二级斜齿输入联轴器输出开式齿轮F5VDXWord文档格式.docx
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3.确定传动方案:
考虑到电机转速高,传动功率大,将开式齿轮设置在低速级。
其传动方案如下:
图一:
传动装置总体设计图
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
选择开式齿轮传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η1η23η32η4η5=0.99×
0.993×
0.972×
0.95×
0.96=0.81
η1为联轴器的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为开式齿轮传动的效率,η5为工作机的效率(包括工作机和对应轴承的效率)。
第三部分电动机的选择
1电动机的选择
皮带速度v:
v=0.4m/s
工作机的功率pw:
pw=2.6KW
电动机所需工作功率为:
pd=3.21KW
执行机构的曲柄转速为:
n=23.4r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,开式齿轮传动的传动比范围为i1=2~5,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40,则总传动比合理范围为ia=16~200,电动机转速的可选范围为nd=ia×
n=(16~200)×
23.4=374.4~4680r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机,额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min,同步转速1000r/min。
2确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比:
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=960/23.4=41
(2)分配传动装置传动比:
ia=i0×
i
式中i0,i1分别为开式齿轮和减速器的传动比。
为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大,选取i0=2.5,则减速器传动比为:
i=ia/i0=41/2.5=16.4
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=
则低速级的传动比为:
i23=3.55
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
nI=nm=960=960r/min
nII=nI/i12=960/4.62=207.8r/min
nIII=nII/i23=207.8/3.55=58.5r/min
nIV=nIII/i0=58.5/2.5=23.4r/min
(2)各轴输入功率:
PI=Pd×
η1=3.21×
0.99=3.18KW
PII=PI×
η2⋅η3=3.18×
0.99×
0.97=3.05KW
PIII=PII×
η2⋅η3=3.05×
0.97=2.93KW
PIV=PIII×
η2⋅η4=2.93×
0.95=2.76KW
则各轴的输出功率:
PI'
=PI×
0.99=3.15KW
PII'
=PII×
0.99=3.02KW
PIII'
=PIII×
0.99=2.9KW
PIV'
=PIV×
0.99=2.73KW
(3)各轴输入转矩:
TI=Td×
η1
电动机轴的输出转矩:
Td==31.9Nm
所以:
η1=31.9×
0.99=31.6Nm
TII=TI×
i12×
η2⋅η3=31.6×
4.62×
0.97=140.2Nm
TIII=TII×
i23×
η2⋅η3=140.2×
3.55×
0.97=478Nm
TIV=TIII×
i0×
η2⋅η4=478×
2.5×
0.95=1123.9Nm
输出转矩为:
TI'
=TI×
0.99=31.3Nm
TII'
=TII×
0.99=138.8Nm
TIII'
=TIII×
0.99=473.2Nm
TIV'
=TIV×
0.99=1112.7Nm
第六部分齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度:
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。
1)材料:
高速级小齿轮选用40Cr钢调质,齿面硬度为小齿轮:
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质,齿面硬度为大齿轮:
225~255HBW。
取小齿齿数:
Z1=25,则:
Z2=i12×
Z1=4.62×
25=115.5取:
Z2=116
2)初选螺旋角:
β=13.50。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:
确定各参数的值:
1)试选Kt=1.6
2)T1=31.6Nm
3)选取齿宽系数ψd=1
4)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5)由图8-15查得节点区域系数ZH=2.44
6)由式8-3得:
εα=[1.88-3.2×
(1/Z1+1/Z2)]×
cosβ
=[1.88-3.2×
(1/25+1/116)]×
cos13.50=1.677
7)由式8-4得:
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×
1×
25×
tan13.50=1.91
8)由式8-19得:
Zε====0.772
9)由式8-21得:
Zβ===0.99
10)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×
960×
6×
300×
2×
8=1.66×
109
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=1.66×
109/4.62=3.59×
108
12)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.88,KHN2=0.9
13)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1==0.88×
650=572MPa
[σH]2==0.9×
530=477MPa
许用接触应力:
[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=(572+477)/2=524.5MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
==38.5mm
4修正计算结果:
1)确定模数:
mn===1.5mm
取为标准值:
2mm。
2)中心距:
a===145mm
3)螺旋角:
β=arccos=arccos=13.50
4)计算齿轮参数:
d1===51mm
d2===239mm
b=φd×
d1=51mm
b圆整为整数为:
b=51mm。
5)计算圆周速度v:
v===2.56m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
6)同前,ZE=189.8。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.44。
7)由式8-3得:
8)由式8-4得:
9)εγ=εα+εβ=3.587
10)同前,取:
εβ=1
11)由式8-21得:
12)由表8-2查得系数:
KA=1,由图8-6查得系数:
KV=1.1。
13)Ft===1239.2N
==24.3<
100Nmm
14)由tanαt=tanαn/cosβ得:
αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan200/cos13.50)=20.50
15)由式8-17得:
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos13.5cos20/cos20.5=0.98
16)由表8-3查得:
KHα=KFα=1.2
17)由表8-4得:
KHβ=1.17+0.16(1+0.6ψd2)ψd2+0.61×
10-3b=1.46
18)K=KAKVKHαKHβ=1×
1.1×
1.2×
1.46=1.93
计算K值满足要求,计算结果可用。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)当量齿数:
ZV1=Z1/cos3β=25/cos313.50=27.2
ZV2=Z2/cos3β=116/cos313.50=126.2
2)
εαV=[1.88-3.2×
(1/ZV1+1/ZV2)]cosβ
=[1.88-3.2×
(1/27.2+1/126.2)]×
cos13.50=1.689
3)由式8-25得重合度系数:
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68
4)由图8-26和εβ=1.91查得螺旋角系数Yβ=0.88
5)
==3.15
前已求得:
KHα=1.2<
3.15,故取:
KFα=1.2
6)
===11.33
且前已求得:
KHβ=1.46,由图8-12查得:
KFβ=1.43
7)K=KAKVKFαKFβ=1×
1.43=1.89
8)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数:
YFa1=2.56YFa2=2.17
应力校正系数:
YSa1=1.62YSa2=1.83
9)由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:
σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa
10)同例8-2:
小齿轮应力循环次数:
N1=1.66×
大齿轮应力循环次数:
N2=3.59×
11)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
KFN1=0.84KFN2=0.86
12)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
[σF]1===323.1
[σF]2===251.4
==0.01284
==0.0158
大齿轮数值大选用。
(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
mn≥
==1.14mm
1.14≤2所以强度足够。
(3)各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
d2=239mm
b=ψd×
b=51mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b1=56mmb2=51mm
中心距:
a=145mm,模数:
m=2mm
(二)低速级齿轮传动的设计计算
Z3=26,则:
Z4=i23×
Z3=3.55×
26=92.3取:
Z4=92
β=110。
2)T2=140.2Nm
5)由图8-15查得节点区域系数ZH=2.45
(1/Z3+1/Z4)]×
(1/26+1/92)]×
cos110=1.691
εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×
26×
tan110=1.61
Zε====0.769
N3=60nkth=60×
207.8×
8=3.59×
N4=60nkth=N3/u=3.59×
108/3.55=1.01×
KHN3=0.9,KHN4=0.92
[σH]3==0.9×
650=585MPa
[σH]4==0.92×
530=487.6MPa
[σH]=([σH]3+[σH]4)/2=(585+487.6)/2=536.3MPa
d3t:
==63.5mm
mn===2.4mm
3mm。
a===180.3mm
β=arccos=arccos=110
d3===79mm
d4===281mm
d3=79mm
b=79mm。
v===0.86m/s
ZH=2.45。
9)εγ=εα+εβ=3.301
13)Ft===3549.4N
==44.9<
αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan200/cos110)=20.40
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos11cos20/cos20.4=0.98
16)由表8-3得:
10-3b=1.47
1.47=1.94
ZV3=Z3/cos3β=26/cos3110=27.5
ZV4=Z4/cos3β=92/cos3110=97.3
(1/ZV3+1/ZV4)]cosβ
(1/27.5+1/97.3)]×
cos110=1.699
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.67
4)由图8-26和εβ=1.61查得螺旋角系数Yβ=0.91
==2.91
2.91,故取:
===11.7
KHβ=1.47,由图8-12查得:
KFβ=1.44
1.44=1.9
YFa3=2.56YFa4=2.21
YSa3=1.62YSa4=1.8
σFlim3=500MPaσFlim4=380MPa
N3=3.59×
N4=1.01×
KFN3=0.86KFN4=0.89
[σF]3===330.8
[σF]4===260.2
==0.01254
==0.01529
==1.84mm
1.84≤3所以强度足够。
d4=281mm
b=79mm
b3=84mmb4=79mm
a=180mm,模数:
m=3mm
第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=3.18KWn1=960r/minT1=31.6Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
则:
Ft===1239.2N
Fr=Ft×
=1239.2×
=463.8N
Fa=Fttanβ=1239.2×
tan13.50=297.3N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计(第八版)》表15-3,取A0=112,得:
dmin=A0×
=112×
=16.7mm
输入轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号,联轴器的计算转矩:
Tca=KAT1,查《机械设计(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小,故取:
KA=1.2,则:
Tca=KAT1=1.2×
31.6=37.9Nm
由于键槽将轴径增大4%,选取联轴器型号为:
LT4型,其尺寸为:
内孔直径20mm,轴孔长度38mm,则:
d12=20mm,为保证联轴器定位可靠取:
l12=36mm。
半联轴器右端采用轴端挡圈定位,按轴径选用轴端挡圈直径为:
D=30mm,左端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=25mm。
大带轮右端距箱体壁距离为20,取:
l23=35mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d78=30mm;
因轴既受径载荷又受轴向载荷作用,查轴承样本选用:
7206C型角接触球轴承,其尺寸为:
d×
D×
T=30×
62×
16mm,轴承右端采用挡油环定位,取:
l34=16mm。
右端轴承采用挡油环定位,由轴承样本查得7206C。
型轴承的定位轴肩高度:
h=3mm,故取:
d45=d67=36mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
由于:
d1≤2d56,所以小齿轮应该和输入轴制成一体,所以:
l56=56mm;
齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位,则:
l67=s+a=10+8=18mm
l45=b3+c+a+s=84+12+10+8=114mm
l78=T=16mm
5轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据7206C轴承查手册得a=14.2mm
齿宽中点距左支点距离L2