2)材料选择。
由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢<调质)硬度为280HBS。
3)选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=24×3.86=92.64,取93。
2按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式<10-9a)
d1≥2.32(KT1(u+1>ZE2/φdu[σH]2>1/3
(1>确定公式内的各计算数值
1)试选载荷系数Kt=1.3
2)计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P1/n1
=95.5×106×4.92/342.86=137041N·mm
3>由课本表10-7选取齿款系数φd=1
4>由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
5>由课本tu10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
6)由课本式10-13计算应力循环次数NL
NL1=60n1jLh=60×342.86×1×(16×300×10>
=9.874×108
NL2=NL1/i=9.874×108/3.86=2.558×108
7)由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96KHN2=0.98
8)计算解除疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1.0
[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.96×600/1.0Mpa
=576Mpa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.98×550/1.0Mpa
=539Mpa
(2>计算
1)试算小齿轮分度圆直径dd1,代入[σH]较小的值
dd1≥2.32(KT1(u+1>ZE2/φdu[σH]2>1/3
=2.32×[1.3×1.37×105×<3+1)×189.82/(3.86×5392>]1/3
=71.266mm
2>计算圆周速度v。
v=πdd1n1/<60×1000)=3.14×71.266×342.86/<60×1000)=1.28m/s
3)计算齿宽b。
b=φdd1=1×71.266mm=71.266mm
4)计算齿宽与齿高之比b/h。
模数:
m=d1/Z1=71.266/24=2.969mm
齿高:
h=2.25m=2.25×2.969=6.68mm
b/h=10.67
5)计算载荷系数。
根据v=1.28m/s,7级精度,由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.07;
直齿轮,KHa=KFa=1:
由课本表10-2查得KA=1
由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KHβ=1.316
由b/h=10.67,KHβ=1.316查课本表10-13得KFβ=1.28:
故载荷系数
K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.07×1×1.316=1.408
6>按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由课本式<10-10a)
d1=d1t(K/Kt>1/3=71.266×(1.408/1.3>1/3=73.187mm
7>计算模数m:
m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm
3.按齿根弯曲强度设计
由课本式<10-5)得弯曲强度的设计公式
m≥[2KT1YFaYSa/(φdz12σF>]1/3
(1)确定公式内的各计算数值
1)由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa
2)由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88
3>计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由课本式<10-12)得
[σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×500/1.4=303.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=0.88×380/1.4=238.86MPa
4>计算载荷系数K
K=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.07×1×1.28=1.37
5>取齿形系数。
由课本表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.226
6)查取应力校正系数
由课本表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.764
7)计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]
YFa1YSa1/[σF]1=2.65×1.58/303.57=0.01379
YFa2YSa2/[σF]2=2.226×1.764/238.86=0.01644
大齿轮的数值大。
8>设计计算
m≥[2×1.37×1.37×105×0.01644/(1×242>]1/3
=2.2mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径<即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数2.2并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度的的分度圆直径d1=73.187,算出小齿轮的齿数z1=d1/m=73.187/2.5=30
大齿轮的齿数z2=3.86×30=116
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
4.几何尺寸计算
<1)计算分度圆直径d1=z1m=30×2.5=75mm
d2=z1m=116×2.5=290mm
<2)计算中心距a=<3)计算齿轮宽度b=φdd1=1×75=75mm取B2=75mm,B1=80mm
六、轴的设计计算
输出轴的设计计算
1、两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩T
P
输=4.67×0.98=4.58kw
n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min
T2=397656N·mm
P
输=4.92×0.98=4.82kw
n1=417.39r/min
T1=100871N·mm
2、求作用在齿轮上的力
因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=355mm
Ft2=2T2/d2=2×397656/355=2018N
Fr2=Ft2tan20°=2018×0.3642=825N
因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mm
Ft1=2T1/d1=2×100871/84=2401N
Fr1=Ft1tan20°=2401×0.3642=729N
4、初步确定轴的最小直径
先按课本式<15-2)初步估算轴的最小直径。
选取的材料为45钢,调制处理。
根据课本表15-3,取A0=112,于是得
dmin2=A0
输/n2)1/3=112×<4.58/108.13)1/3=39.04mm
dmin1=A05、联轴器的选择
为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应,故选联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查课本表14-1,考虑到转矩变化很小,故取KA=1.3,则
Tca=KAT2=1.3×397656=516952.8N·mm
按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件,查《机械设计手册》,选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630000N·mm。
联轴器的孔径d1=38mm,半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=58mm。
6、轴承的选择
初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用,故选用深沟球轴承。
参照工作要求,由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承213,其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm。
7、轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
由课本表6-1查得平键截面b×h=20mm×12mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6;同样,半联轴器与轴的连接,选用平键为12mm×8mm×50mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6.
8、确定轴上圆角尺寸
参考课本表15-2,取轴端倒角为2×45°。
9、求轴上的载荷
1轴
2轴
按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。
根据课本式<15-5)及上图的数据,以及轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的计算应力
σca1=[M12+<αT1)2]1/2/W=[81263.382+<0.6×100871)2]1/2/<1×843)
=0.29MPa
σca2=[M12+<αT2)2]1/2/W=[76462.382+<0.6×397656)2]1/2/33656.9
=6.28MPa前已选定轴的材料为45钢,调制处理,由课本表15-1查得[σ-1]=60MPa。
因此σca1<σca2<[σ-1],故安全。
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
16×360×10=576000小时
1、计算输入轴承
<1)已知nI=417.39r/minn
=108.13r/min
(2>计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表<11-9)取fP=1.5
根据课本P262<11-6)式得
PI=fPxFr1=1.5×(1×1039>=1558.5N
P
=fPxFr2=1.5×(1×977.5>=1466.25N
(3>轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3
Lh=106C3/(60nP3>
Lh1=106C3/(60nP13>=106×[44.8×106]3/[60×320×(1.5×1558.5>3]
=3.67×1014h>57600h
Lh2=106C3/(60nP23>=106×[44.8×106]3/[60×70.8×(1.5×1466.25>3]
=1.99×1015h>57600h
∴预期寿命足够
八、键联接的选择及校核计算
由课本式<6-1)
σp=2T×103/确定上式中各系数
T
=100.871N·m
T
=397.656N·m
k1=0.5h1=0.5×12mm=6mm
k2=0.5h2=0.5×8mm=4mm
l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm
l2=L2-b2=50mm-12mm=38mm
d1=70mm
d2=38mm
σp1=2T
×103/=6.93MPa
σp2=2T
×103/=109.24MPa
由课本表6-2[σp]=100-120
所以σp1≤[σp]σp2≤[σp]满足要求
九、箱体设计
名称
符号
尺寸机座壁厚
δ
9
机盖壁厚
δ1
9
机座凸缘厚度
b
13
机盖凸缘厚度
b1
13
机座底凸缘厚度
b2
22
地脚螺钉直径
df
22
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
150
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
8
df,d1,d2至外机壁距离
C1
26,22,16
df,d2至凸缘边缘距离
C2
25,15
轴承旁凸台半径
R1
24
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
10
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1,m
7,7
轴承端盖外径
D2
160,160
轴承端盖凸缘厚度
t
8
轴承旁联接螺栓距离
s
尽量靠近,以Md1和Md2互不
干涉为准,一般s=D2
η总=0.83
P工作=5.12KW
n滚筒
=108.2r/min
电动机型号
Y132M2-6
i总=8.87
据手册得
i齿轮=3.86
i带=2.3
nI=960r/min
n
=417.39r/min
n
=108.13r/min
P
=4.92KW
P
=4.67KW
P
=4.48KW
T
=112.6N·m
T
=412.15N·mT
=395.67N·m
V=5.24m/s
dd2=340mm
取标准值
dd2=355mm
Ld=1600mm
取a0=500
Z=7
F0=147N
i齿=3.86
Z1=24
Z2=77
T1=137041N·mm
αHlimZ1=600Mpa
αHlimZ2=550Mpa