5、验算小带轮包角
根据教材P152式(8-20)
a1=180°-(ddl-dd2)X573°/a
=180°-(315-112)X57.3°-29.34
=163°>120°
6^确定带的根数
①、计算单根V带的额定功率
由ddl=150mm和n小齿轮=960r/min
根据教材P152表(8-4)由插值法求得得:
a=163°
po=1.16Aw
~川=0.1lAw
Ku=0.94
P0=1.39-(139-1.15)/(1200-950)X(1200-960)=1.16kw
根据,i=2.5和A型带,根据教材P153表(8-5)由插值法得:
△P0=(0.15-0.11)/(1200-950)X(960-950)+0.11=0.11kw
根据教材P155表(8-6)由插值法求得得:
Ka=0.93+(0.95-0.93)/(160-155)X(158.03-155)=0.94
根据教材P146表(8-2)查得:
KL=1
Pr=(P0+AP0)XKaXKL=(1.16+0.11)X0.94Xl=1.26kw
②、计算V带根数
Z=Pca/Pr=5.771.26=4.43
取Z=4根
7、计算单根V带的初拉力
由教材P149表8-3查得q=0.105kg/m,由教材P158式(8-27)
单根V带的初拉力:
F0=500Pca(2.5-Ka)/(ZXvXKa)+qXvA2
F0=500X(2.5-0.94)X5.9^/(4X5.63X0.94)+0.105X7.54A2
F0=128N
8、计算压轴力Fp
由教材P159式(8-28)得:
Fp=2ZF0sin(a1/2)=2X4X210.77Xsin(158.03°/2)
Fp=1012N
Pr=1.26
kw
Z=4
F0=128
N
Fp=101
2N
9、带轮其他参数计算
求带轮宽度
由带轮宽€1=(Z-l)e+2f,查表8-11得e=15,f=9;
则d=(4-l)*15+2*9
=63mm
主要设计结论如表5.1所示
带型
根
数
基准长度(mm)
小
带轮基准
直径(mm)
大带轮基准直径(mm)
中
心距
(mm)
初拉力(N)
■I?
轮宽
(mm)
A
4
2
1
3
6
1
6
200
50
55
96
28
3
第4章、齿轮传动的设计计算
1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。
压力角取为20°。
(2)小齿轮选用40cr调质,齿面硬度为280HBS。
大齿轮选用45钢调制,齿面硬度240HBS:
(3)根据教材P205表10-6选7级精度。
(4)选小齿轮齿数为Zl=25,大齿轮齿数为
Z2=i齿轮XZl=2.5X25=62.5,去63
e=15
f=9
d=63mm
2、按齿面接触疲劳强度设计
(1)根据教材P203式(10-29)试算小齿轮分度圆直径,即
3।
dI;>4K涡咨)2
■(1-0%方齿轮[叫
、专输定有关参数如下:
①试选K加=1.3
②计算小齿轮传递的转矩。
Tl=9.55X10A6XPl/nl=1.21.6N・m
3选取齿宽系数以=0.3
4由图10-20查得区域系数Z〃=2.5
£
由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa*
计算接触疲劳许用应力[。
H]
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是
%imi=700MPa,(r/nim2=550MPa
由式(10-15)计算应力循环次数:
Nl=60njLh
=6OX384X1X(2X8X300X5)=5.52X10A8
i齿轮=Z〃Z1=6Q5=2.5
N2=Nl/i齿轮=5・52X10八成.5=2・2X10A8由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数:
KHNl=0.93KHN2=0.95
通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求,选取安全系数S=1.0
[OH]1=OHlimlKHNVSH=600X0.9V1.0Mpa=630Mpa
[oH]2=oHlim2KHN^/SH=550X0.971.0Mpa=525Mpa
取尸〃和。
〃b中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即[%]=[cr〃]2=525Mpa
2)试算小齿轮分度圆直径
dk>I4KHz咨>
N据1-0.5%人齿轮⑸]
4xl.3xl.4xl05x(2.5x189.8)2
YO.3x(1-O.5xO,3)2x2.92乂522.5
=98.66mm
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
=d〃(l-0.5%)=98.26x(l-0.5x0.3)=83.87mm
Vm=
60*1000
Vm=JiX83.87X384/(60X1000)=1.68m/s
②当量齿轮的齿宽系数
0=%d],JiJ+l/2=0.3X98.66XJ2.5八2+1〃=56.35mm
%=。
.3
Zu=2.54=189.8MP(
。
小m=55OA〃%
KHNl=0.9
3
KHN2=0
.95
1°
H]1=630
[°
H]2=525
%=hIdmI=56.35/^3.87=0.67
2)计算实际教荷系数
①根据Vm=1.68m/s,锥齿轮为7级精度,山图10-8查得动教荷系数KV=1.15
②由教材P193表10-2查得:
使用系数KA=1
③由教材P195表10-3查得:
齿间啮合系数KHa=l
④由教材P226b表10-9用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时,得齿向载荷分布系数KH8=1.35
故载荷系数KH=KAXKVXKHaXKHP=1X1.05X1X1.35=1.45
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
JI=Ji.
305
d\!
=98.6vnm
Vm=1.68m/s
KH=1.45
41=98.66」一^=105.25〃〃〃
V1.3
根据式(10-12)
模数:
m=dl/Zl=101.19/24=4.22mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
3।
,心IK/7_*(/)
(1一0.5赧)2&2巡+1
1)确定公式中各个参数值
①试选KFt=1.3
②计算
—
由分锥角和可得当量齿数由分锥角
d=arctan(l//9|)=arctan(25/63)=17.31。
和
心=90°—17.310=72.66°,可得当量齿数
zvl=zx/cosJ,=24/cos(17.31°)=26.18
zy2=z2/cosJ2=70/cos(72.66°)=211.71
③由图10-17查得齿形系数,Fal=2.62,rFfl2=2.11
由图10-18查得应力修正系数%i=IS%%?
=1.89
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
。
FLiml=620MpaoFLim2=440Mpa
由图10-22取弯曲疲劳寿命系数,勺冲=0.85K小2=0.88
[of]l==085x620/1.7=31OMPa
[aF]2=*=0.88x440/1.7=228Mp。
按一般可靠度选取安全系数SF=1.7,山式(10-14)得
YFai=2.
75
皿乂3=2.65xl.59/310=0.034
58
Ysai=l.
YFa2=2.
=2.11x1.89/228=0.017
16
Y为2=1.
82
因为大齿轮大于小齿轮
小X%=匕七2X%2=00]7
Fiimi=500Mpa
2)试算模数
FlimZ
=380Mpa
Sf=1.7
Fi=250Mpa
3
mt>
4(1-0.54尸z;癌7T9M
F2=197Mpa
1.3x1.26xlO5
X0.3x(1-0,5X0,3)2X252
=x0.018=1.946〃〃〃+1
Mt=1.946
调整齿轮模数
1)计算实际载荷系数前的数据准备
①计算齿轮的圆周速度V
%=m1q=1.946x25=48
dirA=Jl(l-0.5^)=48.46(1-0.5x0.3)=41.42/nm
Vm=ndmln优0X1000=五X41.42X384/(60X1000)
=0.83m/s
②齿宽b:
b=编dlJiJ+l/2=0.3X48.96,2.5八2+1/2=27.91〃〃"
2)计算实际载荷系数K.
①根据v=0.77m/s,7级精度由图10-8查的动载荷系数K、.=1.02
②直齿锥齿轮精度低,取齿间分配系数仆,=1
用插值法勺W=1.24,勺?
=1.17
则载荷系数:
K尸Ka*Kv*KFa*K/=lXl.02XlXL14=l.37
3)由式10—13按实际载荷系数算得齿轮模数:
m=mtX(KF/KFt)A(l^)=2.04X(1.1^1.3)A(l^)=1.846mm
按照齿根弯曲强度计算模数,就近选择标准模数m=2mm按接触疲劳算得分度圆直径dl=105.25mm,算出小齿轮齿数Z1=dl/m=105・2.=52・6,取53。
Mt=1.946
取Zl=51,则大齿轮数Z2=i齿轮XZ1=2.5X53=132.5取133.为了使两齿轮互质,取Z2=133。
4.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
d\==53x2=\06mm
1)=z7m=133x2=266〃〃〃
⑵计算分锥角
W=arctan(l//...)=arctan(51/149)=21.72°
J2=90°-18.90o=68.28°
(3)计算齿轮宽度
b=。
屐/IJi齿八2+1/2=0.3x1067(133/53)A2+1/2=42.81mm
取=42.81〃〃〃1―
7)、数据整理
名称
号
公式
直齿圆锥小齿轮
直齿圆锥大齿轮
齿数
Z
53
133
模数
m
2
传动比
■
1
2.51
分度圆锥度
d=arctg1,/
J2=90-4
21*395
4'68°206
分度圆直径
d=mz
106
266
齿顶
一.三一同
4=
2
2
齿根
1司
hf=(%+c)m
2.4
2.4
齿全
•-4一inj
力=4+勺
4.4
4.4
Vm=0.8
3m/s
b=27.91
mm
KF=1.37
m=2
Zl=53
Z2=133
dl=106
mm
d2=266
mm
齿顶圆直径
d°i=&+2力;〃7cos
d=d,+2/7;/〃cosS>—<4-
%109.
71(大端)
267.5
(大端)
齿根圆直径
d八=4一2/?
;mcos
df2=d2-2/?
;"?
cos心
4
101.
5
264.20
齿距
p=7on
6.28
6.28
齿厚
7nns=——
2
3.14
3.14
齿槽宽
7nne=——
2
3.14
3.14
顶隙
c=cm
0.4
0.4
锥距
143.
17
143.17
当量齿数
z、二卫-cos万
57
359
齿宽
b=WrR
43
43
第六章、轴的设计计算
一、输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
①选用45调质,硬度217~255HBs
b=42.81
②根据教材P370(15-2)式,并查表15-3,取A=115mm
③d2115(3.70/531.03)l/3mm=25.7mm
④考虑有键槽,将直径增大5%,则:
d=25.7X(l+5%)mm=27
⑤,选d=28mm
2、轴的结构设计
@
(1)轴上零件的定位,固定和装配
⑦单级减速器中可将输入轴的圆锥齿轮做成悬臂结构,安排在箱体一侧,两轴承安排在齿轮的右侧,齿轮左面山套筒定位,右面用挡圈固定,周向用平键连接。
两轴承分别以套杯和套筒定位。
®
(2)确定轴各段直径和长度
9II段:
dl=28mm长度取Ll=50mm
10Vh=2cc=1.5mm
⑪II段:
d2=dl+2h=28+2X2X1.5=34mm
@/.d2=34mm
⑬轴承端盖的总宽度为20mm。
根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面和带轮右端面的距离l=30mm,故‘2=50〃”〃
⑭HII段:
参照工作要求并根据d2=34mm,有轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30208其内径为40mm,宽度为18mm。
故4-4-40mm。
L3=18mmoV段轴承右端有套筒定位,为使套筒端面可靠地压紧轴承,此轴段应略短于轴承宽度,故取16mm
⑮VI段:
取安装锥齿轮处的轴段VI的直径为34mm取锥齿轮的宽度为56mm,取套筒的长度为20mm,则16=56+20+(18-16)=78mm
⑯IV段:
取d4=28mm4=8。
〃?
〃?
在IV轴段加一套筒对轴承进行定位。
套筒的外径为d=50mm至此,已初步确定了轴的各段直径和距离。
(3)按弯矩复合强度计算
①求小齿轮分度圆直径:
已知dl=120mm
②求转矩:
已知Tl=114000N•mm
③求圆周力:
Ft
根据教材P198(10-