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1 步進式推鋼機設計 目錄 摘要 I ABSTRACT II 前言 1 第一章 概述 3 1 1 軋制工藝過程簡介 3 1 1 1 軋制工藝過程 3 1 1 2 軋制工藝過程的設計與實施 4 1 1 3 軋制工藝過程的自動控制 4 1 2 推鋼機的簡介 6 1 2 1 推鋼機的種類 6 1 2 2 推鋼機的結構 6 1 2 3 設計中應注意的事項 6 第二章 傳動方案的分析與擬定 8 2 1 傳動方案的分析 8 2 1 1 常用的傳動類型及其特點 8 2 1 2 機械傳動系統(tǒng)設計時應注意的事項 8 2 2 傳動方案的擬訂 9 第三章 減速器電動機的選擇計算 10 3 1 概述 10 3 1 1 常用電動機的種類 10 3 1 2 電動機選擇時的注意事項 11 2 3 2 電動機的選擇計算 11 3 2 1 選擇電動機的類型和機構型式 11 3 2 2 選擇電動機的容量 11 3 2 3 確定電動機轉速 12 3 2 4 選定電動機的型號和參數(shù) 12 第四章 減速器傳動零件的設計計算 13 第五章 減速器軸的設計及校核 15 第六章 傳動機構的設計計算 17 6 1 傳動設計計算 17 6 1 1 傳動的特點 17 6 1 2 傳動的設計計算 18 6 2 傳動的設計計算 23 6 2 1 傳動的特點 23 6 2 2 傳動的設計計算 23 第七章 軸系零部件 28 7 1 軸的設計 28 7 1 1 概述 28 7 1 2 軸的結構設計 29 7 1 3 軸的強度計算 31 7 2 軸承的選擇與計算 34 7 2 1 概述 34 7 2 2 滾動軸承的類型和選擇 35 7 2 3 滾動軸承的受載情況和失效形式 36 7 2 4 滾動軸承的壽命計算 37 7 3 鍵的設計與校核 39 7 4 聯(lián)軸器的設計計算 42 結 束 語 45 3 參考文獻 46 摘要 推鋼機是軋鋼車間上料區(qū)主要設備之一 其作用是將加熱爐前輥道上的鋼坯或爐前 上料臺架上的鋼坯推入加熱爐進行二次加熱過程 本設計選用了機械式推鋼機 在推 鋼機結構設計上主要采用的結構形式 該機構具有結構簡單 整體尺寸適中 傳動效 率高 維修方便 造價較低的優(yōu)點 在本設計中主要對推鋼機進行了結構設計和理論 計算 并著重對傳動機構做了詳細的分析設計 關鍵詞 推鋼機 結構設計 理論計算 Design of 120 T pusher machine for Baotou Steel Bars factory Abstract Pushing steel rolling workshop is based on one of the main equipments Pusher machine and its role is to push the billet material which lies on the Roller or the bench before the furnace into the furnace for reheating process The design chooses a mechanical pusher machine while the structure designed primarily for the use of the gear and rack structure The advantages of the structure exists that the body is simple in structure the overall size of moderate high transmission efficiency easy maintenance the lower cost The main content of the pusheer design includes the structure design and theoretical calculations and focus on the transmission mechanism to do a detailed analysis and design Keywords Pusher machine Structural Design Theoretical calculations 4 前言 鋼鐵工業(yè)作為國民經濟的基礎工業(yè) 一直是衡量一個國家經濟發(fā)展水平的重要指標 我國鋼鐵工業(yè)近年來發(fā)展很快 鋼產量己連續(xù)多年突破億噸大關 鋼鐵產品質量也得 到了很大的提高 特別是在軋鋼生產方面 各種高精度軋鋼機械設備的引進和投產 先進的自動化控制設備和計算機技術的應用 冷軋不銹鋼帶 硅鋼帶 精密合金鋼帶 稀有合金帶 高精度極薄冷軋?zhí)妓劁搸У雀鞣N高精度高品質產品的出產 大大地促進 了軋鋼生產企業(yè)的經濟效益和競爭能力 有力地提升了我國軋鋼生產企業(yè)的形象 但 是由于科學技術的飛速發(fā)展 新的設備和新的技術以驚人的速度不停地改進和更新 產品的技術含量越來越高 對產品生產機械設備和操作技術的要求也越來越高 因而 及時掌握新型軋鋼機械設備的性能 熟練掌握新的操作技術 全面應用先進的自動化 控制技術和計算機軋制技術 是當前軋鋼生產企業(yè)進一步提高產品質量 降低軋鋼生 產成本 增強軋鋼生產企業(yè)的市場競爭能力的關鍵所在 本設計包括了軋制工藝過程和自動化控制系統(tǒng)及推鋼機的設計 并重點針對推鋼機 進行了設計計算 具體包括軋制工藝過程和自動化控制簡介 推鋼機的分類 結構和 工作原理 電動機的選用 減速器的選用 傳動方式和傳動裝置設計 軸系零件 包 括軸 軸承 聯(lián)軸器 鍵 設計 并對傳動機構和關鍵軸進行了強度和剛度校核 其中傳動方案的設計與擬定是設計的首要任務 決定了傳動機構的設計 在綜合比 較了各種傳動方案的優(yōu)缺點以及推鋼機本身的技術要求后 最后選定齒輪齒條傳動作 為主要傳動機構 該傳動機構具有結構簡單 整體尺寸較小 傳動效率高 維修方便 造價較低的優(yōu)點 傳動機構的設計計算包括傳動的設計 文中分別從齒輪類型 材料 精度選擇 齒 面接觸疲勞強度和齒根彎曲強度等方面做了詳細設計計算 軸系零部件的設計計算包括齒輪軸的結構設計和校核 軸承的選擇 鍵的設計和校 核 聯(lián)軸器的選擇和最大轉速的校核等 5 第一章 概述 1 1 軋制工藝過程簡介 軋鋼工藝過程是確定軋鋼廠生產系統(tǒng)和機械設備的技術基礎 設備是實現(xiàn)軋鋼工藝 要求的工具 軋鋼生產是鋼鐵工業(yè)生產的最終環(huán)節(jié) 是鋼鐵材料的一種重要加工方法 軋鋼車間 擔負著生產鋼材的任務 因此鋼鐵軋制在國家工業(yè)體系中占有舉足輕重的地位 20 世 紀 90 年代以前 我國軋鋼生產的平均水平與世界主要生產國相比 仍存在一定的差距 軋鋼生產以型鋼為主 生產線大 中 小型并存 不同企業(yè)的技術裝備水平參差不齊 能耗 成本較高 很多企業(yè)還使用 20 世紀五六十年代較為陳舊的設備和工藝 這是限 制我國鋼材質量 品種和效益進一步提升的主要瓶頸 20 世紀 90 年代后期 隨著我國經濟的高速發(fā)展 尤其是我國加入 WTO 后 參與國 際鋼材市場競爭的需要 各大企業(yè)紛紛采用當今世界先進的技術和裝備 進行了大規(guī) 模的技術改造 廣泛引進新技術 新設備 新工藝 使我國軋鋼生產的水平有了長足 進步 開發(fā)了一批高技術 高附加值的新品種 目前我國軋鋼技術創(chuàng)新發(fā)展的方向主 要為 通用工藝技術 綜合節(jié)能與環(huán)保技術 新品種開發(fā)與鋼材性能優(yōu)化技術 信息 技術和裝備機電控制一體化技術等 1 1 1 軋制工藝過程 1 軋制工藝過程的內容 軋制工藝過程是一系列工序的組合 經過這些工序 把鋼錠或鋼坯軋成形狀和性 能符合要求的鋼材 軋鋼工藝過程的好壞直接影響產品的質量和產量 一般情況下 一個軋鋼工藝過程是由下列各基本工序組成 1 坯料準備 包括坯料的表面清理 除去表面氧化鐵皮和表面缺陷的清理 也包 括預先熱處理和坯料加熱 坯料加熱是重要工序 2 鋼材軋制 坯料通過軋制變形來實現(xiàn)對產品在形狀和尺寸上的要求 內部組織 和性能上的要求以及表面光潔度的要求 軋制過程是軋鋼生產工藝過程的核心工序 6 3 精整 這是軋鋼工藝過程的最后一道工序 起保證產品質量的作用 精整工序 的內容比較復雜 由產品的技術要求來確定 技術要求不同 其內容也大不相同 一 般情況精整工序包括鋼材的切斷或卷取 軋后冷卻 矯直 成品熱處理成品表面清理 鍍鋅 鍍錫 涂色等 1 1 2 軋制工藝過程的設計與實施 設計軋制工藝過程的主要依據(jù)是產品的技術條件 鋼種的加工工藝性 生產規(guī)模 大小 產品成本和工人的勞動條件 其中最主要的依據(jù)是產品的技術要求 即鋼材的 斷面形狀和尺寸 化學成分 內部組織和機械性能 設計時必須保證工藝過程使產品 質量達到相應的技術要求 1 1 3 軋制工藝過程的自動控制 軋鋼機工藝過程的自動控制是用電子計算機來實現(xiàn)的 控制技術包括軋機特性和變 形阻力等軋制理論 還包括儀表 電氣設備的應用技術以及操作決竅等方面的技術 只有這些技術有機地組合 才能實現(xiàn)軋鋼過程的自動控制 1 軋制過程數(shù)學模型 軋制過程計算機控制的基礎是軋制過程的數(shù)學模型 對軋制有影響的因素有板厚 變形阻力 張力 輥徑及摩擦系數(shù)等多種 尤其對連軋過程 前面機架的軋制結果不 但直接影響后面機架的軋制條件 而已作用在軋件上的張力還影響所有機架的軋制 因此就必須把連軋機組所有機架當作一個統(tǒng)一的系統(tǒng)進行綜合分析 具體數(shù)學模型有 軋件的塑性變形模型 軋機彈性變形模型 連續(xù)軋制模型和表示軋件溫度變化的熱傳 導模型等 例如 在板材軋制中 對于提高板厚精度 必須預測作用在軋輥上的軋制力 這是 非常重要的 所以實測出變形阻力就成為各方面研究的前提 為了提高數(shù)學模型預測 的精度 必須用實測的軋制過程中的各參數(shù)的實際數(shù)據(jù)來標定和修改數(shù)學模型 通過 所謂自學習控制來吸收掉作業(yè)條件的變化和其他外部干擾 為此需要在軋機上安裝在 線監(jiān)測系統(tǒng) 通過各種傳感器實時監(jiān)測各工藝參數(shù) 首先是變形阻力也就是與它直接 相關的軋輥上的軋制壓力 數(shù)學模型所用的數(shù)據(jù)必需準確可靠 能準確反映操作條件和對過程進行分析 還必 須滿足在線控制的實時性要求 7 2 計算機控制所需的傳感器和儀表 如前所述 計算機控制軋制工藝過程之所以能迅速發(fā)展 是建立在各種檢測工藝 參數(shù)的傳感器和儀表的出現(xiàn)和發(fā)展 一些主要的傳感器和儀表如下 1 位置檢測傳感器 用于跟蹤軋件位置的傳感器有熱金屬檢測器 冷金屬檢測器 微波檢測器 電磁檢測器和激光檢測器 后三種適合在環(huán)境氣氛很差的條件下工作 2 壓力傳感器 準確測定軋制壓力的傳感器 3 溫度傳感器 測定開軋和終軋溫度及軋制線上各點軌件溫度的傳感器 4 測厚儀 常用的是射線測厚儀和射線測厚儀 最新發(fā)展是板形斷面測量和微機 自動校正 5 測寬儀 多采用光學測量法和熱輻射測量法 6 速度計 3 板厚自動控制 AGC 為提高板材質量 70年代研制出了計算機控制的板厚自動控制裝置 AGC 而 后不斷有新的發(fā)展 以適應愈來愈嚴格的板厚精度要求 近來數(shù)字直接控制方式 DDC 已取代了以往的硬件方式 AGC 可以很經濟地控制數(shù)量較多的活套 還具有維 護簡便和控制性能高等優(yōu)點 4 熱帶鋼連軋機計算機控制實例 目前國際上計算機控制水平最高的是熱帶鋼連軋工藝過程 這是由于在各種軋機中 熱帶鋼連軋產量大 質量要求高 操作雖復雜但比其他軋制過程易于實現(xiàn)計算機控制 其計算機功能分為在線監(jiān)測和自動控制兩大部分 監(jiān)測包括信息傳送 軋件跟蹤 數(shù) 據(jù)記錄等 綜上所述 實現(xiàn)軋鋼工藝過程的在線監(jiān)測 無論是提高產量還是保證質量都具有 重大意義 而且為提高工藝的技術水平和生產管理的現(xiàn)代化奠定了技術基礎 軋鋼工 藝過程是由軋鋼設備來實現(xiàn)的 軋鋼設備能否正常運行會直接影響到工藝過程的正常 與否 可見軋鋼設備的狀態(tài)監(jiān)測和故障診斷對鋼鐵工業(yè)就具有十分重要的意義 8 1 2 推鋼機的簡介 1 2 1 推鋼機的種類 推鋼機的種類很多 常見的有齒輪齒條式 絲杠螺母式 曲柄連桿式 液壓式等 還有的推鋼機把齒輪齒條傳動和液壓傳動相結合 形成了液壓齒條式 它們各自有自 身的特點 在不同的加熱爐上發(fā)揮著各自的作用 1 2 2 推鋼機的結構 推鋼機主要包括電機 減速機 聯(lián)軸器 齒輪軸 推桿 機架等 機架一般為一個 多層箱體 箱體間用螺栓聯(lián)接 齒輪軸位于箱體底層的稱為下置式 齒輪軸位于箱體 上層的稱為上置式 無論采用下置式還是上置式 都存在更換零部件困難的現(xiàn)象 尤 其是更換下部零件時 需要把箱體層層拆分開 1 2 3 設計中應注意的幾點事項 1 推力的計算 推力 推速 行程是推鋼機的主要技術參數(shù) 尤其是最大推力 推力計算的正確 與否關系著推鋼機的經濟性和使用壽命 推力計算公式為 1 1 1 FGgfK 式中 G為鋼坯質量 單位是kg g為重力加速度 一般來說 29 8 ms 為考慮到加熱爐軌道不平 受熱變形等因素的影響系數(shù) 1 1 1 3 1K 1K f為滑動摩擦系數(shù) f 0 2 1 摩擦系數(shù)的大小對推力產生直接的影響 而摩擦系 數(shù)的大小主要取決于鋼坯溫度 鋼坯溫度對摩擦系數(shù)的影響為 常溫時 f 0 2 300 C時 f 0 3 400 C一500 C時 f 0 4 0 5 600 C 一800 C時 f 0 6 0 8 大于800 C時 f 0 8 1 0 可見 鋼坯溫度越高 摩擦系 9 數(shù)愈大 一般來說 加熱爐分為預熱段 加熱段和均熱段 各段溫度不盡相同 應根 據(jù)每段溫度 鋼坯質量計算出各段所需推力 最后相加 對于有些加熱爐來說 爐底是傾斜的 這時還應考慮到鋼坯重力的分力對推力的 影響 2 齒輪選擇 推鋼機屬于低速重載 繁忙使用 齒輪齒條屬于重點零件 要通過計算 選擇合 理的模數(shù)和材質 進行合理的熱處理 結構設計要優(yōu)化 避免出現(xiàn)膠合 點蝕 甚至 斷齒等現(xiàn)象 3 推桿結構 推桿工作中會受到齒條推力 鋼板阻力 壓輪壓力等復雜力系的作用 強度 剛 度要高 結構要可靠 一般采用箱型梁鋼板焊接結構 4 推鋼速度 一般來說 影響推鋼機生產率的主要因素是推桿返回時的空載時間 為了提高生 產率 推鋼機的返回速度可以取得比推速大 一般返回速度比推速大 50 至數(shù)倍 實際 使用表明 返回速度比推速大一倍左右比較合適 有的推鋼機設有慢速推鋼電動機和 快速返回電動機 用以調節(jié)速度 采用液壓推鋼機 可以方便地調節(jié)推鋼速度 5 推鋼機行程 推鋼機行程一般為 1 5 5 5M 這取決與所推爐料的尺寸及爐臺寬度 用吊車上料時 行程應大于每次填料總寬度 并大于輥道的寬度 用輥道上料時 除了考慮大于輥道 寬度外 還應根據(jù)檢修要求 要求推頭能退到輥道外側 所需長度來確定 6 機架剛度 理論和實踐表明 雙機架推鋼機機架剛度要給予高度重視 其剛度一定要滿足推 力 推速要求 避免出現(xiàn)顫抖現(xiàn)象 壓板部位受力非常大 壓板結構要滿足高強度要 求 10 第二章 傳動方案的分析與擬定 2 1 傳動方案的分析 2 1 1 常用的傳動類型及其特點 1 帶傳動 帶傳動傳遞的功率不大 可用于中小功率 機構尺寸比其他傳動類型大 但傳動平穩(wěn) 能緩沖吸收沖擊振動 由于摩擦產生靜電 不適用于有瓦斯及煤塵等爆 炸危險的場合 常用于高速級傳動中 2 鏈傳動 鏈傳動的瞬時傳動比是變化的 且具有沖擊振動 故不適用于高速傳動 和傳動比要求準確的場合 一般多用于低速級傳動及傳動比要求不太嚴格的場合 3 齒輪傳動 齒輪傳動瞬時傳動比不變 且效率高 體積小 是在傳動中使用最多 的一種傳動件 直齒圓柱齒輪的設計加工容易 但速度高時有噪音 故多用于減速器 低速級中 亦可用于高速級但噪音大 斜齒圓柱齒輪傳遞運動平穩(wěn) 噪音小 承載能 力高 故多用在減速器中高速級上 低速級上也可以使用 人字齒輪基本上與斜齒輪 相同 它對軸承不產生軸向力 多用于大型減速器 錐齒輪將較困難 特別是模數(shù) 直徑大時受到機床的限制 故一般在改變軸的方向等情況下才使用 使用時應盡量使 模數(shù)直徑小些 以利于加工 錐齒輪常用于高速級上 如用弧齒錐齒輪時噪音小 工 作平穩(wěn) 故速度可高些 開式齒輪較閉式齒輪磨損大 多用于低速級 4 蝸桿傳動 蝸桿傳動傳動速比大 傳遞運動平穩(wěn) 但效率低 消耗有色金屬 因 此普通圓柱面蝸桿傳動適用于中小功率 由于其效率低 不適用于連續(xù)工作 故多用 于間歇工作的場合 2 1 2 機械傳動系統(tǒng)設計時應注意的事項 1 在滿足傳動要求的情況下 應盡量使機構的數(shù)目減少 使傳動鏈短 這樣可以提 高機械效率 減低生產成本 2 當機械傳動系統(tǒng)的總傳動比較大而采用多級傳動時 應合理分配各傳動機構的傳 11 動比 傳動比的分配原則時使總的體積小和發(fā)揮各類傳動機構本身的優(yōu)勢 3 合理安排傳動機構的次序 當總傳動比 時 要考慮多級傳動 如有帶傳動時 8 一般將帶傳動放置在高速級 如采用不同類型的齒輪機構組合 圓錐齒輪傳動和蝸桿 傳動一般放置在高速級 鏈傳動一般不宜放在高速級 4 在滿足傳遞要求的前提下 應盡量采用平面?zhèn)鲃訖C構 使制造 組裝 維修更加 方便 5 在對傳動系統(tǒng)的尺寸的要求較小時 可采用行星輪系機構 2 2 傳動方案的擬訂 根據(jù)設計要求 推頭阻力 F 3800N 推頭行程 S 370mm 往返次數(shù) n 0 8 min 工作行 程為 1000m 可見推鋼機整體尺寸不大 且在低速狀態(tài)下工作 綜合考慮以上傳動類型的特點和推鋼機的設計要求 現(xiàn)選用齒輪齒條傳動和開式齒 輪傳動 并采用減速器與電動機相連接 綜合以上方案的優(yōu)點 具體傳動方案如下圖所示 12 電動機經減速器和機構減速后 由機構將軸的轉動轉化為推桿的往復運動 將鋼坯以 額定速度推入加熱爐 第三章 電動機的選擇計算 3 1 概述 電機是指依據(jù)電磁感應定律實現(xiàn)電能的轉換或傳遞的一種電磁裝置 它的主要作用 是產生驅動轉矩 作為用電器或各種機械的動力源 3 1 1 常用電動機的種類 1 按工作電源分類 根據(jù)電動機工作電源的不同 可分為直流電動機和交流電動機 其中交流電動機還分為單相電動機和三相電動機 2 按結構及工作原理分類 電動機按結構及工作原理可分為直流電動機 異步電動 機和同步電動機 同步電動機還可分為永磁同步電動機 磁阻同步電動機和磁滯同布 電動機 異步電動機可分為感應電動機和交流換向器電動機 感應電動機又分為三相 異步電動機 單相異步電動機和罩極異步電動機等 交流換向器電動機又分為單相串 勵電動機 交直流兩用電動機和推斥電動機 直流電動機按結構及工作原理可分為無 刷直流電動機和有刷直流電動機 有刷直流電動機可分為永磁直流電動機和電磁直流 電動機 電磁直流電動機又分為串勵直流電動機 并勵直流電動機 他勵直流電動機 和復勵直流電動機 永磁直流電動機又分為稀土永磁直流電動機 鐵氧體永磁直流電 動機和鋁鎳鈷永磁直流電動機 3 按起動與運行方式分類 電動機按起動與運行方式可分為電容起動式單相異步電 動機 電容運轉式單相異步電動機 電容起動運轉式單相異步電動機和分相式單相異 步電動機 4 按用途分類 電動機按用途可分為驅動用電動機和控制用電動機 驅動用電動機 又分為電動工具 包括鉆孔 拋光 磨光 開槽 切割 擴孔等工具 用電動機 家 電 包括洗衣機 電風扇 電冰箱 空調器 錄音機 錄像機 影碟機 吸塵器 照 13 相機 電吹風 電動剃須刀等 用電動機及其它通用小型機械設備 包括各種小型機 床 小型機械 醫(yī)療器械 電子儀器等 用電動機 控制用電動機又分為步進電動機 和伺服電動機等 5 按轉子的結構分類 電動機按轉子的結構可分為籠型感應電動機 舊標準稱為鼠 籠型異步電動機 和繞線轉子感應電動機 舊標準稱為繞線型異步電動機 6 按運轉速度分類 電動機按運轉速度可分為高速電動機 低速電動機 恒速電動 機 調速電動機 低速電動機又分為齒輪減速電動機 電磁減速電動機 力矩電動機 和爪極同步電動機等 調速電動機除可分為有級恒速電動機 無級恒速電動機 有級 變速電動機和無級變速電動機外 還可分為電磁調速電動機 直流調速電動機 PWM 變頻調速電動機和開關磁阻調速電動機 3 1 2 電動機選擇時的注意事項 1 如果電動機功率選的過小 就會出現(xiàn) 小馬拉大車 現(xiàn)象 造成電動機長期過載 使其絕緣因發(fā)熱而損壞 甚至電動機被燒壞 2 如果電動機功率選的過大 就會出現(xiàn) 大馬拉小車 現(xiàn)象 其輸出機械功率不能得 到充分利用 功率因數(shù)和效率都不高 不但對用戶和電網不利 而且還會造成電能浪 費 3 2 電動機的選擇計算 3 2 1 選擇電動機的類型和機構型式 在交流電動機中 三相異步電動機在工業(yè)中廣泛應用 常用的 Y 系列三相異步電動 機屬于一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機 其結構簡單 工作可靠 啟 動性能好 價格低廉 維護方便 適用于非易燃易爆 無腐蝕性和無特殊要求的機械 上 也適用于某些對啟動轉矩有較高要求的機械 如壓縮機等 經常啟動 制動和反轉的機械設備要求電動機具有較小的轉動慣量和較大的過載 能力 應選用起重的冶金用的三相異步電動機電動機 常用 YX 型 籠型 和 YZR 型 繞線型 由于推鋼機推桿做往復運動 需要頻繁快速啟動和反轉 故選用 YZR 型電動機 14 3 2 2 選擇電動機的容量 3 2 2 1 電動機的選擇 1 電動機類型選擇 選擇電動機的類型為三相異步電動機 額定電壓交 流 380V 由于輸出功率很小 所以選擇小功率型異步電動機 YS 系列 2 電動機容量選擇 1 推頭運動的速度 V 0 8 370 2 2 9 04mm s 2 工作機所需功率 wPFV 3809 43 61w F 工作阻力 工作機線速度 3 電動機到工作機主動軸之間的總效率 0 5172 42135 兩級圓錐圓柱齒輪減速器傳動效率取 0 95 行星圓柱齒輪減速效率取 0 962 滾動軸承效率取 0 99 3 聯(lián)軸器效率取 0 9924 電動機效率取 0 65 wdP 34 6 410572w 4 確定電機的額定功率 0P wdP 3 6 410572 由于在運行過程中速度會發(fā)生變化 所以選擇 YS6314 型三相異步電動機 其功率為 120W 效率為 0 6 轉速為 1400r mim 3 2 2 2 傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 1 傳動裝置的總傳動比 140 875dwin 2 分配各級傳動比 15 由于高速級為圓錐齒輪其傳動比應該小一些 低速級為圓柱齒輪傳動比可以選 擇的大一些 所以取 12 5i 24 8i 這樣行星輪的傳動比為 346i 3 行星輪齒數(shù)分別是 z1 145 z2 20 z3 146 z2 20 3 2 2 3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1 各軸的轉速 從高速級到低速級一次為 1 2 13 40 169 5 mindnir 2 238 32 7 iir 2 各軸的輸入功率 443P 36 095 78ww 2578113 1 3 各軸轉矩 120950 84ddPTNmn 11 36 5 379 22 195089 04PTn 33 35 72 6Nm 將計算結果匯總列表如下 項目 高速級軸 軸 1 中間軸 軸 2 低速級軸 軸 3 轉速 r min 9 59 3 84 0 799 16 功率 w 36 51 36 14 35 78 轉矩 Nm 36 37 89 88 427 66 傳動比 2 5 4 8 第四章 傳動零件的設計計算 4 1 圓柱齒輪傳動的設計 主要參照教材 機械設計 第八版 已知輸入功率為 35 78w 小齒輪轉速為 3 84r min 齒數(shù)比為 4 8 工作壽3P2n 命 10 年 設每年工作 300 天 二班制 帶式輸送 工作平穩(wěn) 轉向不變 1 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 1 運輸機為一般工作機器 速度不高 故選用 7 級精度 GB10095 88 2 材料選擇 由 機械設計 第八版 表 10 1 小齒輪材料為 40Cr 調 質 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調質 硬度為 240HBS 二 者材料硬度相差 40HBS 3 選小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角1z23 21z4 8 2310 4 2 按齒面接觸疲勞強度計算按下式設計計算 3 2211 t HEtdKTZu 1 確定公式內的各計算數(shù)值 1 已知輕微沖擊 使用系數(shù) 1 25A 2 由速度 v 2 85m s 得 1VK 3 由由教材表 10 3 得 1 2F H 4 查教材圖表 圖 10 30 選取區(qū)域系 數(shù) 2 433HZ 5 查教材表 10 6 選取彈性影響系數(shù) 188 9 E 12MPa 17 6 查教材圖表 圖 10 26 得 0 85 0 78 1 631a 2a12aa 7 由教材公式 10 13 計算應力值環(huán)數(shù) N 60n j 60 0 8 1 2 8 300 10 2 8 10 h1hL 6 N 1 35X10 h27 8 查教材 10 19 圖得 K 1 23 K 1 081 2 9 由教材表 10 7 查得齒寬系數(shù) 1d 10 由教材表 10 4 得 1 194 H 由 10 13 圖查得 1 15F 11 小齒輪傳遞的轉矩 89 88N m2T 12 齒輪的接觸疲勞強度極限 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 應用公式 10 12 得 H 1lim1 235067 NHKS MPa 2li2 84 許用接觸應力為 12 67 562 5H Pa 13 故載荷系數(shù) 1 25 1 1 2 1 194 1 791AVHK 2 設計計算 1 按式計算小齒輪分度圓直徑 1td3 221 t HEtdKTZu 3 2 79804 318 9 47 63565m 3 按齒根彎曲疲勞強度設計 18 3 cos由彎曲強度的設計公式 設計nm cos2123FSadYZKT 1 確定公式內各計算數(shù)值 1 計算載荷系數(shù) 1 25 1 1 2 1 15 1 725AVF 2 根據(jù)縱向重合度 1 02 查教材圖表 圖 10 28 查得螺旋影響系數(shù) 0 88 Y 3 計算當量齒數(shù) 25 181vZ 32s14 120 422 0 cV 4 查取齒形系數(shù) 查教材圖表 表 10 5 2 16 2 531FY 2F 5 查取應力校正系數(shù) 查教材圖表 表 10 5 1 81 1 62SSY 6 查教材圖表 圖 10 20c 查得 小 大齒輪彎曲疲勞強度極限分別為 380MPa 500MPa1FE 2FE 7 查教材圖表 圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) K 1 0 K 0 951N2FN 8 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 由式 FNES 得 MpaF 11380271 4 NFKS Mpa22959 3 9 計算大 小齒輪的 并加以比較 FSY 12 6180 4 7FSY 大齒輪的數(shù)值大 選用大齒輪的值 2 53 128 9SF 2 設計計算 1 計算模數(shù) 19 3 2221 75890 cos140 1 5936nmm 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算n 的法面模數(shù) 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力 而齒面接觸疲 勞強度所決定的承載能力 僅取決于齒輪直徑 按 GB T1357 1987 圓整為標準模數(shù) 取 m 2 5m 但為了同時滿足接觸疲勞強度 需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑n d 59 14 來計算應有的齒數(shù) 1 4 幾何尺寸計算 1 計算中心距 a 171 34 圓整為 a 171 cos2 1nmz 310 2 5cos4 m 2 按圓整后的中心距修正螺旋角 arccos 13 54 122310 5arcos7n 因 值改變不多 故參數(shù) 等不必修正 khZ 3 計算大 小齒輪的分度圓直徑 d 59 14123 5cos14nzm m d 282 8620 n 4 計算齒輪寬度 B 159 4 1m 26B 4 2 圓錐齒輪傳動設計 主要參照教材 機械設計 第八版 已知輸入功率為 36 51w 小齒輪轉速為 9 59r min 齒數(shù)比為 2 5 工作壽1P2n 命 10 年 設每年工作 300 天 二班制 帶式輸送 工作平穩(wěn) 轉向不變 1 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 20 1 圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器 其速度不高 故選用 7 級精度 GB10095 88 2 材料選擇 由 機械設計 第八版 表 10 1 小齒輪材料可選為 40Cr 調 質 硬度為 280HBS 大齒輪材料取 45 鋼 調質 硬度為 240HBS 二者材 料硬度相差 40HBS 3 選小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù) 1z4 21z 5 403 2 按齒面接觸疲勞強度設計 設計計算公式 32122 9 0 5 EFRZKTu 1td 1 確定公式內的各計算值 1 試選載荷系數(shù) 1 91tk 2 小齒輪傳遞的轉矩 T 36 57 N m 3 取齒寬系數(shù) R 3 4 查圖 10 21 齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限 600Mpa 大齒輪的接觸疲 Hlim1 勞極限 550Mpa Hlim2 5 查表 10 6 選取彈性影響系數(shù) 189 8 EZ 12MPa 6 由教材公式 10 13 計算應力值環(huán)數(shù) N 60n j 60 9 59 1 2 8 300 10 3 16 10 h1hL 7 N 1 26 10 h27 7 查教材 10 19 圖得 K 1 02 K 1 141 2 8 齒輪的接觸疲勞強度極限 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 應用公式 10 12 得 H 1lim1 026NHS MPa 2li2 457K 2 設計計算 1 試算小齒輪的分度圓直徑 帶入 中的較小值得 H 21 1td 23 289 1 9365702 3 6m6 2 計算圓周速度 V m s17 950 3760601tn 3 計算載荷系數(shù) 系數(shù) 1 根據(jù) V 0 0037m s 7 級精度查圖表 圖 10 8 得AK 動載系數(shù) 1 035v 查圖表 表 10 3 得齒間載荷分布系數(shù) HFK 1 根據(jù)大齒輪兩端支撐 小齒輪懸臂布置查表 10 9 得 1 25H b 則 1 5 1 25 1 875F HK 得載荷系數(shù) 1 1 035 1 1 875 1 94AVH 4 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 得 3ttdK 31 947 67 6m 5 計算模數(shù) M 1 79z4m 3 按齒根彎曲疲勞強度設計 設計公式 m 3124 0 5 FaSRYKTzu 1 確定公式內各計算數(shù)值 1 計算載荷系數(shù) 1 1 035 1 1 875 1 94AVF 2 計算當量齒數(shù) 1v4 2cos 8Z 2037 46 v 3 由教材表 10 5 查得齒形系數(shù) 22 12 35FY 2 06FY 應力校正系數(shù) 68S197S 4 由教材圖 20 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲150FEMPa 勞強度極限 230FEMPa 5 由 機械設計 圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) K 0 84 K 0 871FN2FN 6 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) 得1 4S F 110 84530FEMPaS 22 726 1NK 7 計算大小齒輪的 并加以比較 FSaY 12 351680 32aS 2 97 FaSY 大齒輪的數(shù)值大 選用大齒輪的尺寸設計計算 2 設計計算 32241 936570 11 724 4mm 取 M 2mm 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的模數(shù) 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力 而齒面接觸疲勞強 度所決定的承載能力 取決于齒輪直徑 按 GB T1357 1987 圓整為標準模數(shù) 取 m 2mm 但為了同時滿足接觸疲勞強度 需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d 82 來計1m 算應有的齒數(shù) 計算齒數(shù) z 取 z 41 那么 z 2 5 41 1031d824m 12 4 計算幾何尺寸 23 1 d 82 124zm 2 d 206203 3 21 7 211d6arcotrct8 4 2906 3 5 mm 22 51R0 44d 6 1 3 37 圓整取 37mm 42mm b10 2B1 7 結構設計 小錐齒輪大端頂圓直徑為 86mm 采用實心結構大錐齒輪大端頂圓直徑為 210mm 采用腹板結構 第五章 軸的設計計算 5 1 輸出軸 3 軸 的設計 1 求輸出軸上的功率 轉速 和轉矩IP nIT 35 78w 0 799r min 427 66N M333 2 求作用在齒輪上的力 已知大斜齒輪的分度圓直徑為 2 5107dmzm 而 4763TFt N r antan2 cos13 546 cos N t10t 54 78 9 圓周力 徑向力 及軸向力 的方向所示traF 3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為 40Cr 鋼 調質 根據(jù) 機械設計 第八版 表 15 3 取 得015A 24 33min0P5 78dA13 209m 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑 為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑12d12d 相適應 故需同時選取聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器的計算轉矩 查 機械設計 第TKAca 八版 表 14 1 由于轉矩變化很小 故取 則 5AK 1 5 427 66 641 49TKAca Nm 查 機械設計課程設計 表 14 4 選 GY6 型凸緣聯(lián)軸器其工稱轉矩為 900 Nm 半聯(lián)軸器的孔徑 所以取 40mm 半聯(lián)軸器長度 L 112mm 半聯(lián)軸器與140dm 21d 軸配合的轂孔長度為 60mm 4 軸的結構設計 1 軸的尺寸設計 2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位 軸左 1 段需制出一軸肩 故取右 2 段的直徑 1 段右端用軸端擋圈定位 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 245dm 1Lm 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上 故 1 2 段的長度應比 略短些 現(xiàn)取 1L182l 2 初步選擇圓錐滾子軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力 參照工作要求并根據(jù) 由 機械設計課程設計 表 13 1 中初步選取 0 基本游隙組 標準精度350dm 級的圓錐滾子軸承 30210 型 其尺寸為 mm 因11592 7dDB 350d 而可以取 右端軸承采用軸肩進行軸向定位 由 機械設計課程 表 13 321 7l 1 查得 30210 型軸承的定位軸肩高度 因此取 55mm ma4 3 齒輪左端和左軸承之間采用套筒定位 已知齒輪輪轂的寬度為 64mm 為了使套筒 端面可靠地壓緊齒輪 此軸段應略短于輪轂寬度 故取 63mm 齒輪的輪轂直徑6l 取為 55mm 所以 55mm 齒輪的右端采用軸肩定位 軸肩高度 故取6d 0 7hd 則軸環(huán)處的直徑為 軸環(huán)寬度 取 2 5hm 560dm 1 4b 51lm i 軸承端蓋的總寬度為 20mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油 的要求 求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 故30l 26l ii 齒輪距箱體內壁的距離為 a 16mm 大錐齒輪與大斜齒輪的距離為 c 20mm 在確定滾動軸承的位置時應距箱體內壁一段距離 s 8mm 可求得 40mm 87l 25 70mm 54l 3 軸上的周向定位 齒輪 半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接 按 由 機械設計 第八版 表6d 6 1 查得平鍵截面 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為 50mm 同時為保證160bhm 齒 輪與軸配合有良好的對中性 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 同樣半聯(lián)軸器與7nH 軸的連接 選用平鍵 半聯(lián)軸器與287 軸的配合為 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的 此處選軸的尺寸67kH 公差為 m5 4 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 軸肩處的倒角可按 R1 6 R2 適當選取 245 5 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖 在確定支點時查得 30210 型的支點距離 a 15mm 所以作為簡支梁的軸承跨距分別為 L1 72 23mm L2 130 73mm 做出彎矩和扭 矩圖 見圖六 由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面 算出其彎矩和扭矩值如下 6 按彎扭合成應 力校核軸的強度 根據(jù)上表中 的數(shù)據(jù)及軸的單向 旋轉 扭轉切應力 為脈動循環(huán)變應力 取 軸的0 6 計算應力 抗彎剖面模量 2 233 344 160 51 0 9850432btdWm 抗扭剖面模量 2 233 344 160 51 0 516208Tbtd 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 12856 rN 1208 7rFN 094V 彎矩 M 3Hm 1Mvm 總彎矩 142706 8N mm221584 扭矩 T 427 66N MT 26 28 82Mpa 222214706 8 0 6 34Ica XMTW 前已選定軸的材料為 45 鋼 調質 由 機械設計 第八版 表 15 1 查得 故安全 1160 caP 彎矩與扭矩圖如下所示 6 精確校核軸的疲勞強度 1 判斷危險截面 由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點處的應力最大 從應力集中對軸的影響來看 齒輪 兩端處過盈配合引起的應力集中最為嚴重 且影響程度相當 但是左截面不受扭矩作 用故不用校核 中點處雖然應力最大 但應力集中不大 而且這里軸的 直徑比較大 故也不要校核 其他截面顯然不要校核 鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配 合的小 因而該軸只需校核齒輪右端處的截面 2 右端截面校核 抗彎截面系數(shù) 3330 1 5104Wdm 抗扭截面系數(shù) 2286t 截面右側彎矩 2 7HVMN 截面上的扭矩 427 66N MIT 截面上的彎曲應力 1427068 3b PaW 截面上的扭轉切應力 20 4986TM 軸的材料為 40Cr 鋼 調質處理 由表 15 1 查得 735bMPa 135Pa 120Pa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按 機械設計 第八版 附表 3 2 查取 因 經插值后查得 0365rd 1 095Dd 2 19 4 又由 機械設計 第八版 附圖 3 2 可得軸的材料敏感系數(shù)為 27 0 82q 0 85q 故有效應力集中系數(shù)為 1 10 82 1 9546kq 由 機械設計 第八版 附圖 3 2 的尺寸系數(shù) 扭轉尺寸系數(shù) 軸 0 83 按磨削加工 由 機械設計 第八版 附圖 3 4 得表面質量系數(shù)為 92 軸未經表面強化處理 即 則綜合系數(shù)為1q 1 912 8606 4 583 kK 又取合金鋼的特性系數(shù)為 0 1 0 計算安全系數(shù) 值caS127523 4 86410 0 86 23415 7 5 2 2amcaKS SS 故可知安全 第六章 傳動機構的設計計算 6 1 傳動設計計算 6 1 1 傳動的特點 1 齒條同側齒廓為平行線 它在與齒定線平行的任一直線上具有相同齒距 28 2 齒條直線齒廓上各點具有相同的壓力角 等于直線齒廓的齒形角 一般為標準值 3 當齒輪齒條標準安裝時 齒輪分度圓與齒條分度線重合 嚙合角等于齒形角 齒輪以 角速度 轉動 帶動齒條以線速度 直線移動 4 中心距增大后 齒條遠離齒輪軸心 01移動 X 距離 下圖虛線所示 根據(jù)齒條直線齒 廓的特點 嚙合線不會隨齒條位置改變而改變 故節(jié)點位置 P 也不變化 此時 齒輪的分 度圓仍然與節(jié)圓重合 嚙合角仍然等于齒條的齒形角 即等于齒輪分度圓上的壓力角 而齒條位置的改變使齒條的中線與節(jié)線不再重合 齒側間隙 j 加大 頂隙增加 即 齒輪齒條正變位傳動時 6 1 2 傳動的設計計算 1 選定齒輪類型 精度等級 材料和齒數(shù) 29 已知輸入功率齒輪軸 轉速65 pKw 3 51 min nr 1 壓力角 的選擇 一般選取 20 2 齒數(shù)的選擇 為使輪齒免于根切 對于 20 的標注直齒輪 應取 故直齒輪取17 z 齒條取 所以齒數(shù)比17 z 215 z 2150 8 7zu 3 齒寬系數(shù) 的選擇 d 查表 對兩支撐相對于小齒輪做對稱布置并靠近齒輪取 0 74 db 4 精度選擇 對一般機械 速度不高 選 8 級精度 1958 GB 5 材料選擇 綜合考慮齒輪 齒條的工作條件 載荷大小 有無沖擊 加工工藝 經濟性以及材料來源等 查表選擇齒輪選 40 調質 硬度為Cr 241 286HBS 齒條選 ZG35SiMn 調質 硬度為 217 269 HBS 2 按齒面接觸疲勞強度計算 由設計公式進行試算 即 6 1 21312 t EtdHkTzud 1 確定公式內各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 3 tk 計算齒輪轉矩 521954965 1 70 3PTNmn 選取齒寬系數(shù) 0 7 db 查表的材料的彈性影響系數(shù) 1289 EaZMP 按齒面硬度查表得齒輪軸接觸疲勞強度極限 齒條接觸疲勞強lim1 60HaP 度極限 lim2 650HaMP 計算應力循環(huán)次數(shù) 6 2 713 51283015 20 ihNnjL 假設工作壽命 15 年 每年工作 300 天 30 6 3 7712 501 2 8Nu 查表取接觸疲勞壽命系數(shù) 10 9HNK 25 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù)為 S 1 6 4 1lim10 9654 HN aKMPS 6 5 2li22 17 a 2 計算 試算齒輪分度園直徑 代入 中較小的值 1td H 2312 t EtdkTzud 2531 70 819 454 542 52mm 6 6 驗算圓周速度 v 6 7 1542 310 97 6060tdnv ms 計算齒寬 b 6 8 1 7 46 dt 計算齒寬與齒高之比 h 模數(shù) 6 9 1542 31 9 7ttmz 齒高 80 th 4165 97 b 計算載荷系數(shù) 根據(jù) 8 級精度 查表的動載荷系數(shù)0 vms 1 0 vk 31 直齒輪 1 HFk 查表的使用系數(shù) A 用插值法查表的 8 級精度 齒輪相對支撐對稱布置時 6 10 231 50 10Hbkbd 234 6 8 401 65137 查表得 2Fk 故載荷系數(shù) 6 11 AvHk 1 0 378 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 6 12 331 1 542 ttkd 5 42 m 計算模數(shù) m 1 32 5 7z 3 按齒根彎曲強度設計 由設計公式 6 13 321 FaSdYkTmz 1 確定公式內的各計算數(shù)值 查表得齒輪軸的彎曲疲勞強度極限 150 FEMPa 齒條的彎曲疲勞強度極限 2 FE 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 10 98 NK 26F 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數(shù) 由式得 1 4 s 32 6 14 10 98530 4FNEKMPaS 22 62 7 1F 計算載荷系數(shù) K 6 15 0 513 AVF 查取齒形系數(shù) 查表得 12 97 FaY2 83 Fa 查取應力校正系數(shù) 查表得 1 5 Sa 21 56 SaY 計算大小齒輪的 并加以比較 F 12 97150 29 3FaSY 2 86 38 aSF 可見齒輪的數(shù)值大 2 設計計算 321832 5 7031 4 4FaSdYkTmz 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的模數(shù) 由于齒輪模數(shù)的大小 m 主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 僅與齒輪直 徑有關 可取彎曲強度算得的模數(shù) 31 44 并就近圓整為標準值 按接觸疲勞強度32 算得的分度圓直徑 算出直齒輪的齒數(shù)153 42 d 17 9 zm 則齒條齒數(shù) 210 85u 這樣設計出的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根彎曲疲勞強度 并做到了結構緊湊 避免浪費 33 4 幾何尺寸計算 1 分度圓直徑計算 1321754 dmzm 280 2 計算中心距 6 16 125412 da 3 計算齒輪寬度 110 70 dbm 取齒輪寬度和齒條寬度同為 400mm 6 2 齒輪傳動的設計計算 6 2 1 齒輪傳動的特點 齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一 形式很多 應用廣泛 傳遞的功 率可達數(shù)十萬千瓦 圓周速度可達 200m s 齒輪傳動的特點有 1 效率高 2 結構緊湊 3 工作可靠 壽命長 4 傳動比穩(wěn)定 但是齒輪傳動的制造及安裝精度要求高 價格較貴 且不宜用于傳動距離要 求過大的場合 齒輪傳動可做成開式 半開式及閉式 6 2 2 齒輪傳動的設計計算 1 選定齒輪類型 精度等級 材料和齒數(shù) 已知輸入功率小齒輪 轉速210451 7 pKw 14 0 min nr 1 壓力角 的選擇 一般選取 20 2 齒數(shù)的選擇 為使輪齒免于根切 對于 20 的標注直齒輪 應取 故小齒輪取17 z 34 則大齒輪齒數(shù) 19 z 214976zu 3 精度選擇 對一般機械 速度不高 選 8 級精度 10958 GB 4 材料選擇 綜合考慮齒輪的工作條件 載荷大小 有無沖擊 加工工藝 經濟性以及材料來源等 查表選擇小齒輪選 40 調質 硬度為 241 286HBS 大Cr 齒輪選 ZG50SiMn 調質 硬度為 217 269 HBS 2 按齒面接觸疲勞強度計算 由設計公式進行試算 即 21312 t EtdHkTzud 1 確定公式內各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 3 tk 計算齒輪轉矩 810 TNm 選取齒寬系數(shù) 6db 查表的材料的彈性影響系數(shù) 1289 EaZMP 按齒面硬度查表得齒輪軸接觸疲勞強度極限 齒條接觸疲勞lim1 60HaP 強度極限 lim2 650HaMP 計算應力循環(huán)次數(shù) 7114 2830156 0 ihNnjL 假設工作壽命 15 年 每年工作 300 天 77126 0 5 4u 查表取接觸疲勞壽命系數(shù) 10 9HNK 2 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù)為 S 1 1lim10 9654 HN aKMPS 2li22 17 a 35 2 計算 試算齒輪分度園直徑 代入 中較小的值 1td H 21312 t EtdHkTzud 2831 0419 8 6565 m 驗算圓周速度 v 1360 514 2 60tnv s 計算齒寬 b 1 dt m 計算齒寬與齒高之比 h 模數(shù) 1360 58 97 ttmz 齒高 2 42 6 thm 16305 4 9b 計算載荷系數(shù) 根據(jù) 8 級精度 查表的動載荷系數(shù)0 26 vms 1 02 vk 直齒輪 1 HFk 查表得使用系數(shù) A 用插值法查表得 8 級精度 齒輪相對支撐對稱布置時 由 216 305 49bh 得 1 43 Hk 查表得 F 故載荷系數(shù) AvHkk 1 02 437 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 36 331 1 4760 5ttkd 5 m 計算模數(shù) m 17 9 z 3 按齒根彎曲強度設計 由設計公式 321 FaSdYkTmz 1 確定公式內的各計算數(shù)值 查表得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 150 FEMPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2 FE 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 10 98 NK 27F 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數(shù) 由式得 1 4 s 1098530 FNEKMPaS 22726 7 1 4F 計算載荷系數(shù) K 0 315 AVF 查取齒形系數(shù) 查表得 12 85 FaY2 Fa 查取應力校正系數(shù) 查表得 1 4 Sa 21 76 SaY 計算大小齒輪的 并加以比較 F 12 85140 25 3FaSY 37 2 31760 9 5FaSY 可見小齒輪的數(shù)值大 2 設計計算 321832 57 019 6FaSdYkTmz 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的模數(shù) 由于齒輪模數(shù)的大小 m 主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 僅與齒輪直 徑有關 可取彎曲強度算得的模數(shù) 19 29 并就近圓整為標準值 按接觸疲勞強度20 算得的分度圓直徑 并圓整取 算出小齒輪的齒數(shù)1375 d 1380 d 809 2zm 則大齒輪齒數(shù) 1476 zu 取 這樣設計出的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根彎278 z 曲疲勞強度 并做到了結構緊湊 避免浪費 4 幾何尺寸計算 1 分度圓直徑計算 1201938 dmzm 2756 2 計算中心距 1238019 da 3 計算齒輪寬度 11 62 dbm 取小齒輪寬度 取大