机械设计

-1-一传动方案的分析和拟定一、设计题目：低速级：直齿轮高速级：直齿轮设计热处理车间零件清洗传输设备。该传输设备由电机，V带传动，二级圆柱齿轮减速器，主传送带及鼓轮等组成。两班工作制，工作期限八年。设计带式运输机传动装置（简图如下）1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-输送带带轮6-输送带二、设计参数：题号项目鼓轮直径mm传送带传送速度m/s传送带主动轴所要扭矩N·m33500.85650-2-二电动机的选择计算根据设计参数：鼓轮直径为350mm，传送带传送速度为0.85m/s，传送带主动轴所要扭矩为650N•m。（1）选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y系列。（2）选择电动机功率鼓轮所需有效功率：Pw=DMv10002=100035085.06502=3.157kw传动装置总效率：η=η带η齿2η承4η联η鼓轮按表取：η带=0.96η齿=0.97（齿轮精度为8级）η承=0.99η联=0.99η鼓=0.96η=0.96x97.02x99.04x0.99x0.96=0.825所需电动机功率：Pr=Pw=825.0157.3=3.8265kw-3-由表可得：Y系列Y112M-2型额定功率为4kw,同步转速为3000r/minY系列Y160M1-8型额定功率为4kw,同步转速为750r/minY系列Y112M-4型额定功率为4kw,同步转速为1500r/minY系列Y132M1-6型额定功率为4kw,同步转速为1000r/min一般来说，高速电动机的磁极对数极少，结构简单，外廓尺寸小，价格低。但电动机转速相对工作转速过高时，势必使传动比增大只是传动装置复杂，外轮廓尺寸增大，造成成本提高。而选择的电动机转速过低时，优缺点刚好相反。故选用Y系列Y112M-4型额定功率为4kw，同步转速为1500r/min；Y系列Y132M1-6型额定功率为4kw，同步转速为1000r/min两种方案。（3）确定电动机转鼓轮轴转速：nw=Dv60=001.035085.060=46.38r/min现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较，由表查得电动机数据，计算总传动比i：Y112M-4i=38.461440=31.05Y132M1-6i=38.46960=20.69-4-方案号电动机型号额定功率/kw同步转速满载转速r/min电动机质量kg总传动比1Y112M-44.0150014405131.052Y132M1-64.010009607320.69比较两方案，方案1选用的电动机转速大质量和价格较低，但总传动比大。为使传动装置结构紧凑决定选用方案2.电动机型号为Y132M1-6查得：H(中心高)=132（mm），D=38k6E=80（mm），外伸段：DxE=38mmx80mm。-5-三传动装置运动和动力参数的计算1.分配传动比查表，取i带=2，则减速器的传动比为i减=i/i带=10.35取两级齿轮减速器高速级的传动比：i1=1.35i减=3.738则低级的传动比：i2=i减/i1=2.7692.传动装置的运动和动力参数计算i减=10.35i1=3.738i2=2.769O轴：O轴即电动机轴Po=Pr=3.8265kwNo=960r/minTo=9550×(PO/n0)=9550×(3.8265/960)N·m=38.06N·mⅠ轴：Ⅰ轴即减速器高速轴P1=POη0-1=POη带=3.8265×0.96kw=3.67kwN1=n1=no/i带=960/2r/min=480r/minT1=9550×(P1/n1)=9550×(3.67/480)N·m=73.02N·mⅡ轴：Ⅱ轴即减速器中间轴P2=P1η1-2=P1η轴承η齿=3.67×0.99×0.97kw=3.52kwn2=n1/i1=480/3.738r/min=128.41r/minT2=9550×(P2/n2)=9550×(3.52/128.41)N·m=260.79N·mⅢ轴：Ⅲ轴即减速器低速轴P3=P2η2-3=P2η轴承η齿=3.52×0.99×0.97kw=3.38kwN3=n3=n2/i2=128.41/2.769r/min=46.374r/min-6-T3=9550×(P3/n3)=9550×(3.38/46.374)N·m=696.06N·mⅣ轴：Ⅳ轴即传动滚筒轴P4=P3η3-W=P3η轴承η联=3.38×0.99×0.99kw=3.31kwN4=n3=46.374r/minT4=9550×(P4/n4)=9550×(3.31/46.374)N·m=681.64N·m各轴运动及动力参数表轴序号功率P转速N转矩T传动形式传动比功率NO3.83396038.07带传动20.96Ⅰ3.6748073.02齿轮传动3.7380.96Ⅱ3.52128.41261.79齿轮传动2.7690.96Ⅲ3.3846.37696.06联轴器1.00.98Ⅳ3.3146.37681.64-7-四传动零件的设计计算1.带传动的设计计算由电动机为Y132M1-6型，额定功率P=4kw满载转速N1=960r/min从动轴转速N2=480r/min两班工作。⑴计算功率Pc由表8-8查得KA=1.3故Pc=KAP=4.8kw⑵选取V带型号根据Pc=4.8kw和小带轮转速N1=960r/min，，可知工作点处于AB型相邻区之间，可取A型、B型分别计算，最后择优选用。从这里开始，分方案进行计算，并比较结果，选择最合适的进行设计。经过计算选B型。3.1.1现取B型带计算⑴选取V带型号根据Pc=4.8kw和小带轮转速N1=960r/min。⑵小轮基准直径dd1和大轮基准直径dd2希望结构紧凑、由表8-7并参考表8-9，取dd1=140mm，则大轮的基准直径dd2=则大带轮的直径为dd2=i带dd1=2×140mm=280mm由表8-9取dd2=280mm。⑶验算带速V=πN1dd1/60000=3.14×960×140/60000=7.0336m/s25m/s合适-8-⑷初定中心距a0因amax=2（dd1+dd2）=2（140+280）=840mmamin=0.7（dd1+dd2）=0.7（140+280）=294mm根据结构要求取a0=350mm⑸初算带的基准长度L0L0=2a0+0.5π（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0=2×350+0.5π(140+280)+（280-140）2/4×350=1373.4mm由表8-1、选取带的基准长度Ld=1400mm⑹实际中心距：中心距a可调整、则a≈a0+（Ld-L0）/2=350+（1400-1373.4）/2=363.3mm⑺小带轮包角：α1=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a=180°-57.3°×（280-140）/363.3=157.9°120°能满足要求⑻单根V带能传递的功率：根据N1=960r/min和dd1=140mm查表8-4用插值法求得P0=2.096kw⑼单根V带传递功率的增量△P0已知B型V带，小带轮传速N1=960r/min传动比i=N1/N2=dd2/dd1=280/140=2查表8-5得△P0=0.294kw⑽计算V带的根数Z≥Pc/（P0+△P0）kαkl-9-由表8-6查得kα=0.95由表8-2查得kl=0.90故Z=4.8/（(2.096+0.294)×0.95×0.9）=2.35取Z=3根、所采用的V带为B-1400x3⑾作用在带轮轴上的力由表（8-3）知V带的质量为0.170kg/mF0=500×(2.5-kα)Pc/kαzv+qvd2=500×(2.5-0.95)×4.8/(0.95×3×7.0336）+0.17×7.0336²=220.265N所以作用在轴上的力为F∈=2ZF0sinα1/2=2×3×220.265sin157.9°/2=1297.08N2.带轮结构设计（1）小带轮结构采用实心式，由表8-14查得电动机轴径D0=38，由8-15查得e=19±0.4mm,f=12.5mm轮毂宽:L带轮=（1.5～2）D0=（1.5～2）×38mm=57～76mm其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:B带轮=（z－1）e＋2f=(3－1)×19mm＋2×12.5mm=63mm（2）大带轮结构采用腹板式结构3.齿轮传动的设计计算（1）高速轴直齿轮的设计计算1.选择齿轮材料、确定许用接触应力[H]、根据工作要求，采用齿面硬度≤350HBS，小齿轮选用45钢、调质、硬度为260HBS，大齿轮选用45钢、调质、硬度为220HBS，由表10-1可确定许用-10-接触应力[H]2.小齿轮[H]1=380+0.7HBS=380+0.7×260=562MPa3.大齿轮[H]2=380+0.7HBS=380+0.7×220=534MPa4.齿数比u=i1=3.73选小齿轮齿数Z1=30，大齿轮齿数Z2=uZ1=3.73×30=1125.初步计算传动的主要尺寸.d1≧〔2KT1/φd×(u＋1)/u×(ZEZHZεZβ/[δ]H)〕1/3小齿轮传递转矩为T1=73020N·mm6.确定载荷系数k，由齿轮相对轴承对称布置且载荷较平稳：故k=1.357.选择齿宽系数φd由本次设计为轻型减速器取φd=0.48.由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8MPa1/29.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z1a=arccos）zhaZ/(cos1=arcos241.28)1230/(20cos302a=arccos）zhaZ/(cos2=arcos601.22)12112/(20cos112=759.12/20tan-601.22tan11220tan241.28tan30π）（）（864.03/)759.14(3/)4(Z10.计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为1limH=600Mpa.2limH=550MPa。由式（10-15）计算应力循环次数:-11-N1=60n1jLh=60×480×1×（2×8×360×8）=1.327×109N2=N1/u=1.327×109/(112/30)=3.557×810由图10-23查取接触疲劳寿命系数9.01HNK、95.02HNK取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14)得1H=1HNK1limH/s=0.9×600/1MPa=540Mpa2H=2HNK2limH/s=0.95×550/1MPa=523Mpa取1H和2H中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即1H=2H=523MPa11.试算小齿轮分度圆直径d1t≧〔2KT1/φd×(u＋1)/u×2EH)/ZZ(Z〕1/3=（2×1.35×73020/0.4×（3.73+1）/3.73×（2523/873.08.1895.2(））1/3=73.19mm11.1调整小齿轮分度圆直径11.2圆周速度VV=πd1t1n/60×1000=π×73.19×480×/(60×1000）m/s=0.58m/s齿宽b=ltdd=0.4×74.19=29.67612.计算实际载荷系数HK12.1由表10-2查得使用系数AK=112.2根据V=0.58m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数VK=1.1512.3齿轮的圆周力1tF=21T/d1t=2×73020/73.19=1.995×310N1tAFK/b=1×1.995×310/29.676=67.2N/mm100N/mm-12-由表10-3得齿间载荷分配系数HK=1.2.12.4由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数HK=1.1。由此，得到实际载荷系数HK=HHVAKKKK=1×1.15×1.2