5、验算带长
通常中心距a0取值范围:
0.7(dd1+dd2)<=a0<=2(dd1+dd2)
395.5<=a0<=1130
初定中心距a0=500mm
Ld0=2a0+3.14(dd1+dd2)/2+(dd2+dd1)2/4a0
=2x500+3.14x(140+425)/2+(425-140)2/4x500
=1927.66mm
由表10-2选择相近Ld=20XXmm
6.确定中心距
中心距取大些有利于增大包角,但中心距过大会造成结构不紧凑,在载荷改变或高速运转时,将会引发带抖动,从而降低了带传动工作能力,若中心距过小则带短,应力循环次数增多,使带易发生疲惫破坏,同时还使小带轮包角减小,也降低了带传动工作能力,确定中心距
a=a0+(Ld1–Ld2)/2=536mm
amin=a-0.015Ld=506mm
amax=a+0.03Ld=596mm
7、验算小带轮包角要求a1>120。
若a1过小能够加大中心距,改变传动比或增设张紧轮,a1可由下式计算
a1=180。
-[57.3x(dd2-dd1)/a]=149。
a1>120。
故符合要求
8、单根V带传动额定功率依据dd1和n查图10-11得:
P1=1.4kw
9、单根V带额定功率增量依据带型及i查表10-5得:
ΔP1=0.09kw
10、确定带根数为了确保带传动不打滑,并含有一定疲惫强度,必需确保每根V带所传输功率不超出它所能传输额定功率有
查表得10-6:
Ka=0.917查表得10-7:
Kl=1.03
Z=Pc/[(P1+ΔP)KaKl]=4.68
所以取Z=5
11、单根V带初拉力查表10-1得q=0.10kg/m
F0=500[(2.5/Ka)-1](Pc/zv)+qv2=218N
12、作用在轴上力为了进行轴和轴承计算,必需求出V带对轴压力FQ
FQ=2ZF0SIN(a1/2)=2100.7N
13、注意事项
※检验带轮尺寸和传动装置外廓尺寸相互关系,带轮直径和电动机中心高应相当,带轮轴孔直径,长度应和电动机轴直径长度对应,大带轮外圆半径不能过大,不然回和机器底座相互干涉等。
※带轮结构形式关键取决于带轮直径大小,带轮直径确定后应验算实际传动比和带轮转速。
(2)齿轮传动设计计算
已知i=3.5n1=240r/min传动功率p=3.97
两班制,工作期限10年,单向传动载荷平稳
1、选材料和热处理。
所设计齿轮属于闭式传动,通常才用软齿面钢制齿轮,小齿轮为45号钢,调质处理,硬度为260HBW,大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS,硬度差为45HBS较适宜。
2、选择精度等级,输送机是通常机械,速度不高,故选择8级精度。
3、按齿面接触疲惫强度设计。
本传动为闭式传动,软齿面,所以关键失效形式为疲惫点蚀,应依据齿面接触疲惫强度设计,依据式(6-41)
d1>(671/[σH])2kT1(i+1)/
1)载荷因数K.
圆周速度不大,精度不高,齿轮相关轴承对称部署,按表6-9取K=1.2.
2)转矩T
T=9.55X106XP/n1=9.55x106X3.97/240=160000N·mm
3)弯曲后减切应力[σH]
据式(6-42)
σH]=σHmin/SHmin·zN
由图6-36查得.σHlim1=610Mpa,Hlim2=500Mpa
接触疲惫寿命系数ZN按十二个月300工作日,两班制工作天天16小时,由公式N=60njth算得
N1=60X240X10X300X16=0.69X109
N2=N1/i=0.69X109/3.5=0.19X109
查图6-37中曲线:
ZN1=1.02
ZN2=1.12
按通常可靠性要求,取SHmin=1
[σH1]=σHlim1xZn1/SHmin=610x1.02/1Mpa=622.2Mpa
[σH2]=σHlim2xZn2/SHmin=500x1.12/1Mpa=560Mpa
4)计算小齿轮分度圆直径d1
查表取6-11齿宽系数1.1
d1>=(671/[σH])2kT1(i+1)/i
=68.6mm
取d1=70mm
5)计算圆周速度V
V=3.14n1d1/60x1000=3.14x240x70/60x1000=0.879m/s
因V<6m/s,故去取8级精度适宜。
4、确定关键参数,计算关键几何尺寸。
取小齿轮齿数为
Z1=20Z2=ixZ1=70
m=d1/Z1=3.5mm
取标准模数m=3.5mm
分度圆直径
d1=mz1=3.5x20=70mm
d2=mz2=3.5x70=245mm
1)中心距aa=(d1+d2)/2=157.5mm
2)齿宽bb=1.1x70=77mm
取b2=77mm则b1=5+b2=77+5=82mm
3)齿顶高haha=ha*m=3.5mm
齿根高hfhf=(ha*+c*)m=1.25x3.5=4.375
5、校核弯曲疲惫强依据式(6-44)
σbb=2kT1/bmd1·YFS
1)复合齿形因数YFS图6-39得,YFS1=4.35,YFS2=3.98
2)弯曲疲惫许用应力
[σbb]=σbblim/SfminxYN
由图6-40弯曲疲惫极限应力
σbblim1=σbblim1=490Mpa
σbblim2=410Mpa
由图6-41得弯曲疲惫寿命系数YN;YN1=1(N1>N0,N0=3x106)
YN2=1(N2>N0,N0=3x106)
弯曲疲惫最小安全SFmin,按通常可靠性要求,取SFmin=1,
计算得弯曲疲惫许用应力为:
[σbb1]=σbblim1xYN1/SFmin=(490/1)X1=490Mpa
[σbb2]=σbblim2xYN2/SFmin=(410/1)X1=410Mpa
3)校核计算:
σbb1=2kT1/bmd1·YFS1=2X1.2X160000X4.35/82X3.5X70
=83.15<[σbb1]
σbb2=2kT1/bmd1·YFS2=2X1.2X160000X3.98/77X3.5X70
=81<[σbb2]
故弯曲疲惫强度足够.
六、轴计算
1、Ⅱ轴设计
(1)选择轴材料,确定许用应力.
选择轴材料为45号钢,调质处理,查表12-1知
σb1=σb2=650Mpa,σS1=σS2=360Mpa,查表12-6可知
[σ+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
(2)按扭转强度估算轴最小直径
单级齿轮减速器低速轴为转轴,输出端和联轴器相连接,从结构要求考虑输入端轴径应最小,最小直径为:
查表12-5可得,45钢取C=118,则
考虑键槽影响和联轴器孔径系列标准,取d=48mm
(3)齿轮上作用力计算
齿轮所受转矩为
T=9.55X106XP2/n2=9.55X106X3.80/68.6=530000N·mm
齿轮作用力:
圆周力FT=2T/d2=2x530000/245=4326.5N
径向力Fr=
=4326.5Xtan20=1574.7N
轴向力Fa=0
(4)、轴结构设计
轴结构设计时,需同时考虑轴系中相配零件尺寸和轴上零件固定方法,按百分比
绘制轴承结构草图.
1、确定轴上零件位置及固定方法
单级齿轮减速器,将齿轮部署在箱体内壁中央,
轴承对称部署在齿轮两边,轴外伸端安装联轴器。
齿轮靠轴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,两段
轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定;轴经过两端轴承实现轴向
定位;靠过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。
2.确定各段轴直径。
将估算轴直径d=48mm作为外伸直径d1,和联轴器相配合,
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=51mm,齿轮和右端轴承
从右端转入,考虑装拆方便及零件固定要求,装轴承处轴径d3应大于d2,考虑
滚动轴承直径系列,取d3=55mm,为便于齿轮装拆,和齿轮配合处轴径d4应大于
d3,取d4=57mm,齿轮左端用轴环固定,右端用套桶定位,轴环直径d5,满足齿轮
定位同时,还应满足左侧轴承安装要求,依据选定轴承型号,确定左端轴承型
号和右端轴承型号相同,取d6=55mm。
3.选择轴承型号,
初选轴承型号为深沟球轴承,代号为6011,查手册可得轴承宽度
B=18mm
4.确定各端轴长度
综合考虑轴上零件尺寸B和减速器箱体尺寸关系,确定各段轴长度。
5轴结构简图
(5)校核轴强度
1、画出计算简图计算支反力和弯距,由轴结构简图能够确定轴承支点跨矩,唷扑此可画出轴受力简图。
水平支反力FRBX=FRDX=Ft/2==4326.5/2=2163.3N
水平面弯矩MCH=FRBXX70=151427.5N·mm
垂直面支反力FRBZ=FRDZ=FR/2=787.4N
垂直面弯矩MCV=FRBZX70=55115N·mm
合成弯矩
2、计算当量弯矩Me
转矩按脉动循环考虑,应力折合系数为
a=[σ-1]bb/[σ0]bb=60/102=0.59
最大当量弯矩
3、校核轴径由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面
校核该截面直径
考虑该截面上键槽影响,直径增加3%,则d=1.03x39=40mm
结构设计确定直径为55mm,强度足够。
2、Ⅰ轴设计
1)选择轴材料,确定许用应力.
选择轴材料为45号钢,调质处理,查表12-1知σb1=σb2=600Mpa,
σS1=σS2=300Mpa,查表12-6可知[σ+1]bb=200Mpa
[σ0]bb=95Mpa,[σ-1]bb=55Mpa
(2)按扭转强度估算轴最小直径
取d=31mm
(3)齿轮上作用力计算
齿轮所受转矩为
T=9.55X106XP/n=160000N·mm
齿轮作用力:
圆周力FT=2T/d1=2x160000/70=4571N
径向力Fr=
=1664N
轴向力Fa=0
4)、轴结构设计
1、轴结构设计时
需同时考虑轴系中相配零件尺寸和轴上零件固定方法,按百分比
绘制轴承结构草图.确定轴上零件位置及固定方法,单级齿轮减速器,将齿轮部署在箱体内壁中央,。
轴承对称部署在齿轮两边,
2.确定各段轴直径。
将估算轴直径d1=31,取第二段直径为d2=35mm,,考虑装拆方
便及零件固定要求,装轴承处轴径d3应大于d2,考虑滚动轴承直径系列,取
d3=40mm,考虑轴承定位取d4=52上面有齿轮,一体式。
依据选定轴承型号,确定左端轴承型号和右端轴承型号相同,取d5=40mm。
3、选择轴承型号初选型号为深沟求轴承代号6008
4、画出轴结构草图
5校核轴强度
1画出计算简图计算支反力和弯距,由轴结构简图能够确定轴承支点跨矩,唷扑此可画出轴受力简图。
水平支反力FRBX=FRDX=Ft/2=4571/2=2286N
水平面弯矩MCH=FRBXX70=160020N·mm
垂直面支反力FRBZ=FRDZ=FR/2=1664/2=832N
垂直面弯矩MCV=832X70=58240N·mm
合成弯矩
2、计算当量弯矩Me
转矩按脉动循环考虑,应力折合系数为
a=[σ-1]bb/[σ0]bb=55/95=0.58
最大当量弯矩
3、校核轴径由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面
校核该截面直径
结构设计确定直径为50mm,强度足够。
七、轴承校核
1.Ⅰ轴轴承选择
由任务知减速器采取是一级圆柱齿轮减速器,载荷方向只有径向力和圆周力,无轴向力,故能够选择比较廉价深沟球轴承60000型。
再由轴结构可知,轴承内径为40mm。
即内径代号08.故初选6008,因为无轴向力,故载荷P就等于轴承承受Fr由轴受力图可得。
1.Ⅱ轴轴承选择
由轴承一选择思绪可初选轴承型号为6011因为无轴向力,故载荷P就等于轴承承受Fr由轴受力图可得。
八、联轴器校核
弹性柱销联轴器
选择联轴器类型,为缓解振动和冲击,选择弹性柱销联轴器
选择联轴器型号,计算转矩,由表15-1查取K=1.4,
按式计算
九、键联接选择和计算
1、大齿轮和轴配合d=57mm取一般平键联接键
σP=4T/dhl=194.72x4x103/52x10x56=26.74<[σP]
铸铁[σP]=70~80故可用
2、联轴器和轴配合d1=36mm查得键10x8
L=63mm
则σP=4T/dhl=4x194.72x103/36x8x63=42.9<[σP]
满足要求。
十、减速器箱体关键结构尺寸
箱体壁厚δ=0.125·α+1取8mmδ1=8mm
箱盖壁厚δ=0.1