2)、电动机输出功率PdPd
传动装置的总效率
式中,12…为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。
由参
考书【1】表3-1查得:
V带传动效率10.95,滚动轴承传动效率为20.98,齿轮传动效率为
0.96。
贝y
45=0.7513
故Pd也总491kW
总、
3、电动机额定功率Pm
由【1】表17-7选取电动机额定功率Pm5.5kW
4、电动机的转速
为了便于选择电动机转速,先推算电动机转速的可选范围。
由任务
书中推荐减速装置(包括V带、一级减速器和链传动)传动比范围
i(2~4)(3~6)(2~4)12~96,贝卩
电动机转速可选范围为可见同步转速为1500r/min的电动机符合。
由【1】表17-7选定电动机的型号为Y132S--4。
主要性能如下表:
传动装置
5、计算
1)、
nm
nw
电机
额
满载
堵
最
型号
疋
转速
转
大
功
转
转
率
矩
矩
Y132
5.5
1440r
2.
2.
S--4
KW
/min
2
2
的总传
分
配传动
传动比
总
动比|总
型30.33
47.48
2)、分配传动比
取V带传动的传动比i12.5,链传动的传动比为i32.5,
则齿轮的传动比
i2电d4.85
i1i32.52.5
三、计算传动装置的运动和动力参数
1各轴转速
减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为:
1轴、H轴,链轮
轴为皿轴、卷筒轴
各轴的转速为(r/min)
高速轴I的转速
低速轴H的转速
链轮轴皿的转速
ni
n2
nm1440
ii2.5
576
ni
576
4.85
118.76
卷筒轴的转速
n4=n3=47.5
2.各轴输入功率为(kW)
高速轴I的输入功率
P1Pm14.910.954.6645
低速轴H的输入功率
P2P234.66450.980.974.434
链轮轴皿的输入功率
F3F2244.4340.980.934.04
卷筒轴的输入功率
F4F3254.040.980.993.92
3.各轴输入转矩(nm
1)、轴I的转矩为
〒9550P95504.6645
T1177.34
n1576
2)、轴H的转矩为
9550P295504.434
T22356.56
n2118.76
3)、轴皿的转矩为
〒9550P,95504.04“c“
T33812.25
n347.5
n3n2/2.5118.76/2.547.5
4)、卷筒轴的转矩为
T4
9550P4
n4
95503.92
47.5
788.13
将各数据汇总如下
表1传动参数的数据表
四、传动
计算
轴
I
轴
II
轴
皿
卷
筒
轴
件的设计
1、设计带参数
功
4.66
4.4
4.0
3.9
传动的主要
已知带
率
45
34
4
2
传动的工
作条件:
P/
两班制工
作,连续
kW
单向运转,
稍有波
转
77.
356
812
788
动,所需传
递的额
矩
34
.56
.25
.13
定功率
T/
p=4.91kw
小带轮
(N
转速
•m)
转
576
118
47.
47.
速
.76
5
5
n(r
/
min
)
n11440r/m大带轮转速n2576r/m,传动比i12.5。
设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、
基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等(因为之前已经选择了V
带传动,所以带的设计按V带传动设计方法进行)
1)、计算功率Papa=KAP1.34.91kw6.383kw
2)、选择V带型根据pa、ni由图8-10《机械设计》p157选择B型带(d1=125
—140mm
3)、确定带轮的基准直径dd并验算带速v
(1)、初选小带轮的基准直径dd,由(《机械设计》p155表8-6和p157
表8-8,取小带轮基准直径ddi125mm
(2)、验算带速v
因为5m/s<9.42m/s<30m/s,带轮符合推荐范围
(3)、计算大带轮的基准直径根据式8-15
dd2idd12.5125mm312.5mm,
初定dd2=315mm
(4)、确定V带的中心距a和基准长度Ld
a、根据式8-20《机械设计》p152
0.7(dd1dd?
)a02(dd1dd?
)
0.7(125315)a2(125315)
308a880
初定中心距a°=500mm
b、由式8-22计算带所需的基准长度
=2X500+nX0.5X(125+315)+(315-125)(315-125)/4X500
=1597mm
由表8-2先带的基准长度id=1600mm
c.计算实际中心距
a=a°+(ld-lo)/2=500+(1600-1597)/2=501.5mm
中心距满足变化范围:
262.5—750mm
(5).验算小带轮包角
i=180°-(dd2-ddi)/ax57.3
=180°-(315-125)/501.5x57.3
=166°>90°包角满足条件
(6).计算带的根数
单根V带所能传达的功率
根据n1=1440r/min和dd1=125mm表8-4a
用插值法求得p°=2.2kw
单根v带的传递功率的增量△P0
已知B型v带,小带轮转速n1=1440r/min
转动比i=9二ddJdd2=2.5
n2
查表8-4b得△p0=0.46kw
计算v带的根数
查表8-5得包角修正系数k=0.96,表8-2得带长修正系数kL=0.92
pr=(p°+Ap0)xkxkL=(2.2+0.46)x0.96x0.92=2.35KW
Z=竺=6.383/2.35=2.72故取3根.
Pr
(7)、计算单根V带的初拉力和最小值
F0min=500*(2.5k)pc+qVV=190.0N
ZVk
对于新安装的V带,初拉力为:
1.5F°min=285N
对于运转后的V带,初拉力为:
1.3F0min=247N
(8).计算带传动的压轴力Fp
Fp=2ZFosin(J2)=754N
(9).带轮的设计结构
A.带轮的材料为:
HT200
B.V带轮的结构形式为:
腹板式.
C.结构图(略)
2、齿轮传动设计
1)、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数
(1)、按图所示的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。
⑵、带式机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB1009—
88)。
⑶、材料选择。
由表10-1选择小齿轮材料40C(调质),硬度280-320HBS,大齿轮材料为45(调质),硬度为250-290HBS二者硬度差为40HBS左
⑷、选小齿轮齿数召24,齿轮传动比为i2=4.85,则大齿轮齿数
z24.8524116.4,,取z2116。
2)、按齿面接触疲劳强度设计,初步选定p=15
由设计计算公式进行计算,即
3)、确定公式内的各计算数值
(1)、试选载荷系数Q「3
(2)、选取区域系数Zh=2.425
(3)
、由图10-26查得10.76,
(4)、计算小齿轮传递的转矩。
(5)、由表【2】10-7选取齿宽系数d1。
1
⑹、由表10-6差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa至
⑺、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限
尬m1=650MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2580MPa。
4)、计算应力循环次数。
(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数Khn10.93,Khn21.01。
(2)、计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%安全系数S=1,则
5)、计算
(1)、试算小齿轮分度圆直径代人【殆]中较小的值。
d1t>=45.4mm
(2)、计算圆周速度
6)、计算齿宽。
7)、计算齿宽与齿高之比。
模数mt如毎41.89mm
z124
齿高h2.25mt2.251.894.2525mm
齿高比b虽土10.68
h4.2525
计算纵向重合度
=0.318©dz^an[3=2.05
8)、计算载荷系数。
根据v1.37m/s,7级精度,由【2】图10-8查得动载系数Kv1.04;
斜齿轮,KHa=KFa=1.2。
由【2】表10-2查得使用系数Ka1。
由【2】表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时,
KhB1.314。
由b10.5,Khb1.422查【2】图10-13得Kf1.32,故载荷系数
h
9)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
10)、计算模数m
11)、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。
12)、确定公式内的各计算值:
(1)、由【2】图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限餐1550MPa,大
齿轮的弯曲疲劳极限OFE2390MPa。
⑵、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn10.91,Kfn20.95。
13)、计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳许用安全系数S=1.4,则
14)、计算载荷系数K。
15)、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数丫0.85
16)、查取齿形系数。
由【2】表10-5查得YFa12.65;YFa22.177。
17)、查取应力校正系数。
由【2】表10-5查得Ysa11.58;Ysa21.793。
18)、计算大、小齿轮的迤并加以比较。
大齿轮的数值大。
18)、设计计算
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径
(即模数与齿数的乘积)有关,可取弯曲疲劳强度算得的模数1.48mm并就近圆整为标准值为m=2mp按接触强度算得的分度圆直径di49.06mm,算出小齿轮齿数
Z24.8524116.4,取z2116
(1)、计算中心距
取a1=145mm
(2)、确定螺旋角
(3)、计算大小齿轮分度圆直径:
d1=Z^50mm
cos15.1d2二Z2mno240mm
cos15.1o
(4)、确定齿宽
取B255mm,B150mm
3、链传动设计
1)、选择链轮齿数
取小链轮齿数Z1=30,大链轮的齿数为Z2=iZ2=2.530=75
2)、根据链的布置形式,分别由1个单排链构成。
3)、确定计算功率
由文献【2】表9-6查得Ka1.0,由文献【2】图9-13查得Kz0.82,
单排链
则单排链的计算功率为PcaKAKzP21.00.824.434KW3.636KW
4)、选择链条型号和节距
根据Pca3.636KW及n2118.76rmin,由文献【2】图9-11选择10A。
由文献【2】表9-1,链条节距为P15.875mm
5)、计算链条数和中心距
初选中心距a0(30~50)P(30~50)15.875mm476.25~793.75mm
取a0700mm
相应的
链
长
节数
为
a0Z1Z2/Z2Z1、2P
LP02()
c700
2-
3030
140.7取链条节数Lp
140
p22a。
15.875
2
6)、计算链速v,确定润滑方式
由v0.97%和链号10A由文献【2】图9-14可知采用滴油润滑。
7)、计算压轴力Fp
有效圆周力为Fe1000P1000英36“3748N
V0.97
链轮水平布置时的压轴力系数Kfp1.15,则压轴力为
五、联轴器的设计
联轴器的计算转矩TeaKaT3,查课本表14-1,考虑到转矩变化很小,故
取ka1.3,贝卩TeaKaT31.38122501055925N.mm
按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用TL10型弹性
柱销联轴器,其公称转矩为2000N.m半联轴器的孔径d=65mm半联轴器长
度L=142mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm
六、轴的设计计算与校核
选取轴的材料为45钢调质,查【2】表15-1得许用应力为[-i]60MPa为了对轴进行校核,先求作用在轴上的齿轮的啮合力。
高速级齿轮上的作用力为
1、高速轴的设计与校核
ABCl)EFG
(1)、初步确定轴的最小直径。
按公式dm.A。
'岸初步计算轴的最小直径。
轴的材料为45钢,调质处理c
根据【2】表15-3,取A01110。
贝y
又因为高速轴I有两个键槽,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。
故轴应相应地增大10%-15%现将轴增大10%则增大后的最小轴径
dmin120(10.1)24.3mm,取为25mm
(2)、轴上各段直径的初步确定。
A段:
d仁25由最小直径算出。
B段:
d2=32,根据毡圈油封标准。
C段:
d3=35,与轴承(圆锥滚子轴承30207)配合,取轴承内径35mm
D段:
d4=40,设计非定位轴肩高度h=2.5mm高速轴内径40.
E段:
d5=50,高速轴齿轮分度圆直径50.
F段:
d6=40,设计定位轴肩高度h=2.5mm
G段:
d7=35,与轴承(圆锥滚子轴承30207)配合。
(3)、轴上各段所对应的长度。
A段长度为L150mm;
B段长度为L258mm;
C段长度为L317mm;
D段长度为L48mm;
E段长度为L555mm;
F段长度为L68mm;
G段长度为L717mm。
(4)、各轴段的倒角设计按【2】表15-2(零件倒角C与圆角半径R的推荐值)进行设计。
(5)按弯扭合成强度校核轴径
画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩,并作出弯矩图
1作水平面内的弯矩图。
支点反力为
1-1截面处和2-2截面处的弯矩
2作垂直平面内的弯矩图,支点反力
1-1截面左侧弯矩为
1-1截面右侧弯矩为
2-2截面处的弯矩为
3作合成弯矩图
1-1截面2-2截面
4作转矩图
T=77.34N.mm
5求当量弯矩
因减速器单向运转,修正系数为0.6
6确定危险截面及校核强度
截面1-1、2-2所受的转矩相同,但弯矩MeiMe2,并且轴上还有键槽,故
1-1可能为危险截面。
但由于d4d3也应该对截面2-2校核
1-1截面
2-2截面
由表15-1得许用弯曲应力160MPa,满足e1条件,故设计的轴有足
够的强度,并有一定裕量。
2、低速轴的设计
1)、初步确定轴的最小直径。
按公式dm.Ao3P初步计算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调质
\n
处理。
根据表15-3,取A02110。
则
又因为低速轴I有两个键槽,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。
故轴应相应地增大10%-15%现将轴增大10%则增大后的最小轴径为
dmin236(10.1)39.6mm,圆整为40mm
低速轴的轮廓图如上所示。
2)、轴上各段直径的初步确定。
A段:
d仁40mm与弹性柱销联轴器配合
B段:
d2=43mm设定轴肩高h=1.5mm
C段:
d3=45,与轴承配合。
D段:
d4=50mm设定非轴肩高度为2.5mm
E段:
d5=55mm设定轴肩高为2.5mm
F段:
d6=45mm与轴承配合。
3)、轴上各段所对应的长度。
A段长度为Li68mm;
B段长度为L261mm;
C段长度为L330mm;
D段长度为L448mm;
E段长度为L510mm;
F段长度为L617mm;
4)、各轴段的倒角设计按【2】表15-2(零件倒角C与圆角半径R的推荐值)进行设计。
5)按弯扭合成强度校核轴径
画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩,并作出弯矩图
1作水平面内的弯矩图。
支点反力为
1-1截面处和2-2截面处的弯矩
2作垂直平面内的弯矩图,支点反力
1-1截面左侧弯矩为
2-2截面处的弯矩为
3作合成弯矩图
1-1截面
2-2截面
4作转矩图
T=87420N.mm
5求当量弯矩
因减速器单向运转,修正系数为0.6
6确定危险截面及校核强度
截面1-1、2-2所受的转矩相同,但弯矩MeiMe2,并且轴上还有键槽,故
1-1可能为危险截面。
但由于d4d3也应该对截面2-2校核
1-1截面
2-2截面
由表15-1得许用弯曲应力160MPa,满足e1条件,故设计的轴有足
够的强度,并有一定裕量。
七、轴承的选择及计算
1、高速轴轴承的选择及计算
1)、高速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30207型C=31.5kN
2)、计算轴承的径向载荷
A处轴承径向力Fr1■Fnh12Fnv12、225于209023073N
C处轴承径向力Fr2\Fnh22—Fnv22「1329^208923159N
所以在C处轴承易受破坏。
3)、轴承的校验
(1)、轴承的当量载荷,因深沟球轴承只受径向载荷,故PfpFr2,查【2】
表13-6得载荷系数fp1.2。
⑵轴承的预计使用寿命为8年,即预计使用计算寿命
Lh16300838400h轴承应有的基本额定动载荷值CP6°"切,其中3,则
\106
⑶、验算30207轴承的寿命
综上所得30207轴承符合设计要求。
2、低速轴的轴承选取及计算
1)、低速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30209型,C=31.5kN。
2)、计算轴承的径向载荷
3)、轴承的当量载荷,因圆锥滚子轴承受径向载荷,故PfpFr,查表【2】
13-6得载荷系数fp1.2。
、假设轴承的使用寿命为十年,即预计使用计算寿命Lh16300838400h轴承应有的基本额定动载荷值CP60"削,其中3,则
\106
4)、验算30209轴承的寿命
综上所得30209轴承符合设计要求。
八、键连接的选择及校核
1、高速轴的键连接
1)、高速轴键的选取
查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-2003)选取A型键,bxhxL=8X7X42。
键联接的组成零件均为钢,键为静连接并有轻微冲击,查【2】表
6-2p=100〜120MPa
2)、强度校核
故满足设计要求。
2、低速轴键的选取
1)、连接大齿轮的键:
查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸
(GB/T1096-2003)选取A型键,bxhx