二级V带直齿FVDX文档格式.docx
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传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱直齿轮减速器(展开式)。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η1η23η32η4η5=0.96×
0.993×
0.972×
0.99×
0.96=0.83
η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为滚筒的效率(包括滚筒和对应轴承的效率)。
第三部分电动机的选择
1电动机的选择
皮带速度v:
v=1.3m/s
工作机的功率pw:
pw=
2.08KW
电动机所需工作功率为:
pd=
2.51KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
88.7r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=2~4,二级圆柱直齿轮减速器传动比i2=8~40,则总传动比合理范围为ia=16~160,电动机转速的可选范围为nd=ia×
n=(16×
160)×
88.7=1419.2~14192r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定型号为Y100L-2的三相异步电动机,额定功率为3KW,满载转速nm=2870r/min,同步转速3000r/min。
2确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比:
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=2870/88.7=32.4
(2)分配传动装置传动比:
ia=i0×
i
式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i0=2,则减速器传动比为:
i=ia/i0=32.4/2=16.2
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=
则低速级的传动比为:
i23=
3.53
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
nI=nm/i0=2870/2=1435r/min
nII=nI/i12=1435/4.59=312.6r/min
nIII=nII/i23=312.6/3.53=88.6r/min
nIV=nIII=88.6r/min
(2)各轴输入功率:
PI=Pd×
η1=2.51×
0.96=2.41KW
PII=PI×
η2⋅η3=2.41×
0.97=2.31KW
PIII=PII×
η2⋅η3=2.31×
0.97=2.22KW
PIV=PIII×
η2⋅η4=2.22×
0.99=2.18KW
则各轴的输出功率:
PI'
=PI×
0.99=2.39KW
PII'
=PII×
0.99=2.29KW
PIII'
=PIII×
0.99=2.2KW
PIV'
=PIV×
0.99=2.16KW
(3)各轴输入转矩:
TI=Td×
i0×
η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
8.4Nm
所以:
η1=8.4×
2×
0.96=16.1Nm
TII=TI×
i12×
η2⋅η3=16.1×
4.59×
0.97=71Nm
TIII=TII×
i23×
η2⋅η3=71×
3.53×
0.97=240.7Nm
TIV=TIII×
η2⋅η4=240.7×
0.99=235.9Nm
输出转矩为:
TI'
=TI×
0.99=15.9Nm
TII'
=TII×
0.99=70.3Nm
TIII'
=TIII×
0.99=238.3Nm
TIV'
=TIV×
0.99=233.5Nm
第五部分V带的设计
1选择普通V带型号
计算功率Pc:
Pc=KAPd=1.1×
2.51=2.76KW
根据手册查得知其交点在Z型交界线范围内,故选用Z型V带。
2确定带轮的基准直径,并验算带速
取小带轮直径为d1=80mm,则:
d2=n1×
d1×
(1-ε)/n2=i0×
(1-ε)
=2×
80×
(1-0.02)=156.8mm
由手册选取d2=160mm。
带速验算:
V=nm×
π/(60×
1000)
=2870×
1000)=12.02m/s
介于5~25m/s范围内,故合适。
3确定带长和中心距a
0.7×
(d1+d2)≤a0≤2×
(d1+d2)
(80+160)≤a0≤2×
(80+160)
168≤a0≤480
初定中心距a0=324mm,则带长为:
L0=2a0+π×
(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×
a0)
=2×
324+π×
(80+160)/2+(160-80)2/(4×
324)=1030mm
由表9-3选用Ld=1000mm,确定实际中心距为:
a=a0+(Ld-L0)/2=324+(1000-1030)/2=309mm
4验算小带轮上的包角α1:
α1=1800-(d2-d1)×
57.30/a
=1800-(160-80)×
57.30/309
=165.20>
1200
5确定带的根数:
Z=Pc/((P0+∆P0)×
KL×
Kα)
=2.76/((0.57+0.04)⋅1.06⋅0.96)=4.45
故要取Z=5根Z型V带。
6计算轴上的压力:
由初拉力公式有:
F0=500×
Pc×
(2.5/Kα-1)/(Z×
V)+q×
V2
=500×
2.76×
(2.5/0.96-1)/(5×
12.02)+0.10×
12.022=51.3N
作用在轴上的压力:
FQ=2×
Z×
F0×
sin(α1/2)
5×
51.3×
sin(165.2/2)=508.7N
第六部分齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度:
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器,小齿轮选硬齿面,大齿轮选软齿面。
材料:
高速级小齿轮选用45号钢调质,齿面硬度为小齿轮:
250HBS。
高速级大齿轮选用45号钢正火,齿面硬度为大齿轮:
200HBS。
取小齿齿数:
Z1=20,则:
Z2=i12×
Z1=4.59×
20=91.8取:
Z2=93
2初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:
确定各参数的值:
1)试选Kt=1.2
2)T1=16.1Nm
3)选取齿宽系数ψd=1
4)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5)由图8-15查得节点区域系数ZH=2.5
6)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=610MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=560MPa。
7)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×
1435×
1×
10×
300×
8=4.13×
109
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=4.13×
109/4.59=9×
108
8)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.85,KHN2=0.89
9)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=0.85×
610=518.5MPa
[σH]2=
=0.89×
560=498.4MPa
许用接触应力:
[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=(518.5+498.4)/2=508.45MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=34.5mm
4修正计算结果:
1)确定模数:
mn=
=1.73mm
取为标准值:
2.5mm。
2)中心距:
a=
=141.2mm
3)计算齿轮参数:
d1=Z1mn=20×
2.5=50mm
d2=Z2mn=93×
2.5=233mm
b=φd×
d1=50mm
b圆整为整数为:
b=50mm。
4)计算圆周速度v:
v=
=3.75m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)由表8-3查得齿间载荷分配系数:
KHα=1.1,KFα=1.1;
齿轮宽高比为:
=8.89
求得:
KHβ=1.09+0.26φd2+0.33×
10-3b=1.09+0.26×
0.82+0.33×
10-3×
50=1.37
,由图8-12查得:
KFβ=1.34
2)K=KAKVKFαKFβ=1×
1.1×
1.34=1.62
3)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数:
YFa1=2.75YFa2=2.21
应力校正系数:
YSa1=1.56YSa2=1.8
4)由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:
σFlim1=245MPaσFlim2=220MPa
5)同例8-2:
小齿轮应力循环次数:
N1=4.13×
大齿轮应力循环次数:
N2=9×
6)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
KFN1=0.81KFN2=0.85
7)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
[σF]1=
=152.7
[σF]2=
=143.8
=0.02809
=0.02766
小齿轮数值大选用。
(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
mn≥
=1.54mm
1.54≤2.5所以强度足够。
(3)各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
d2=233mm
b=ψd×
b=50mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b1=55mmb2=50mm
中心距:
a=141.5mm,模数:
m=2.5mm
(二)低速级齿轮传动的设计计算
Z3=22,则:
Z4=i23×
Z3=3.53×
22=77.66取:
Z4=78
2)T2=71Nm
N3=60nkth=60×
312.6×
8=9×
N4=60nkth=N1/u=9×
108/3.53=2.55×
KHN1=0.89,KHN3=0.91
[σH]3=
610=542.9MPa
[σH]4=
=0.91×
560=509.6MPa
[σH]=([σH]3+[σH]4)/2=(542.9+509.6)/2=526.25MPa
=56.2mm
=2.55mm
3mm。
=150mm
d3=Z3mn=22×
3=66mm
d4=Z4mn=78×
3=234mm
d3=66mm
b=66mm。
=1.08m/s
=9.78
KHβ=1.09+0.26φd4+0.33×
66=1.37
YFa3=2.69YFa4=2.24
YSa3=1.58YSa4=1.77
σFlim3=245MPaσFlim4=220MPa
N3=9×
N4=2.55×
KFN3=0.85KFN4=0.87
[σF]3=
=160.2
[σF]4=
=147.2
=0.02653
=0.02693
大齿轮数值大选用。
=2.34mm
2.34≤3所以强度足够。
d4=234mm
b=66mm
b3=71mmb4=66mm
a=150mm,模数:
m=3mm
第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=2.41KWn1=1435r/minT1=16.1Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
则:
Ft=
=644N
Fr=Ft×
tanαt=644×
tan200=234.4N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计(第八版)》表15-3,取A0=112,得:
dmin=A0×
=112×
=13.3mm
显然,输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径,由于安装键将轴径增大4%,故选取:
d12=14mm。
带轮的宽度:
B=(Z-1)×
e+2×
f=(5-1)×
18+2×
8=88mm,为保证大带轮定位可靠取:
l12=86mm。
大带轮右端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=19mm。
大带轮右端距箱体壁距离为20,取:
l23=35mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d78=20mm;
因轴只受径载荷作用,查轴承样本选用:
6204型深沟球轴承,其尺寸为:
d×
D×
T=20×
47×
14mm,轴承右端采用挡油环定位,取:
l34=14mm。
右端轴承采用挡油环定位,由轴承样本查得6204。
型轴承的定位轴肩高度:
h=3mm,故取:
d45=d67=26mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
由于:
d1≤2d56,所以小齿轮应该和输入轴制成一体,所以:
l56=55mm;
齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位,则:
l67=s+a=10+8=18mm
l45=b3+c+a+s=71+12+10+8=101mm
l78=T=14mm
5轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据6204深沟球轴承查手册得T=14mm
带轮中点距左支点距离L1=(88/2+35+14/2)mm=86mm
齿宽中点距左支点距离L2=(55/2+14+101-14/2)mm=135.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=(55/2+18+14-14/2)mm=52.5mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=179.8N
FNH2=
=464.2N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=-675.9N
FNV2=
=401.6N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=179.8×
135.5Nmm=24363Nmm
截面A处的垂直弯矩:
MV0=FQL1=508.7×
86Nmm=43748Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=-675.9×
135.5Nmm=-91584Nmm
MV2=FNV2L3=401.6×
52.5Nmm=21084Nmm
分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。
截面C处的合成弯矩:
M1=
=94769Nmm
M2=
=32219Nmm
作合成弯矩图(图f)。
4)作转矩图(图g)。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。
必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。
根据公式(14-4),取α=0.6,则有:
σca=
MPa
=7.6MPa≤[σ-1]=60MPa
故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:
计算W时,忽略单键槽的影响)。
轴的弯扭受力图如下:
II轴的设计
1求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2:
P2=2.31KWn2=312.6r/minT2=71Nm
已知高速级大齿轮的分度圆直径为:
=609.4N
tanαt=609.4×
tan200=221.8N
已知低速级小齿轮的分度圆直径为:
=2151.5N
tanαt=2151.5×
tan200=783.1N
3确定轴的各段直径和长度:
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计(第八版)》表15-3,取:
A0=107,得:
=107×
=20.8mm
中间轴最小直径显然是安装轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为:
6205型深沟球轴承,其尺寸为:
T=25×
52×
15mm,则:
d12=d67=25mm。
取高速大齿轮的内孔直径为:
d23=30mm,由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度,则:
l23=48mm,轴肩高度:
h=0.07d=0.07×
30=2.1mm,轴肩宽度:
b≥1.4h=1.4×
2.1=2.94mm,所以:
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