V带单级直齿F1160 V21 D270 11X1Word格式.docx

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计算传动装置的总效率ηa:

ηa=η1η22η3η4η5=0.96×

0.992×

0.97×

0.99×

0.96=0.87

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为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择

1电动机的选择

皮带速度v:

v=2.1m/s

工作机的功率pw:

pw=

2.44KW

电动机所需工作功率为:

pd=

2.8KW

执行机构的曲柄转速为:

n=

148.6r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd=ia×

n=（6×

24）×

148.6=891.6~3566.4r/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Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速nm=1430r/min，同步转速1500r/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=1430/148.6=9.6

（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=3，则减速器传动比为:

i=ia/i0=9.6/3=3.2

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=1430/3=476.7r/min

nII=nI/i=476.7/3.2=149r/min

nIII=nII=149r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×

η1=2.8×

0.96=2.69KW

PII=PI×

η2⋅η3=2.69×

0.97=2.58KW

PIII=PII×

η2⋅η4=2.58×

0.99=2.53KW

则各轴的输出功率：

PI'

=PI×

0.99=2.66KW

PII'

=PII×

0.99=2.55KW

PIII'

=PIII×

0.99=2.5KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×

i0×

η1

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

18.7Nm

所以：

η1=18.7×

3×

0.96=53.9Nm

TII=TI×

i×

η2⋅η3=53.9×

3.2×

0.97=165.6Nm

TIII=TII×

η2⋅η4=165.6×

0.99=162.3Nm

输出转矩为：

TI'

=TI×

0.99=53.4Nm

TII'

=TII×

0.99=163.9Nm

TIII'

=TIII×

0.99=160.7Nm

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×

2.8=3.08KW

根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A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=100mm,则：

d2=n1×

d1×

（1-ε）/n2=i0×

（1-ε）

=3×

100×

（1-0.02）=294mm

由手册选取d2=300mm。

带速验算：

V=nm×

π/（60×

1000）

=1430×

1000）=7.48m/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）

（100+300）≤a0≤2×

（100+300）

280≤a0≤800

初定中心距a0=540mm，则带长为:

L0=2a0+π×

（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4×

a0）

=2×

540+π×

（100+300）/2+（300-100）2/（4×

540）=1727mm

由表9-3选用Ld=1800mm，确定实际中心距为：

a=a0+（Ld-L0）/2=540+（1800-1727）/2=576.5mm

4验算小带轮上的包角α1:

α1=1800-（d2-d1）×

57.30/a

=1800-（300-100）×

57.30/576.5

=160.10>

1200

5确定带的根数：

Z=Pc/（（P0+∆P0）×

KL×

Kα）

=3.08/（（1.32+0.17）⋅1.01⋅0.95）=2.15

故要取Z=3根A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×

3.08×

（2.5/0.95-1）/（3×

7.48）+0.10×

7.482=117.6N

作用在轴上的压力：

FQ=2×

Z×

F0×

sin（α1/2）

117.6×

sin（160.1/2）=694.9N

第六部分齿轮的设计

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，故选用一级圆柱直齿轮减速器。

材料：

小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：

250HBS。

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=26，则：

Z2=i12×

Z1=3.2×

26=83.2取：

Z2=84

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=53.9Nm

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×

476.7×

1×

11×

300×

8=7.55×

108

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=7.55×

108/3.2=2.36×

8）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.89,KHN2=0.91

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=

=0.89×

610=542.9MPa

[σH]2=

=0.91×

560=509.6MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（542.9+509.6）/2=526.25MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=

=51.7mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=

=1.99mm

取为标准值:

2mm。

2）中心距：

a=

=110mm

3）计算齿轮参数：

d1=Z1mn=26×

2=52mm

d2=Z2mn=84×

2=168mm

b=φd×

d1=52mm

b圆整为整数为：

b=52mm。

4）计算圆周速度v:

v=

=1.3m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为8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：

=11.56

求得:

KHβ=1.09+0.26φd2+0.33×

10-3b=1.09+0.26×

0.82+0.33×

10-3×

52=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=2.58YFa2=2.23

应力校正系数:

YSa1=1.61YSa2=1.77

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=7.55×

大齿轮应力循环次数:

N2=2.36×

6）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN1=0.85KFN2=0.87

7）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]1=

=160.2

[σF]2=

=147.2

=0.02593

=0.02681

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=1.91mm

1.91≤2所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d2=168mm

b=ψd×

b=52mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=57mmb2=52mm

中心距：

a=110mm，模数：

m=2mm

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=2.69KWn1=476.7r/minT1=53.9Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知小齿轮的分度圆直径为:

则:

Ft=

=2073.1N

Fr=Ft×

tanατ=2073.1⋅ταν200=754.5N

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=110，得：

dmin=A0×

=110×

=19.6mm

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=20mm。

带轮的宽度：

B=（Z-1）×

e+2×

f=（3-1）×

18+2×

8=52mm，为保证大带轮定位可靠取：

l12=50mm。

大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:

d23=23mm。

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=25mm；

因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：

6205型深沟球轴承，其尺寸为:

d×

D×

T=25×

52×

15mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：

6205。

型轴承的定位轴肩高度：

h=3mm，故取：

d45=d67=31mm，取：

l45=l67=5mm。

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=57mm；

则:

l34=T+s+a-l45=15+8+11-5=29mm

l78=T+s+a-l67=15+8+11+2-5=31mm

5轴的受力分析和校核:

1）作轴的计算简图（见图a）:

根据6205深沟球轴承查手册得T=15mm

带轮中点距左支点距离L1=（52/2+35+15/2）mm=68.5mm

齿宽中点距左支点距离L2=（57/2+29+5-15/2）mm=55mm

齿宽中点距右支点距离L3=（57/2+5+31-15/2）mm=57mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=1055.1N

FNH2=

=1018N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=-735.9N

FNV2=

=795.5N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=1055.1×

55Nmm=58030Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MV0=FQL1=694.9×

68.5Nmm=47601Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1=FNV1L2=-735.9×

55Nmm=-40474Nmm

MV2=FNV2L3=795.5×

57Nmm=45344Nmm

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=

=70750Nmm

M2=

=73645Nmm

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

=5.5MPa≤[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求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：

P2=2.58KWn2=149r/minT2=165.6Nm

已知大齿轮的分度圆直径为:

=1971.4N

tanατ=1971.4⋅ταν200=717.5N

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:

=112×

=29mm

输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:

Tca=KAT2，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取:

KA=1.2，则:

Tca=KAT2=1.2×

165.6=198.7Nm

由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:

LT6型，其尺寸为：

内孔直径32mm，轴孔长度60mm，则：

d12=32mm，为保证联轴器定位可靠取：

l12=58mm。

半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：

D=42mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：

d23=35mm。

4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：

为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：

d34=d67=40mm；

因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:

6208型深沟球子轴承，其尺寸为：

T=40mm×

80mm×

18mm。

轴承端盖的总宽度为：

20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：

l=20mm，l23=35mm。

取大齿轮的内径为：

d2=48mm，所以：

d45=48mm，为使齿轮定位可靠取：

l45=50mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：

h≥0.07d=0.07×

48=3.36mm，轴肩宽度：

b≥1.4h=1.4×

3.36=0mm，所以：

d56=55mm，l56=6mm；

齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：

l34=T+s+a+2.5+2=18+8+11+2.5+2=41.5mm

l67=2+T+s+a+2.5-l56=2+18+8+11+2.5-6=35.5mm

根据6208深沟球轴承查手册得T=18mm

齿宽中点距左支点距离L2=（52/2-2+41.5+50-18/2）mm=106.5mm

齿宽中点距右支点距离L3=（52/2+6+35.5-18/2）mm=58.5mm

=699N

=1272.4N

=254.4N

=463.1N

MH=FNH1L2=699×

106.5Nmm=74444Nmm

MV=FNV1L2=254.4×

106.5Nmm=27094Nmm

M=

=79221Nmm

=11.5MPa≤[σ-1]=60MPa

第八部分键联接的选择及校核计算

1输入轴键计算：

校核大带轮处的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：

b×

h×

l=6mm×

6mm×

45mm，接触长度:

l'

=45-6=39mm，则键联接所能传递的转矩为:

T=0.25hl'

d[σF]=0.25×

6×

39×

20×

120/1000=140.4Nm

T≥T1，故键满足强度要求。

2输出轴键计算：

（1）校核大齿轮处的键连接：

l=14mm×

9mm×

=45-14=31mm，则键联接所能传递的转矩为:

9×

31×

48×

120/1000=401.8Nm

T≥T2，故键满足强度要求。

（2）校核联轴器处的键连接：

l=10mm×

8mm×

50mm，接触长度:

=50-10=40mm，则键联接所能传递的转矩为:

8×

40×

32×

120/1000=307.2Nm

第九部分轴承的选择及校核计算

根据条件，轴承预计寿命：

Lh=11×

300=26400h

1输入轴的轴承设计计算:

（1）初步计算当量动载荷P:

因该轴承只受径向力，所以:

P=Fr=754.5N

（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:

C=P

=754.5×

=6871N

（3）选择轴承型号:

查课本表11-5，选择:

6205轴承，Cr=14KN，由课本式11-3有：

Lh=

=2.23×

105≥Lh

所以轴承预期寿命足够。

2输出轴的轴承设计计算:

P=Fr=717.5N

=717.5×

=4434N

6208轴承，Cr=29.5KN，由课本式11-3有：

=7.77×

106≥Lh

第十部分减速器及其附件的设计

1箱体（箱盖）的分析：

箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。