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1、计算项目计算及说明计算结果一、 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1.选择电动机已知装置所需输出功率pw = 4.6kW电机输出功率Dn = Pw =2P0b g r取V带传动效率”=0.96 b取滚动轴承传动效率=0.99r取8级精度圆柱齿轮传动效率n =0.97 g则： =0.96 0.992 0.97 = 0.913M： p046-=5.038kWp00.913因此选择电机额定功率 pm = 5.5kW - . V带传动比范围ib =24 、.单级圆柱齿轮传动
2、比范围ig =35 g总传动比范围i =2 (34) 5=620电机转速范围 _ _ _ _ _ _ _ _n =i *nw=(620) 150 = 9003000(r/min)综合考虑电机重量、价格等因素选用转速为选用额定功率 Pm = 5.5kW同步转速为1500 r/min 满载转速nm = 1440 r min的Y系列Y132S-4 电动机1500r/min的Y系列电动机，型号Y132S-4,满载转速 1440r/min.2. nm 1440 Q Ai = =9.6no 150分配传动综合考虑取V带传动比jb=2比传动装置总传动比ib =2ig =4.83.计算传动装置的运动和动力参数
3、n = 720r minnII = 150r / minnw =150r / minP = 4.836kWP = 4.64kWPW = 4.598kWT =64.144T - = 295.668Tw =292.739T =33.412则齿轮传动比jg = L =4.8ib参数轴名电动机 轴I 轴II轴工作轴转速n(r/min )1440720150150功率P(kW)5.0384.8364.644.598转矩T（N m）33.41264.144295.668292.739传动比i24.81.00效率Y）0.960.97计算说明4.带传动由机械设计设计计算软件通过相关参数自动计算生成.设计结果输
4、出漫冲匕位：建州座也修r5：届日料 TJ 闻：M 1441西将的电匕告功所至？5.D38Mt讣剂但ifinlHJOe/Mti从曲轴强曳n2邛口aLC1无设计设*Pd4.DE内工,帚苛房建】5：，面，-带必星位3在已3DDJill的也岫口犯却;00TF斤法星K后?U ：JUOIlTi下中造巨语白?33JllLPI5.2;vAPI片速了111Tl/S-密粒占中豆1阻27*骨部布队L无毕根-J常的恒琥力232+68w作用在粒上得力F推员65115.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.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领州职业技术学院设计日期
5、 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+匀匀平稳工作机载荷特性WF咯微振动预定寿命H=36480(小时)三、布置与结构结构形式ConS二闭式齿轮1布置形式ConS1=Xt称布置齿轮2布置形式ConS2=M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=21入255齿轮1硬度HBS
6、1=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m组精度JD13=8齿轮1齿厚上偏差JDU1=F5.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.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m组精度JD23=8齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD
7、2=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B =0.00000(度)基圆柱螺旋角 B b=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 d1=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d2=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4yt。5.齿轮传动设计由机械设计计算软
8、件通过相关参数自动计算生成.齿数比U=4.8。端面重合度 c a =1.74151纵向重合度 e B=。.。总重合度 =1.74151齿轮1分度圆直径d1=56.25。(mm) 齿轮1齿顶圆直径da1=6。.75。(mm) 齿轮1齿根圆直径df1=5。.625。(mm) 齿轮1基圆直径db1=52.85771(mm) 齿轮 1 齿顶高 ha1=2.25。(mm)齿轮1齿根高卜。=2.8125。(m1|)齿轮1全齿高h1=5.。625。(mm)齿轮1齿顶压力角 a at1=29.531394(度)齿轮2分度圆直径d2=27。.。(mm) 齿轮2齿顶圆直径da2=274.5。(mm) 齿轮2齿根圆
9、直径df2=264.375。(mm) 齿轮2基圆直径db2=253.717。1(mm) 齿轮2齿顶高卜22=2.25。|)齿轮2齿根高八2=2.8125。(m1|)齿轮2全齿高h2=5.06250(mm)齿轮2齿顶压力角 a at2=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h
10、h2=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=145.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a *=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 a *t=20.0000000(度)端面啮合角 a t=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
11、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fi1=0.02153齿轮1 一齿径向综合公差fi”1=0.02982齿轮1齿向公差F B 1=0.02497齿轮1切向综合公差Fi1=0.07422齿轮1径向综合公差Fi1=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ff B 1=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
12、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=-0.338505.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fi2=0.02577齿轮2 齿径向综合公差fi”2=0.03384齿轮2齿向公差F 0 2=0.01000齿轮2切向综合公差Fi2=0.13447齿轮2径向综合公差Fi2=0.09127
13、齿轮2基节极限偏差fpb( )2=0.02250齿轮2螺旋线波度公差ff 0 2=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 (T Hlim1=560.0(MPa) 齿轮1抗弯疲劳基本值 (T FE1=440.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值(rH1=633.4(MPa) 齿轮
14、1弯曲疲劳强度许用值(rF1=678.7(MPa) 齿轮2接触强度极限应力 (T Hlim2=540.0(MPa) 齿轮2抗弯疲劳基本值 (T FE2=426.7(MPa)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.齿轮2接触疲劳强度许用值(rH2=610.7(MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度许用值(T F2=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 (T H=587.5(MPa)接触疲劳强度校核(rH (T H=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力(7 F1=134.4(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力(7 F
15、2=125.1(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核(rF1(tF1二满足 齿轮2弯曲疲劳强度校核(rF2 (T F2二满足九、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二一股润滑油粘度V50=120(mmA2/s)有一定量点馈Us=不允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz 16仙m (Ra 2.6 m)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KH 0=1.000综合变形对载荷分布的影响 K B s=1.000安装精度对载荷分布的影响K B m=0.00
16、0齿间载荷分布系数KH a =1.3275.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.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Z e =0.868接触强度螺旋角系数Z B =1.000重合、螺旋角系数Z e B =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KF 6=1.000齿间载荷分布系数KF a =1.468抗弯强度重合度系数 Y e =0.681抗弯强度螺旋角系数 Y 0=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数Y
17、 e B =0.681寿命系数 Yn=2.15964齿根圆角敏感系数 Ydr=1.000005.齿轮传动设计齿根表面状况系数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=1.794116.轴的直径设计I轴1.选择轴的材料根据强度等要求选择 45#钢2.估算轴段最小直径6.轴的直径设计轴段最小直径 dmin =C*3 P =110 , 4.836 = 20.75 :n720由于最小轴段存在键槽则直径+ (15) %约为21.79优先选用
18、223.根据轴结构草图设计其它轴段直径6.轴的直径设计结果如左图所示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=(0.070.1)d=2.24 =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=(12)mm= 27 2 2 =31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=(0.070.1)d=34=30 +3x2 =36 (优先选用*36)齿轮左端轴段直径通过右端定位轴肩计算*=36 +3.62 = 43.2
19、(取整数 43)6.轴的直 径设计II轴1.选择轴的材料根据强度等要求选择45#钢6.轴的直 径设计2.估算轴段最小直径P(4.64轴段最小直径dmin =c,；L=ll0K =34.53Tn1 150由于最小轴段存在键槽则直径+ (15)喔勺为36.26选用LX型弹性柱销联轴器型号：LX3则轴段直径选用*383.根据轴结构草图设计其它轴段直径径设计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=(0.070.1)d=3.84=38+3.8*2=45.6由毡圈标准得到轴径等于45mm示轴承所在轴段直径由左端非定位轴肩估算h=(12)mm=45 2* 2 =49据此选用6210号轴
20、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=(0.070.1)d=5个=50 +5乂2=60 (选用 *60)齿轮左端轴段直径通过右端定位轴肩计算=60 6 2 =72L6=A1+A2+B+2=36L5=B1-2=59L4=A3=4L1=B2-2=427.轴的长度设计B:轴承宽度B1:齿轮宽度B2:带轮宽度e：轴承盖厚度A2:轴承内端 面到箱体内壁m:轴承外端面 到箱体外壁A1:齿轮端面 到到箱体内壁L2=e+m扳手空 问L3=B1+A2+A1-A3=30- -有传动比可知各轴的转速I 轴 n nm=
21、1440 =720.minib 2II 轴nII = nJ =720 =150门 minig 4.8工作轴n =nII =150r min各轴的输入功率I 轴PI =P0 4= 5.038父 0.96 = 4.836kWII 轴 PI =P ”g =4.836x0.99x0.97 = 4.64kW工作轴 P = R r=4.644 0.99 =4.598kW各轴输入转矩Pi4.836K1I 轴TI =9550=9550=64.144N mn -720II 轴 TII =9550P* L II =9550464 = 292.739N mnII150工作轴 T =9550 P 95504.598 292.739N *mn.150电动机 T0 =9550 巳一=95505.03833.412N *mnm1440将以上算得的运动和动力参数列表如下：