.28 , 则i23 = 3
5.计算各轴的转速、功率和扭矩
各轴的转速 n1 = nm = 940 r/min
n2 = n1/i12 = 286.62 r/min
n3 = n2/i23 = 95.54 r/min
各轴的功率 P1 = Pedη1η2η3 = 2.11 KW
P2 = P1η2η3 = 2.05 KW
P3 = P2η2η3 = 1.99 KW
输入扭矩 T1= 9550P1/n1 = 21.44 N·m
T2= 9550P2/n2 = 68.30 N·m
T3= 9550P3/n3 = 198.92 N·m
轴号
输入功率
输出 扭矩
转速
传动比
η
1
2.11 KW
21.44 Nm
940 r/min
1
0.96
2
2.05 KW
68.30 Nm
286.62 r/min
3.28
0.93
3
1.99 KW
198.92 Nm
95.54r/min
3
0.91
二．齿轮传动的设计与计算
1.高速级
1)选定齿轮类型、精度等级、材料给齿数
(1)选用展开式斜齿圆柱齿轮。
(2)运输机为一般工作机器，速度不高，顾选用7级精度。
(3)材料选择。小齿轮选材料40Cr(调质)，硬度280HBS；大齿轮选材料45钢(调质)，硬度240HBS。
(4)取小齿轮z1 = 24，大齿轮数z2 = i12·z1 =78.72，取 z2 = 79。
(5)选取螺旋角。初选螺旋角β = 14°。
2)按齿面接触强度计算
d1 ≥ [(2KtT1 /Φd)(u±1)(ZEZH /σH)2/u]1/3
(1)试确定公式内的各计算数值
①试选Kt = 1.6
②T1 = 21.44 N·m
③查表Φd = 1
④查表ZE = 189.80 MPa1/2
ZH = 2.43
⑤查表εα1 = 0.78
εα2 = 0.87
εα = εα1 + εα2 = 1.65
⑥u = i12 = 3.28
⑦计算应力循环次数
N1 = 60n1jLh = 4.94×109
N2 = N1/u = 1.37×109
⑧计算接触疲劳许用应力
查表得
小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim1 = 600 MPa
小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim2 = 550 MPa
取接触疲劳寿命系数
KHN1 = 0.90
KHN2 = 0.95
取失效概率1%，安全系数S = 1
[σH]1 = KHN1σHlim1/S = 540 MPa
[σH]2 = KHN2σHlim2/S = 522.5 MPa
[σH] = ([σH]1+[σH]2)/2 = 531.25 MPa
(2)计算
①计算小齿轮分度圆直径d1t
d1t ≥ 34.48 mm
②计算圆周速度
v = πd1tn1/(60×1000) = 1.70 m/s
③计算齿宽b及模数mnt
b = Φdd1t = 34.48 mm
mnt = d1tcosβ/z1 = 1.39
h = 2.25mnt = 3.14
b/h = 10.99
④计算纵向重合度εβ
εβ = 0.318Φdz1tanβ = 1.90
⑤计算载荷系数K
查表得 KA = 1
KV = 1.11
KHα = 1.42
KHβ = 1.40
KFα = 1.40
KFβ = 1.35
载荷系数K = KAKVKHαKHβ = 2.21
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1 = d1t(K/Kt)1/3 = 38.40 mm
⑦计算模数mn
mn = d1cosβ/z1 = 1.55 mm
3)按齿根弯曲强度计算
mn ≥ [(2KT1Yβcos2βYFaYSa)/(Φdz12εα[σF])]1/3
(1)确定计算参数
①计算载荷系数
K = KAKV KFαKFβ = 2.10
②根据纵向重合度εβ = 1.90
查表得Yβ = 0.88
③计算当量齿数
zv1 = z1/cos3β = 26.27
zv2 = z2/cos3β = 86.16
④查取齿形系数
查表得 YFa1 = 2.592
YFa2 = 2.211
⑤查取应力校正系数
查表得 YSa1 = 1.596
YSa2 = 1.774
⑥计算弯曲疲劳许用应力
查表得σFE1 = 500MPa
σFE2 = 380 MPa
KFN1 = 0.85
KFN2 = 0.88
取弯曲疲劳安全系数 S = 1.4
[σF]1 = KFN1σFE1/S = 303.57 MPa
[σF]2 = KFN2σFE2/S = 238.86 MPa
⑦计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较
YFa1YSa1/[σF]1 = 0.01363
YFa2YSa2/[σF]2 = 0.01642
大齿轮的数值大，取大齿轮的数值
(2)设计计算
mn ≥ 1.09 mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn = 2 mm ，已可满足弯曲强度。单位了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 38.40 mm 来计算应有的齿数。于是由
z1 = d1cosβ/mn = 24.83
取z1 = 27 ，则z2 = 25×3.28 = 89
4)几何尺寸计算
(1)计算中心距
a = (z1+z2)mn/2cosβ = 119.55 mm
将中心距圆整为120 mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
β= arccos[(z1+z2)mn/2a] = 14.83°
因β值改变不多，故εα、Kβ、ZH等不必改变
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
d1 = z1mn/cosβ = 55.86 mm
d2 = z2mn/cosβ = 184.13 mm
(4)计算齿轮宽度
b = Φdd1 = 55.86 mm
圆整后取B2 = 55 mm
B1 = 60 mm
2.低速级
1)选定齿轮类型、精度等级、材料给齿数
(3)选用展开式斜齿圆柱齿轮。
(4)运输机为一般工作机器，速度不高，顾选用7级精度。
(3)材料选择。小齿轮选材料40Cr(调质)，硬度480HBS；大齿轮选材料45钢(调质)，硬度440HBS。
(4)取小齿轮z3 = 3，大齿轮数z4 = i23·z3 =96。
(5)选取螺旋角。初选螺旋角β = 14°。
2)按齿面接触强度计算
d1 ≥ [(2KtT2 /Φd)(u±1)(ZEZH /σH)2/u]1/3
(3)试确定公式内的各计算数值
①试选Kt =1.6
②T2 = 68.30 N·m
③查表Φd = 1
④查表ZE = 189.8 MPa1/2
ZH = 2.433
⑤查表εα3 = 0.78
εα4 = 0.87
εα = εα3 + εα4 = 1.65
⑥u = i23 = 3
⑦计算应力循环次数
N1 = 60n1jLh = 4.94×109
N2 = N1/u = 1.50×109
⑧计算接触疲劳许用应力
查表得
小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim3 = 600 MPa
小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim4 = 550 MPa
取接触疲劳寿命系数
KHN3 = 0.90
KHN4 = 0.95
取失效概率1%，安全系数S = 1
[σH]1 = KHN1σHlim1/S = 540 MPa
[σH]2 = KHN2σHlim2/S = 522.5 MPa
[σH] = ([σH]1+[σH]2)/2 = 531.25 MPa
(4)计算
①计算小齿轮分度圆直径d3t
d1t ≥ 51.10 mm
②计算圆周速度
v = πd1tn2/(60×1000) = 0.77 m/s
③计算齿宽b及模数mnt
b = Φdd1t = 51.10 mm
mnt = d1tcosβ/z1 = 1.55
h = 2.25mnt = 3.49
b/h = 14.64
④计算纵向重合度εβ
εβ = 0.318Φdz1tanβ = 2.54
⑤计算载荷系数K
查表得 KA = 1
KV = 1.11
KHα = 1.42
KHβ = 1.40
KFα = 1.40
KFβ = 1.35
载荷系数K = KAKVKHαKHβ = 2.21
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1 = d1t(K/Kt)1/3 = 56.90 mm
⑦计算模数mn
mn = d1cosβ/z3 = 1.73
3)按齿根弯曲强度计算
mn ≥ [(2KT2Yβcos2βYFaYSa)/(Φdz12εα[σF])]1/3
(1)确定计算参数
①计算载荷系数
K = KAKV KFαKFβ = 2.10
②根据纵向重合度εβ = 2.54
查表得Yβ = 0.88
③计算当量齿数
zv1 = z1/cos3β = 35.03
zv2 = z2/cos3β = 105.09
④查取齿形系数
查表得YFa1 = 2.452
YFa2 = 2.178
⑤查取应力校正系数
查表得 YSa1 = 1.652
YSa2 = 1.792
⑥计算弯曲疲劳许用应力
查表得σFE1 = 500MPa
σFE2 = 380 MPa
KFN1 = 0.85
KFN2 = 0.88
取弯曲疲劳安全系数S = 1.4
[σF]1 = KFN1σFE1/S = 303.57 MPa
[σF]2 = KFN2σFE2/S = 238.86 MPa
⑦计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较
YFa1YSa1/[σF]1 = 0.01334
YFa1YSa1/[σF]2 = 0.01634
大齿轮的数值大，取大齿轮的数值
(2)设计计算
mn ≥ 1.32 mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn = 2 mm ，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 58.90 mm 来计算应有的齿数。于是由
z1 = d3cosβ/mn = 38.10
取z1 = 38 ，则z2 = 38×3 = 114
4)几何尺寸计算
(1)计算中心距
a = (z1+z2)mn/2cosβ = 156.65 mm
将中心距调整为157 mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
β= arccos[(z1+z2)mn/2a] = 14.50°
因β值改变不多，故εα、Kβ、ZH等不必改变
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
d1 = z1mn/cosβ = 78.50 mm
d2 = z2mn/cosβ = 235.50 mm
(4)计算齿轮宽度
b = Φdd1 = 78.5 mm
圆整后去B2 = 80 mm
B1 = 85 mm
三．轴的设计与计算
1.输入轴
1)计算齿轮上的力
αn = 20°
Ft = 2T/d = 2×21.44/55.86 = 766 N
Fr = Fttanαn/cosβ = 287 N
Fa = Fttanβ = 191 N
2)初步确定轴的最小直径
取A0 = 112
dmin ≥ A0(P/n)1/3 = 14.66 mm
3)确定轴各段直径和长度
第1段：考虑到电机的要求
取d1 = 30 mm
选用HL3联轴器，配合长度60 mm
l1 = 60-2 = 58 mm
第2段：选用30307圆锥滚子轴承
d2 = 35 mm
l2 = 25 mm
第3段：取h = 2.5 mm
d3 = d2 + 2h = 40 mm
L3 = 84 mm
第4段：取h = 2.5 mm
d4 = d3 + 2h = 45 mm
考虑到齿轮的要求
l4 = 45-3 = 42 mm
第5段：取h = 5 mm
d5 = d4 + 2h = 52 mm
L5 = 12 mm
第6段：选用30306圆锥滚子轴承
d6 = d2 = 30 mm
l6 = 23 mm
将计算出的轴段直径和长度列于下表
轴段号
直径d (mm)
长度l (mm)
1
30
58
2
35
25
3
40
84
4
45
42
5
52
12
6
35
23
4)求轴上的载荷
查表得a = 17 mm
支承轴距 L = 148 mm
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。现将计算出的截面C处的载荷列于下表。
载荷
水平面H
垂直面V
反支力F
FNH1 = 662 N
FNH2 = 441 N
FNV1 = 284 N
FNV2 = 130 N
弯矩M
MH = 66200 N·mm
MV1 = 42600 N·mm
MV2 = 13000 N·mm
总弯矩
M1 = (MH 2+ MV12)1/2 = 78722 N·mm
M2 = (MH2 + MV22)1/2 = 67464 N·mm
扭矩T
T = 21440 N·mm
5)按弯扭合成应力校核轴的强度
α= 0.6，W = 0.1d33，[σ-1] = 60 Mpa
σca = [M12 +(αT)2]1/2/W
= 8.75 Mpa ＜ [σ-1]
满足强度要求。
2.中间轴
第2段与第4段轴都与齿轮连接，但第2段轴与大齿轮连接，所受载荷小，所以只计算第4段轴。
1)计算齿轮上的力
αn = 20°
Ft = 2T/d = = 2320 N
Fr = Fttanαn/cosβ = 870 N
Fa = Fttanβ = 578 N
2)初步确定轴的最小直径
取A0 = 112
dmin ≥ A0(P/n)1/3 = 21.58 mm
3)确定轴各段直径和长度
第1段：选用30308圆锥滚子轴承
取d1 = 40 mm
l1 = 25.25+20.75 = 46 mm
第2段：d2 = 45 mm
考虑到齿轮的要求
l2 = 40-2 = 38 mm
第3段：取h = 5 mm
d3 = d2 + 2h = 55 mm
L3 = 12 mm
第4段：d4 = 45 mm
考虑到齿轮的要求
l4 = 65-5 = 60 mm
第5段：取h = 5 mm
d5 = d4 + 2h = 55 mm
L5 = 12 mm
第6段：选用30308圆锥滚子轴承
d6 = d2 = 40 mm
l6 = 26 mm
将计算出的轴段直径和长度列于下表
轴段号
直径d (mm)
长度l (mm)
1
40
46
2
45
38
3
55
12
4
45
62
5
55
12
6
40
26
4)求轴上的载荷
查表得a = 20 mm
支承轴距 L = 156 mm
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。现将计算出的截面C处的载荷列于下表。
载荷
水平面H
垂直面V
反支力F
FNH1 = 1670 N
FNH2 = 650 N
FNV1 = 700 N
FNV2 = 170 N
弯矩M
MH = 81830 N·mm
MV1 = 88900 N·mm
MV2 = 8330 N·mm
总弯矩
M1 = (MH 2+ MV12)1/2 = 120828 N·mm
M2 = (MH2 + MV22)1/2 = 82305 N·mm
扭矩T
T = 68300 N·mm
5)按弯扭合成应力校核轴的强度
α= 0.6，W = 0.1d33，[σ-1] = 60 Mpa
σca = [M12 +(αT)2]1/2/W
= 14.00 Mpa ＜ [σ-1]
满足强度要求。
3.输出轴
1)计算齿轮上的力
αn = 20°
Ft = 2T/d = 2470 N
Fr = Fttanαn/cosβ = 927 N
Fa = Fttanβ = 616 N
2)初步确定轴的最小直径
取A0 = 112
dmin ≥ A0(P/n)1/3 = 30.82 mm
3)确定轴各段直径和长度
第1段：取d1 = 35 mm
选用HL3联轴器，配合长度60 mm
l1 = 60-2 = 58 mm
第2段：选用30308圆锥滚子轴承
d2 = 40 mm
l2 = 30 mm
第3段：取h = 2.5 mm
d3 = d2 + 2h = 50 mm
L3 = 40+10-2 = 48 mm
第4段：取h = 5 mm
d4 = d3 + 2h = 60 mm
l4 = 12 mm
第5段：d5 = d3 = 50 mm
考虑到齿轮的要求
L5 = 60-2 = 58 mm
第6段：选用30309圆锥滚子轴承
d6 = d2 = 45 mm
l6 = 28+20 = 48 mm
将计算出的轴段直径和长度列于下表
轴段号
直径d (mm)
长度l (mm)
1
35
58
2
40
30
3
45
48
4
55
12
5
45
58
6
40
48
4)求轴上的载荷
查表得a = 21 mm
支承轴距 L = 154 mm
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。现将计算出的截面C处的载荷列于下表。
载荷
水平面H
垂直面V
反支力F
FNH1 = 1680 N
FNH2 = 790 N
FNV1 = 718 N
FNV2 = -102 N
弯矩M
MH = 90480 N·mm
MV1 = 85442 N·mm
MV2 = -5712 N·mm
总弯矩
M1 = (MH 2+ MV12)1/2 = 124447 N·mm
M2 = (MH2 + MV22)1/2 = 90660 N·mm
扭矩T
T = 198920 N·mm
5)按弯扭合成应力校核轴的强度
α= 0.6，W = 0.1d33，[σ-1] = 60 Mpa
σca = [M12 +(αT)2]1/2/W
= 13.79 Mpa ＜ [σ-1]
满足强度要求。
四．轴承的选择与验算
1.输入轴的轴承
1)轴承的选择
选用30307圆锥滚子轴承。
2)轴承的验算
(1)确定计算参数
Lh = 106(C/P)10/3/n
查表得C = 75.2 KN
Fr = 414 N
Fa = 275 N
Fa/Fr ＞ e = 0.31
X = 0.40
Y = 1.9
取fp = 1.0
P = fp(XFr+YFa) = 588 N
n = 940 r/min
使用寿命L = 87600 h
(2)计算
Lh = 1.12×1010 h ＞ L = 87600h
符合要求
2.中间轴的轴承
1)轴承的选择
选用30308圆锥滚子轴承。
2)轴承的验算
(1)确定计算参数
Lh = 106(C/P)10/3/n
查表得C = 90.8 KN
Fr = 870 N
Fa = 578 N
Fa/Fr ＞ e = 0.35
X = 0.40
Y = 1.7
取fp = 1.0
P = fp(XFr+YFa) = 1331 N
n = 286.62 r/min
使用寿命L = 87600 h
(2)计算
Lh = 4.53×109 h ＞ L = 87600h
符合要求
3.输出轴的轴承
1)轴承的选择
选用30308圆锥滚子轴承。
2)轴承的验算
(1)确定计算参数
Lh = 106(C/P)10/3/n
查表得C = 90.8 KN
Fr = 927 N
Fa = 616 N
Fa/Fr ＞ e = 0.35
X = 0.40
Y = 1.7
取fp = 1.0
P = fp(XFr+YFa) = 1418 N
n = 95.54 r/min
使用寿命L = 87600 h
(2)计算
Lh = 1.85×1010 h ＞ L = 87600h
符合要求
五．键的选择与验算
1.输入轴的键
1)与联轴器连接的键
(1)键的选择
选用平键
查表得b = 8 mm
h = 7 mm
L = 45 mm
d = 30 mm
(2)验算
①确定计算参数
σp = 2T×103/kld
k = 0.5h = 3.5 mm
l = L-b = 37 mm
d = 30 mm
取 [σp] = 110 MPa
② 计算
σp = 11.04 MPa ＜ [σp]
符合要求
2)与齿轮连接的键
(1)键的选择
选用平键
表得b = 14 mm
h = 9 mm
L = 28 mm
(2)验算
①确定计算参数
σp = 2T×103/kld
k = 0.5h = 4.5 mm
l = L-b = 14 mm
d = 45 mm
取 [σp] = 110 MPa
② 计算
σp = 15.13 MPa ＜ [σp]
符合要求
2.中间轴的键
1)与大齿轮连接的键
(1)键的选择
选用平键
查表得b = 12 mm
h = 8 mm
L = 28 mm
(2)验算
①确定计算参数
σp = 2T×103/kld
k = 0.5h = 4 mm
l = L-b = 16 mm
d = 45 mm
取 [σp] = 110 MPa
② 计算
σp = 42.69 MPa ＜ [σp]
符合要求
2)与小齿轮连接的键
(1)键的选择
选用平键
表得b = 14 mm
h = 9 mm
L = 45 mm
(2)验算
①确定计算参数
σp = 2T×103/kld
k = 0.5h = 4.5 mm
l = L-b = 31 mm
d = 45 mm
取 [σp] = 110 MPa
② 计算
σp = 21.76 MPa ＜ [σp]
符合要求
3.输出轴的键
1)与联轴器连接的键
(1)键的选择
选用平键
查表得b = 10 mm
h = 8 mm
L = 45 mm
(2)验算
①确定计算参数
σp = 2T×103/kld
k = 0.5h = 4 mm
l = L-b = 35 mm
d = 35 mm
取 [σp] = 110 MPa
② 计算
σp = 81.19 MPa ＜ [σp]
符合要求
2)与齿轮连接的键
(1)键的选择
选用平键
表得b = 14 mm
h = 9 mm
L = 45 mm
(2)验算
①确定计算参数
σp = 2T×103/kld
k = 0.5h = 4.5 mm
l = L-b = 31 mm
d = 45 mm
取 [σp] = 110 MPa
② 计算
σp = 63.38 MPa ＜ [σp]
符合要求
六．联轴器的选择
1.输入轴
T = 21.44 N·m
取KA = 1.5
Tca = KAT = 32.16 N·m
查表得HL3弹性柱销联轴器许用转矩为
[T] = 630 N·m
Tca ＜ [T]
选用HL3联轴器。
2.输出轴
T = 198.92 N·m
取KA = 1.5
Tca = KAT = 298.38 N·m
查表得HL3弹性柱销联轴器许用转矩为
[T] = 630 N·m
Tca ＜ [T]
选用HL3联轴器。
七．润滑与密封设计
1.齿轮的润滑
齿轮采用浸油润滑。由机械设计手册，齿轮选用全损耗系统用润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用矿物润滑油。轴承选用锂基润滑脂
2.滚动轴承的润滑
轴承采用润滑脂润滑，选用锂基润滑脂。结构上增设档油盘。
4.密封方法的选取
选用凸缘式闷盖易于调整，采用毡圈密封圈实现密封。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
