二级V带直齿FVDX文档格式.docx

二级V带直齿FVDX文档格式.docx

《二级V带直齿FVDX文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级V带直齿FVDX文档格式.docx（35页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

传动装置总体设计图所示。

选择V带传动和二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。

计算传动装置的总效率ηa:

ηa=η1η23η32η4η5=0.96×

0.993×

0.972×

0.99×

0.96=0.83

η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择

1电动机的选择

皮带速度v:

v=1.3m/s

工作机的功率pw:

pw=

2.08KW

电动机所需工作功率为:

pd=

2.51KW

执行机构的曲柄转速为:

n=

88.7r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱直齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd=ia×

n=（16×

160）×

88.7=1419.2~14192r/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Y100L-2的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速nm=2870r/min，同步转速3000r/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=2870/88.7=32.4

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×

i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2，则减速器传动比为:

i=ia/i0=32.4/2=16.2

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=

3.53

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/i0=2870/2=1435r/min

nII=nI/i12=1435/4.59=312.6r/min

nIII=nII/i23=312.6/3.53=88.6r/min

nIV=nIII=88.6r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×

η1=2.51×

0.96=2.41KW

PII=PI×

η2⋅η3=2.41×

0.97=2.31KW

PIII=PII×

η2⋅η3=2.31×

0.97=2.22KW

PIV=PIII×

η2⋅η4=2.22×

0.99=2.18KW

则各轴的输出功率：

PI'

=PI×

0.99=2.39KW

PII'

=PII×

0.99=2.29KW

PIII'

=PIII×

0.99=2.2KW

PIV'

=PIV×

0.99=2.16KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×

i0×

η1

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

8.4Nm

所以：

η1=8.4×

2×

0.96=16.1Nm

TII=TI×

i12×

η2⋅η3=16.1×

4.59×

0.97=71Nm

TIII=TII×

i23×

η2⋅η3=71×

3.53×

0.97=240.7Nm

TIV=TIII×

η2⋅η4=240.7×

0.99=235.9Nm

输出转矩为：

TI'

=TI×

0.99=15.9Nm

TII'

=TII×

0.99=70.3Nm

TIII'

=TIII×

0.99=238.3Nm

TIV'

=TIV×

0.99=233.5Nm

第五部分V带的设计

1选择普通V带型号

计算功率Pc:

Pc=KAPd=1.1×

2.51=2.76KW

根据手册查得知其交点在Z型交界线范围内，故选用Z型V带。

2确定带轮的基准直径，并验算带速

取小带轮直径为d1=80mm,则：

d2=n1×

d1×

（1-ε）/n2=i0×

（1-ε）

=2×

80×

（1-0.02）=156.8mm

由手册选取d2=160mm。

带速验算：

V=nm×

π/（60×

1000）

=2870×

1000）=12.02m/s

介于5~25m/s范围内，故合适。

3确定带长和中心距a

0.7×

（d1+d2）≤a0≤2×

（d1+d2）

（80+160）≤a0≤2×

（80+160）

168≤a0≤480

初定中心距a0=324mm，则带长为:

L0=2a0+π×

（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4×

a0）

=2×

324+π×

（80+160）/2+（160-80）2/（4×

324）=1030mm

由表9-3选用Ld=1000mm，确定实际中心距为：

a=a0+（Ld-L0）/2=324+（1000-1030）/2=309mm

4验算小带轮上的包角α1:

α1=1800-（d2-d1）×

57.30/a

=1800-（160-80）×

57.30/309

=165.20>

1200

5确定带的根数：

Z=Pc/（（P0+∆P0）×

KL×

Kα）

=2.76/（（0.57+0.04）⋅1.06⋅0.96）=4.45

故要取Z=5根Z型V带。

6计算轴上的压力：

由初拉力公式有：

F0=500×

Pc×

（2.5/Kα-1）/（Z×

V）+q×

V2

=500×

2.76×

（2.5/0.96-1）/（5×

12.02）+0.10×

12.022=51.3N

作用在轴上的压力：

FQ=2×

Z×

F0×

sin（α1/2）

5×

51.3×

sin（165.2/2）=508.7N

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，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。

材料：

高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：

250HBS。

高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：

200HBS。

取小齿齿数：

Z1=20，则：

Z2=i12×

Z1=4.59×

20=91.8取：

Z2=93

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=1.2

2）T1=16.1Nm

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=2.5

6）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=610MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=560MPa。

7）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×

1435×

1×

10×

300×

8=4.13×

109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=4.13×

109/4.59=9×

108

8）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.85,KHN2=0.89

9）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=

=0.85×

610=518.5MPa

[σH]2=

=0.89×

560=498.4MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（518.5+498.4）/2=508.45MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=

=34.5mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=

=1.73mm

取为标准值:

2.5mm。

2）中心距：

a=

=141.2mm

3）计算齿轮参数：

d1=Z1mn=20×

2.5=50mm

d2=Z2mn=93×

2.5=233mm

b=φd×

d1=50mm

b圆整为整数为：

b=50mm。

4）计算圆周速度v:

v=

=3.75m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为9级。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）由表8-3查得齿间载荷分配系数：

KHα=1.1，KFα=1.1；

齿轮宽高比为：

=8.89

求得:

KHβ=1.09+0.26φd2+0.33×

10-3b=1.09+0.26×

0.82+0.33×

10-3×

50=1.37

，由图8-12查得：

KFβ=1.34

2）K=KAKVKFαKFβ=1×

1.1×

1.34=1.62

3）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa1=2.75YFa2=2.21

应力校正系数:

YSa1=1.56YSa2=1.8

4）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=245MPaσFlim2=220MPa

5）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N1=4.13×

大齿轮应力循环次数:

N2=9×

6）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN1=0.81KFN2=0.85

7）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]1=

=152.7

[σF]2=

=143.8

=0.02809

=0.02766

小齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=1.54mm

1.54≤2.5所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d2=233mm

b=ψd×

b=50mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=55mmb2=50mm

中心距：

a=141.5mm，模数：

m=2.5mm

（二）低速级齿轮传动的设计计算

Z3=22，则：

Z4=i23×

Z3=3.53×

22=77.66取：

Z4=78

2）T2=71Nm

N3=60nkth=60×

312.6×

8=9×

N4=60nkth=N1/u=9×

108/3.53=2.55×

KHN1=0.89,KHN3=0.91

[σH]3=

610=542.9MPa

[σH]4=

=0.91×

560=509.6MPa

[σH]=（[σH]3+[σH]4）/2=（542.9+509.6）/2=526.25MPa

=56.2mm

=2.55mm

3mm。

=150mm

d3=Z3mn=22×

3=66mm

d4=Z4mn=78×

3=234mm

d3=66mm

b=66mm。

=1.08m/s

=9.78

KHβ=1.09+0.26φd4+0.33×

66=1.37

YFa3=2.69YFa4=2.24

YSa3=1.58YSa4=1.77

σFlim3=245MPaσFlim4=220MPa

N3=9×

N4=2.55×

KFN3=0.85KFN4=0.87

[σF]3=

=160.2

[σF]4=

=147.2

=0.02653

=0.02693

大齿轮数值大选用。

=2.34mm

2.34≤3所以强度足够。

d4=234mm

b=66mm

b3=71mmb4=66mm

a=150mm，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=2.41KWn1=1435r/minT1=16.1Nm

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=

=644N

Fr=Ft×

tanαt=644×

tan200=234.4N

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×

=13.3mm

显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:

d12=14mm。

带轮的宽度：

B=（Z-1）×

e+2×

f=（5-1）×

18+2×

8=88mm，为保证大带轮定位可靠取：

l12=86mm。

大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:

d23=19mm。

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=20mm；

因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：

6204型深沟球轴承，其尺寸为:

d×

D×

T=20×

47×

14mm，轴承右端采用挡油环定位，取:

l34=14mm。

右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得6204。

型轴承的定位轴肩高度：

h=3mm，故取：

d45=d67=26mm。

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=55mm；

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=71+12+10+8=101mm

l78=T=14mm

5轴的受力分析和校核:

1）作轴的计算简图（见图a）:

根据6204深沟球轴承查手册得T=14mm

带轮中点距左支点距离L1=（88/2+35+14/2）mm=86mm

齿宽中点距左支点距离L2=（55/2+14+101-14/2）mm=135.5mm

齿宽中点距右支点距离L3=（55/2+18+14-14/2）mm=52.5mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=179.8N

FNH2=

=464.2N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=-675.9N

FNV2=

=401.6N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=179.8×

135.5Nmm=24363Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MV0=FQL1=508.7×

86Nmm=43748Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1=FNV1L2=-675.9×

135.5Nmm=-91584Nmm

MV2=FNV2L3=401.6×

52.5Nmm=21084Nmm

分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。

截面C处的合成弯矩：

M1=

=94769Nmm

M2=

=32219Nmm

作合成弯矩图（图f）。

4）作转矩图（图g）。

5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：

通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。

必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。

根据公式（14-4），取α=0.6，则有：

σca=

MPa

=7.6MPa≤[σ-1]=60MPa

故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：

计算W时，忽略单键槽的影响）。

轴的弯扭受力图如下：

II轴的设计

1求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：

P2=2.31KWn2=312.6r/minT2=71Nm

已知高速级大齿轮的分度圆直径为:

=609.4N

tanαt=609.4×

tan200=221.8N

已知低速级小齿轮的分度圆直径为:

=2151.5N

tanαt=2151.5×

tan200=783.1N

3确定轴的各段直径和长度:

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=107，得:

=107×

=20.8mm

中间轴最小直径显然是安装轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：

6205型深沟球轴承，其尺寸为：

T=25×

52×

15mm，则：

d12=d67=25mm。

取高速大齿轮的内孔直径为：

d23=30mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：

l23=48mm，轴肩高度：

h=0.07d=0.07×

30=2.1mm，轴肩宽度：

b≥1.4h=1.4×

2.1=2.94mm，所以：