210〈a0<600初定a0=400mm
计算v带所需的基准长度Ld
查机械设计手册选择带的基准长度
Ld=1300mm
计算实际中心距a
a=a0+(Ld—Ld’)/2=400+(1300—1277。
25)/2=411.4mm
中心距的的调整范围d
amin=a—0.015Ld=411.4-0.015×1600=387.4mm
ama×=a+0。
03Ld=411。
4+0.03×1600=459。
4mm
3。
1.6验算主动轮包角α
小轮包角合适。
3.1.7计算V带根数z
根据A型V带n1=960r/min和dd1=100mmi1=2,查表9-5和表9-7得P0=0.96kw;ΔP0=0.14kw;根据α=166。
16°,查表得
Kα=0.96;KL=0。
93;
则得:
取z=4根。
3.1.8计算初拉力F0
查机械设计基础表8—11得V带单位长度q=0。
1kg/m;
故
3.1.9计算轴上压力FQ
3.1.10V带轮的机构设计
①带轮材料,选用铸铁HT150;
②主动轮结构尺寸,结构形式采用实心轮,其余尺寸从略;
③从动轮结构尺寸,结构形式采用孔板轮,确定尺寸如下;
查机械设计手册得
Hfmin=13.75mm,hamin=2。
75mm,e=15±0.3mm,f
=9mm,b0=15.2mm
δmin=6mm,φ=380,B=(z-1)e+2f=(5-1)×15+2×9=78mm,
V带轮的结构图见[2]P171(画出结构图)
3.。
11齿轮传动的设计
(1)考虑减速器传递功率不大,齿轮选用45钢,小齿轮调质处理,齿面硬度为217~255HBS;大齿轮正火处理,表面硬度为162~217HBS;齿轮精度选用8级精度。
(2)查机械设计手册P221图10—38,10—39
σHlim1=750MPaσHlim2=700MPaσFlim1=300MPaσFlim2=289MPa
[σH]1=0.9σHlim1=0。
9×750=675MPa
[σH]2=0.9σHlim2=0。
9×700=630MPa
[σF]1=1。
4σFlim1=1.4×300=420MPa
[σF]2=1.4σFlim2=1。
4×289=405MPa
3。
。
12选取自选参数
①由软齿面计算取Z1=21则Z2=I
×Z=4.4×21=92;
②齿数比U=Z
/Z
=92/21=4。
38由于5传动比的相对误差
|u—i2|×100%=0。
02〈3%—5%,所以齿数选择合理;
③查机械设计手册,单级传动,齿轮对称布置,取齿宽系数φd=0。
8;
④初选螺旋角β=15°查教材表10-8选取计算参数A
=12。
4A
=756
3.13按齿根弯曲疲劳强度设计
由公式:
进行计算
其中,载荷因数k=1.2,
T1=9。
55×106P/n1=9。
55×106×2.88/960=25650N·m
接触疲劳许用应力[σH1]=610Mpa,[σH2]=515Mpa
取宽度系数ψd=0。
8
则:
(3)确定有关参数如下:
齿数:
取z1=21则z2=z1×4。
4=21×4。
4=92
验算传动比误差:
△i=(92/21—4。
4)/4.4=0.2小于5%适合要求
初选螺旋角β=15°
确定模数mn:
mn=d1cosβ/z1=41.06×cos15°/21=1。
89查表取mn=2mm
计算中心距:
a=(d1+d2)/2=(d1+d1i)/2=(41。
06+180.66)/2=110.86
圆整后取a=120mm
计算螺旋角β :
β=arccosmn(Z1+Z2)/2a=12。
84°在8°~20°之间故合适
计算分度圆直径:
d1=mtZ1=mnZ1/cosβ=2×21/0。
975=43.077mm
d2=mtZ2=mnZ2/cosβ=2×92/0。
975=188.718mm
计算齿宽:
b2=b=ψd×d1=0。
8×43.077=34。
46 取b2=40
b1=b2+(5~10)mm=45
验算齿轮圆周速度:
V齿=πd1n1/60×1000=3.14×480×43。
077/60000=1。
082m/s
小于6m/s,故8级精度合适
(4)校核弯曲疲劳强度
复合齿面因数Yfs:
Zv1=Z1/cos3β=21/0。
9753=22.66
ZV2=Z2/COS3β=92/0。
9753=99。
26
查表得:
Yfs1=4。
31Yfs2=3。
92
弯曲疲劳许用应力[σbb]:
[σbb1]=490Mpa[σbb2]=410Mpa
校核计算:
σbb2=σbb1Yfs2/Yfs1=62。
6Mpa ≤[σbb2]故弯曲强度足够,设计符合要求
计算齿轮各系数列表如下:
名称
符号
小齿轮
大齿轮
分度圆直径
d
43。
077
188。
718
基圆直径
db
40.36
176.8
齿顶圆直径
da
46。
977
192.618
齿根圆直径
df
42。
59
188.23
齿顶高
ha
1。
95
1。
95
齿根高
hf
2。
43
2.43
齿高
h
4。
388
4.388
第四章减速箱的结构设计
4。
1减速器各部位及附属零件的名称和作用
4。
1.1窥视孔和窥视孔盖
在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内.
窥视孔上有盖板,以防止污物进入箱体内和润滑油飞溅出来。
4.1.2放油螺塞
减速器底部设有放油孔,用于排出污油,注油前用螺塞堵住。
4.1。
3油标
油标用来检查油面高度,以保证有正常的油量。
油标有各种结构类型,有的已定为国家标准件。
4。
1。
4通气器
减速器运转时,由于磨擦发热,使机体内温度升高,气压增大,导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器,使机体内热气体自由逸出,达到机体内外气压相等,提高机体有缝隙处的密封性能。
4.1。
5启盖螺钉
机盖与机座接合面上常涂有水玻璃或密封胶,联接后接合较紧,不易分开。
为了便于取下机盖,在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉,在启盖时,可先拧动此螺钉顶起机盖。
4。
1.6定位销
为了保证轴承座孔的安装精度,在机盖和机座用螺栓联接后,镗孔之前装上两个定位销,销孔位置尽量远些。
4.1。
7调整垫片
调速垫片由多片很薄的软金属制成,用以调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
4。
1。
8吊钩
在机盖上装有吊钩,是用以搬运或拆卸机盖.
4.1.9密封装置
在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件,其密封效果相差很大,应根据具体情况选用。
4。
2机体结构
减速器机体是用以支持和固定轴系零件,是保证传动零件的的啮合精度、良好润滑及密封的重要零件,其重要约占减速器总重量的50%.因此,机体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大影响,设计时必须全面考虑.
机体材料多用铸铁(HT200)制造.此减速器采用剖分式机体。
剖分面取传动件轴线所在平面的一个水平剖分面。
减速器铸造的主要结构尺寸,按经验公式计算,其结构列于
名称符号尺寸计算结果
机座壁厚δ0。
025a+1≥88
机盖壁厚 δ10.025a+1≥88
机座凸缘壁厚 b1。
5δ12
机盖凸缘壁厚 b11。
5δ112
机座底凸缘壁厚 b22.5δ20
地脚螺钉直径 d0。
036a+1216
地脚螺钉数目 na≤250时,n=44
轴承旁联接螺栓直径 d10.75d12
机盖与机座联接螺栓直径 d2(0.5~0.6)d10
轴承端盖的螺钉直径 d3(0.4~0.5)d8
窥视孔盖螺钉直径 d4(0.3~0.4)d6
定位销直径 d(0。
7~0。
8)d210
df,d1,d2至机座外壁距离C1查机械零件手册22
df,d2至凸缘边缘距离C2同上20
轴承旁凸台半径R1C220
凸台高度h根据低速级轴承座外径确定45
外机座至轴承座端面距离l1C1+C2+(8~12)50
大齿轮齿顶圆与机座内壁距离 Δ1>1.2δ10
齿轮端面与机座内壁距离 Δ2〉δ12
机盖、机座肋板厚度m,m1m≈0。
85δ,m1≈0.85δ17
轴承端盖外径D2轴承孔直径+(5~5.5)d3140
轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近以d1和d3互不干140
涉为准,一般取S=D2
轴承端盖凸缘厚度tt=(1~1。
2)d3=(1~1.2)810
第五章减速器轴的设计
5。
1。
1从动轴设计
1、选择轴的材料
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查表可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13—6可知:
[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ—1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥C查表可得,45钢取C=118则:
d≥118×(2。
74/109.09)1/3mm=34.56mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
T=9。
55×106P/n=9。
55×106×2.74/109.09=239866N齿轮作用力:
圆周力:
Ft=2T/d=2×239866/188.718=2542N
径向力:
Fr=Fttan20o/cosβ=2542×tan20o/cos12.84oN=948N
4、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图.
(1)、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器,查表可得联轴器的型号为HL3联轴器:
35×82GB5014—85
(2)、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
(3)确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配,考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=43mm齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴承处d3应大于d2,取d3=50mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=52mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定。
右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=50mm.
(4)选择轴承型号
初选角接触球轴承,代号为7310,查手册可得:
轴承宽度B=27,安装尺寸D=60,故轴环直径d5=60mm。
(5)确定轴各段长度Ⅰ段:
d1=35mm长度取L1=50mmII段:
d2=43mm考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长L2=55mm,III段:
初选用7310角接触球轴承,其内径为50mm,宽度为27mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度而定,为此,取该段长为15mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故III段长:
L3=(2+27+20+15)=64mmⅣ段直径d4=52mm安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm故Ⅳ段长L=B-2=40—2=38mmⅤ段直径d5=60mm.长度与右面的套筒相同,即L5=20mmⅥ段:
d6=50宽度L6=27,由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=104mm
5。
1。
2轴的强度校核
(1)绘制轴受力简图(如图a)
(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=948/2=474NFAZ=FBZ=Ft/2=2542/2=1271N由两边对称,知截面C的弯矩也对称.
截面C在垂直面弯矩为:
MC1=FAYL/2=474×104/2=24648N•mm
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1271×104/2=66092N•mm
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(246482+660922)1/2=70538N•mm
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9。
55×(P2/n2)×106=240064N•mm
(6)绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪力按脉动循环变化,取α=0.59,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC22+(αT)2]1/2=[660922+(0.59×240064)2]1/2=156299N•mm
(7)校核危险截面C的强度由式(6—3)
考虑到该截面上键槽的影响,直径增加3﹪dc=1.03×39.64=30。
53mm
结构设计确定的直径为52mm,该轴强度足够。
5。
1。
3主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查[2]表13—1可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13—6可知:
[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ—1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥C
查[2]表13-5可得,45钢取C=118
则d≥118×(2.88/480)1/3mm=21.44mm
考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
T=9。
55×106P/n=9.55×106×2。
88/480=57300N
齿轮作用力:
圆周力:
Ft=2T/d=2×57300/43。
077=2660N
径向力:
Fr=Fttan20o/cosβ=2660×tan20o/cos12。
84o=993N
(4)确定各段轴的直径与长度
同理从动轴的设计可得:
d1=22,d2=30,d3=35,d4=37,d5=44,d6=35
由于d1与大皮带轮相连,大皮带轮厚B=(z﹣1)e﹢2f=65
故取L1=80,L2=80,L3=18。
5,L4=45,L5=18。
5,L6=25
轴的强度校核
(3)绘制轴受力简图(如图a)
(4)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=948/2=474NFAZ=FBZ=Ft/2=2542/2=1271N由两边对称,知截面C的弯矩也对称.
截面C在垂直面弯矩为:
MC1=FAYL/2=474×104/2=24648N•mm
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1271×104/2=66092N•mm
(8)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(246482+660922)1/2=70538N•mm
(9)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=240064N•mm
(10)绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪力按脉动循环变化,取α=0.59,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC22+(αT)2]1/2=[660922+(0.59×240064)2]1/2=156299N•mm
(11)校核危险截面C的强度由式(6—3)
考虑到该截面上键槽的影响,直径增加3﹪dc=1.03×39。
64=30。
53mm
结构设计确定的直径为52mm,该轴强度足够。
∴此轴强度足够
(7)滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件,轴承预计寿命
L’h=10×300×16=48000h