1、1.70/10000.82 =2.6KW 3、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n筒=60960V/D =609601.70/280 =111r/min 按书P7表23推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24,则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为n筒=(624)111=6662664r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传支比方案:综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合
2、,则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能:额定功率:3KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比:i总=n电动/n筒=960/111=8.6 2、分配各级伟动比 (1) 据指导书,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=36合理) (2) i总=i齿轮I带 i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/1.4=6
3、86(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率(KW) PI=P工作=2.6KW PII=PI带=2.60.96=2.496KW PIII=PII轴承齿轮=2.496 =2.77KW 3、 计算各轴扭矩(Nmm) TI=9.55106PI/nI=9.551062.6/960 =25729Nmm TII=9.55106PII/nII =9.552.496/686 =34747.5Nmm TIII=9.55106PIII/nIII=9.552.77/114 =232048Nmm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 (1) 选择普
4、通V带截型 由课本表得:kA=1.2 Pd=KAP=1.23=3.9KW 由课本得:选用A型V带 (2) 确定带轮基准直径,并验算带速 由课本得,推荐的小带轮基准直径为 75100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2dd1=(960/686)100=139mm 由课本P74表5-4,取dd2=140mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/140 =685.7r/min 转速误差为:n2-n2/n2=686685.7/686 =0.00041200(适用) (5)确定带的根数 根据课本(7-5) P0=0.74KW 根据课本(7-6) P0=0.11KW 根据课本
5、(7-7)K=0.99 根据课本(7-23)KL=0.91 由课本式(7-23)得 Z= Pd/(P0+P0)KKL =3.9/(0.74+0.11) 0.91 =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=0.1kg/m,由式(5-18)单根V带的初拉力: F0=500Pd/ZV(2.5/K-1)+qV2 =5003.9/55.03(2.5/0.99-1)+0.15.032N =160N 则作用在轴承的压力FQ, FQ=2ZF0sin1/2=25158.01sin167.6/2 =1250N 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选
6、用40Cr调质,齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下:传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数: Z2=iZ1=620=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差:i-i0/I=6-6/6=0%2.5% 可用 齿数比:u=i0=6 由课本取d=0.9 (3)转矩T1 T1=9550P/n1=9550 =25.Nm (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力H H= HlimZ
7、NT/SH由课本查得: Hlim1=625Mpa Hlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数: ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 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SH=1.0 H1=Hlim1ZNT1/SH=6250.92/1.0Mpa =575 H2=Hlim2ZNT2/SH=4700.98/1.0Mpa =460 故得: d1766(kT1(u+1)/duH2)1/3 =766125.9(6+1)/0.9646021/3mm =38.3mm 模数:m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 根据课本表9-1取标准模数:m=2mm (6)校核齿根弯曲
8、疲劳强度 根据课本式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH 确定有关参数和系数 分度圆直径:d1=mZ1=220mm=40mm d2=mZ2=2120mm=240mm 齿宽:b=dd1=0.938.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力F 根据课本P136(6-53)式: F= Flim YSTYNT/SF 由课本查得: Flim1=288Mpa Flim2 =191Mpa 由图6-36查得
9、:YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 F1=Flim1 YSTYNT1/SF=28820.88/1.25Mpa =410Mpa F2=Flim2 YSTYNT2/SF =1910.9/1.25Mpa =204Mpa 将求得的各参数代入式(6-49) F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(212586.583/352220) 2.801.55Mpa =8Mpa F1 F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1120) 2.141.83Mpa =1.2Mpa F2 故轮齿齿根弯曲疲
10、劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=d1n1/601000=3.1440 =2.0096m/s 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质,硬度217255HBS 根据课本并查表,取c=115 d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=19.7(1+5%)mm=20.69 选d=22mm 2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定
11、位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定 (2)确定轴各段直径和长度 工段:d1=22mm 长度取L1=50mm h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+21.5=28mm d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm, 宽度为16mm. 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,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长: L2=(2+20+16+55)=93m
12、m III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm 段直径d4=45mm 由手册得:c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=35+23=41mm 长度与右面的套筒相同,即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:(30+32)=36mm 因此将段设计成阶梯形,左段直径为36mm 段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 求分度圆直径:已知d1=40mm 求转矩:已知T2=34747.5Nmm 求圆周力:Ft
13、根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N 求径向力Fr Fr=Fttan=1737.375tan200=632N 因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=50mm(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=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 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=235.350=11.765Nm (3)绘制水平面弯矩图(如图c) 截面C在水平面上弯矩为: MC2=FAZL/2=631.6145550=31.58Nm (4)绘制合弯矩图(如图
14、d) MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345Nm (5)绘制扭矩图(如图e) 转矩:T=9.55(P2/n2)106=35Nm (6)绘制当量弯矩图(如图f) 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取=1,截面C处的当量弯矩: Mec=MC2+(T)21/2 =43.3452+(135)21/2=55.5Nm (7)校核危险截面C的强度 由式(6-3) e=Mec/0.1d33=55.5/0.1353 =12.9MPa -1b=60MPa 该轴强度足够。 输出轴的设计计算 选用45#调质钢,硬度(217255HBS) 根据课本取c=115 d
15、c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm 取d=35mm (1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
16、 (3)按弯扭复合强度计算已知d2=300mm已知T3=271Nm 求圆周力Ft:根据课本式得 Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N 求径向力式得 Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N 两轴承对称 LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.3
17、549=44.26Nm (4)计算合成弯矩 MC=(MC12+MC22)1/2 =(16.12+44.262)1/2 =47.1Nm (5)计算当量弯矩:根据课本得=1 Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm (6)校核危险截面C的强度 由式(10-3) e=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1453) =1.36Mpa-1b=60Mpa 此轴强度足够 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件,轴承预计寿命 1636510=58400小时 1、计算输入轴承 (1)已知n=686r/min 两轴承径向反力:FR1=FR2=500.2N 初先
18、两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据课本得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本得e=0.68 FA1/FR1e x1=1 FA2/FR258400h 预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知n=114r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选7207AC型
19、角接触球轴承 根据课本得FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 FS1+Fa=FS2 Fa=0 任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端 两轴承轴向载荷:FA1=FA2=FS1=569.1N FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本得:e=0.68 FA1/FR1e x1=1 y1=0 FA2/FR2 此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=22mm,L1=50mm 查手册得,选用C型平键,得: 键A 87 GB1096-79
20、 l=L1-b=50-8=42mm T2=48Nm h=7mm 根据课本P243(10-5)式得 p=4T2/dhl=448000/22742 =29.68MpaR(110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=35mm L3=48mm T=271Nm 查手册P51 选A型平键 键108 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm p=4T/dhl=4271000/35838 =101.87Mpap(110Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手册选用A型平键 键1610 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本得6100/511034=60.3Mpap
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