资源描述
目 录
一、 传动方案的拟定和运动简图……………………………………………
二、 电动机的选择 …………………………………………………………
三、 传动比的计算及分配……………………………………………………
四、 V带传动的设计计算……………………………………………………
五、 直齿圆柱齿轮传动的设计计算…………………………………………
六、 轴的直径设计计算……………………………………………………
七、 轴的长度设计计算……………………………………………………
计算项目
计算及说明
计算结果
1.选择电动机
⑴已知装置所需输出功率
电机输出功率
取V带传动效率
取滚动轴承传动效率
取8级精度圆柱齿轮传动效率
则：
则：
因此选择电机额定功率
V带传动比范围
单级圆柱齿轮传动比范围
总传动比范围
电机转速范围
综合考虑电机重量、价格等因素选用转速为1500r/min的Y系列电动机,型号Y132S-4,满载转速1440r/min.
选用额定功率同步转速为
满载转速的Y系列Y132S-4电动机
2.确定和分配传动比
传动装置总传动比
综合考虑取V带传动比
则齿轮传动比
3.计算传动装置的运动和动力参数
⑴有传动比可知各轴的转速
I 轴
II 轴
工作轴
⑵各轴的输入功率
I 轴
II 轴
工作轴
⑶各轴输入转矩
I 轴
II 轴
工作轴
电动机
将以上算得的运动和动力参数列表如下：
参数
轴名
电动机轴
I 轴
II 轴
工作轴
转速
1440
720
150
150
功率
5.038
4.836
4.64
4.598
转矩T
（）
33.412
64.144
295.668
292.739
传动比
2
4.8
1.00
效 率 η
0.96
0.97
4.带传动设计
计算说明
计算结果
由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.
5.齿轮传动设计
5. 齿轮传动设计
5.齿轮传动设计
5.齿轮传动设计
5.齿轮传动设计
5.齿轮传动设计
5.齿轮传动设计
由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.
由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.
由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.
由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成
由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成
由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.
由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.
渐开线圆柱齿轮传动设计报告
一、设计信息
设计者 Name=廖逸轩
设计单位 Comp=温州职业技术学院
设计日期 Date=2011/12/19
设计时间 Time=15:43:20
二、设计参数
传递功率 P=4.836(kW)
传递转矩 T=64.14(N·m)
齿轮1转速 n1=720(r/min)
齿轮2转速 n2=150.00(r/min)
传动比 i=4.8
原动机载荷特性 SF=均匀平稳
工作机载荷特性 WF=轻微振动
预定寿命 H=36480(小时)
三、布置与结构
结构形式 ConS=闭式
齿轮1布置形式 ConS1=对称布置
齿轮2布置形式 ConS2=对称布置
四、材料及热处理
齿面啮合类型 GFace=软齿面
热处理质量级别 Q=MQ
齿轮1材料及热处理 Met1=45<调质>
齿轮1硬度取值范围 HBSP1=217～255
齿轮1硬度 HBS1=236
齿轮1材料类别 MetN1=0
齿轮1极限应力类别 MetType1=6
齿轮2材料及热处理 Met2=45<正火>
齿轮2硬度取值范围 HBSP2=162～217
齿轮2硬度 HBS2=190
齿轮2材料类别 MetN2=0
齿轮2极限应力类别 MetType2=7
五、齿轮精度
齿轮1第Ⅰ组精度 JD11=8
齿轮1第Ⅱ组精度 JD12=8
齿轮1第Ⅲ组精度 JD13=8
齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F
齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L
齿轮2第Ⅰ组精度 JD21=8
齿轮2第Ⅱ组精度 JD22=8
齿轮2第Ⅲ组精度 JD23=8
齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F
齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L
六、齿轮基本参数
模数(法面模数) Mn=2.25(2)(mm)
端面模数 Mt=2.25000(mm)
螺旋角 β=0.00000(度)
基圆柱螺旋角 βb=0.0000000(度)
齿轮1齿数 Z1=25
齿轮1变位系数 X1=0.00
齿轮1齿宽 B1=56(mm)
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.996
齿轮2齿数 Z2=120
齿轮2变位系数 X2=0.00
齿轮2齿宽 B2=56(mm)
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.207
总变位系数 Xsum=0.000
标准中心距 A0=163.12500(mm)
实际中心距 A=163.12500(mm)
中心距变动系数 yt=0.00000
齿高变动系数 △yt=0.00000
齿数比 U=4.80000
端面重合度 εα=1.74151
纵向重合度 εβ=0.00000
总重合度 ε=1.74151
齿轮1分度圆直径 d1=56.25000(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=60.75000(mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=50.62500(mm)
齿轮1基圆直径 db1=52.85771(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=2.25000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=2.81250(mm)
齿轮1全齿高 h1=5.06250(mm)
齿轮1齿顶压力角 αat1=29.531394(度)
齿轮2分度圆直径 d2=270.00000(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=274.50000(mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=264.37500(mm)
齿轮2基圆直径 db2=253.71701(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=2.25000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=2.81250(mm)
齿轮2全齿高 h2=5.06250(mm)
齿轮2齿顶压力角 αat2=22.438791(度)
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.53197(mm)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.30550(mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.12086(mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=1.68200(mm)
齿轮1公法线跨齿数 K1=3
齿轮1公法线长度 Wk1=17.39355(mm)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.53419(mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.26157(mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.12086(mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=1.68200(mm)
齿轮2公法线跨齿数 K2=14
齿轮2公法线长度 Wk2=93.45249(mm)
齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角 α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=1.00000
端面顶隙系数 c*t=0.25000
端面压力角 α*t=20.0000000(度)
端面啮合角 αt'=20.0000001(度)
七、检查项目参数
齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.05950
齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04331
齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03975
齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.02116
齿轮1齿形公差 ff1=0.01473
齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.02153
齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.02982
齿轮1齿向公差 Fβ1=0.02497
齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.07422
齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.06064
齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01988
齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.02153
齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.02497
齿轮1齿向公差 Fb1=0.02497
齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.02497
齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.01248
齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.08463
齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.33850
齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.11547
齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.06520
齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.05493
齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.02395
齿轮2齿形公差 ff2=0.01900
齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.02577
齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.03384
齿轮2齿向公差 Fβ2=0.01000
齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.13447
齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.09127
齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.02250
齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.02577
齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.01000
齿轮2齿向公差 Fb2=0.01000
齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.01000
齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00500
齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.09579
齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.38316
中心距极限偏差 fa(±)=0.03023
八、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=560.0(MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=440.0(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=633.4(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=678.7(MPa)
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=540.0(MPa)
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=426.7(MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=610.7(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=658.2(MPa)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触强度计算应力 σH=587.5(MPa)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=134.4(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=125.1(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足
九、强度校核相关系数
齿形做特殊处理 Zps=特殊处理
齿面经表面硬化 Zas=不硬化
齿形 Zp=一般
润滑油粘度 V50=120(mm^2/s)
有一定量点馈 Us=不允许
小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm(Ra≤1μm)
载荷类型 Wtype=静强度
齿根表面粗糙度 ZFR=Rz＞16μm (Ra≤2.6μm)
刀具基本轮廓尺寸
圆周力 Ft=2280.533(N)
齿轮线速度 V=2.121(m/s)
使用系数 Ka=1.250
动载系数 Kv=1.408
齿向载荷分布系数 KHβ=1.000
综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.000
安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.000
齿间载荷分布系数 KHα=1.327
节点区域系数 Zh=2.495
材料的弹性系数 ZE=189.800
接触强度重合度系数 Zε=0.868
接触强度螺旋角系数 Zβ=1.000
重合、螺旋角系数 Zεβ=0.868
接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000
润滑油膜影响系数 Zlvr=0.87000
工作硬化系数 Zw=1.00000
接触强度尺寸系数 Zx=1.00000
齿向载荷分布系数 KFβ=1.000
齿间载荷分布系数 KFα=1.468
抗弯强度重合度系数 Yε=0.681
抗弯强度螺旋角系数 Yβ=1.000
抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.681
寿命系数 Yn=2.15964
齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000
齿根表面状况系数 Yrr=1.00000
尺寸系数 Yx=1.00000
齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.22020
齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.58584
齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.92859
齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.79411
5.齿轮传动设计
6.轴的直径设计
轴
1.选择轴的材料
根据强度等要求选择钢
6.轴的直径设计
2.估算轴段最小直径
轴段最小直径
由于最小轴段存在键槽则直径+（1~5）%约为21.79
优先选用
6.轴的直径设计
3.根据轴结构草图设计其它轴段直径
最左端为最小直径轴段
轴承透盖所在轴段直径由左端定位轴肩估算
h=(0.07~0.1)d=2.2
=22+2.2*2=26.4由毡圈标准得到轴径等于25mm
轴承所在轴段直径由左端非定位轴肩估算
h=(1~2)mm
据此选用6206号轴承
轴承主要参数：内孔直径30 外圈直径62 宽度16
由于轴承成对使用，则两轴承所在轴段直径相同均为30mm
齿轮所在轴段按右边非定位轴肩计算
h=(0.07~0.1)d=3
（优先选用）
齿轮左端轴段直径通过右端定位轴肩计算
（取整数43）
结果如左图所示
6.轴的直径设计
轴
1.选择轴的材料
根据强度等要求选择钢
6.轴的直径设计
2.估算轴段最小直径
轴段最小直径
由于最小轴段存在键槽则直径+（1~5）%约为36.26
选用LX型弹性柱销联轴器 型号：LX3
则轴段直径选用
6.轴的直径设计
3.根据轴结构草图设计其它轴段直径
最左端为最小直径轴段
轴承透盖所在轴段直径由左端定位轴肩估算
h=(0.07~0.1)d=3.8
=38+3.8*2=45.6由毡圈标准得到轴径等于45mm
轴承所在轴段直径由左端非定位轴肩估算
h=(1~2)mm
据此选用6210号轴承
轴承主要参数：内孔直径30 外圈直径62 宽度16
由于轴承成对使用，则两轴承所在轴段直径相同均为50mm
齿轮所在轴段按右边非定位轴肩计算
h=(0.07~0.1)d=5
（选用）
齿轮左端轴段直径通过右端定位轴肩计算
结果如左图所示
7.轴的长度设计
L6=A1+A2+B+2=36
L5=B1-2=59
L4=A3=4
L3=B1+A2+A1-A3=30
L2=e+m+扳手空间
L1=B2-2=42
A1: 齿轮端面到到箱体内壁
A2: 轴承内端面到箱体内壁
B：轴承宽度
B1：齿轮宽度
B2：带轮宽度
e：轴承盖厚度
m:轴承外端面到箱体外壁
轴
轴
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