关于二级传动.docx
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关于二级传动
一、电动机的选择
1)选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压380V。
2)选择电动机的容量
工作机的有效功率为Pw=F•v=3×1.2=3.6kWi=0从电动机到工作机传送带间的总效率为η。
η=η1•η2•η3•η4•η5=0.96^1×0.99^4×0.97^2×0.99^1×0.96^1=0.825i=1由《机械设计课程上机与设计》可知:
η1:
V带传动效率0.96
η2:
滚动轴承效率0.99(球轴承)
η3:
齿轮传动效率0.97(7级精度一般齿轮传动)
η4:
联轴器传动效率0.99(弹性联轴器)
η5:
卷筒传动效率0.96
所以电动机所需工作功率为:
Pd=Pw/η=3.6/0.825=4.36kWi=2式中:
Pd——工作机实际所需电动机的输出功率,kW;
Pw——工作机所需输入功率。
kW;
η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。
3)确定电动机转速
按推荐的传动比合理范围,V带传动≤(2~4),一级圆柱齿轮传动≤5,两级圆柱齿轮传动为(5~40)。
因为nw=v•60/(π•D)=(1.2×60)/(π×350)=65.48r/mini=3nd=i•nw=(10~80)•65.48=(654.8~5238.4)r/mini=4所以电动机转速的可选范围为:
(654.8~5238.4)r/mini=5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为1500r/mini=6电动机。
根据电动机类型、容量和转速,查表选定以下电动机,其主要性能如表格1。
二、确定传动装置的总传动比和分配传动比
1).总传动比i为
i=nm/nw=1440/65.48=21.99i=72).分配传动比
i=i0•i1•i2=21.99i=8考虑润滑条件等因素,初定
i0——为V型带传动比
i1——为第一组齿轮传动比
i2——为第二组齿轮传动比
当为两级传动时:
i1=(1.3~1.4)•i2取1.4,i0=3
当为一级传动时:
i1=i/i0i0=3
所以经过计算以后可得:
i1=3.21i=10i1=1.4•i2=1.4×3.21=2.29i=11
(1).各轴的转速
电动机轴:
nm=1440r/mini=13Ⅰ轴:
nⅠ=1440/3=480r/mini=14Ⅱ轴:
nⅡ=480/3.21=149.53r/mini=15
Ⅲ轴:
nⅢ=149.53/2.29=65.3r/mini=16
卷筒轴:
nw=nⅢ=65.3/1=65.3r/mini=17
(2).各轴的输入功率
电动机轴:
Pd=5.5kWi=19
Ⅰ轴:
PⅠ=Pd•η1•η2=5.5×0.99×0.96=5.23kWi=20
Ⅱ轴:
PⅡ=PⅠ•η2•η3=5.23×0.99×0.97=5.02kWi=21
Ⅲ轴:
PⅢ=PⅡ•η2•η3=5.02×0.99×0.99=4.82kWi=22
卷筒轴:
Pw=PⅢ•η2•η4=4.82×0.99×0.99=4.72kWi=23
(3).各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩Td为:
Td=9550×Pd/nm=9550×5.5/1440=36.48N•mi=25
电动机轴:
Td=36.48N•mi=26
Ⅰ轴:
TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550×5.23/480=104.06N•mi=27
Ⅱ轴:
TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×5.02/149.53=320.61N•mi=28
Ⅲ轴:
TⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=9550×4.82/65.3=704.92N•mi=29
卷筒轴:
Tw=9550×Pw/nw=9550×4.72/65.3=690.29N•mi=30
三、V带设计
1)求计算功率Pc
查表得Ka=1.2i=32
故Pc=Ka•Pd=1.2×4.36=5.23kWi=33
2)选V带型号
可用普通V带或窄V带,现选以普通V带。
根据Pc=1.2×4.36=5.23kWi=34
nd=1440n/mini=35
查图查出此坐标点位于图中A型带i=36
所以现在暂选用A型带i=37
3)求大、小带轮基准直径dl2、dl1由表dl1应不小于75mmi=38
取(标准)dl1=100mmi=39
dl2=nd/nⅠ•dl1•(1-ε)=1440/480×100×(1-ε)=294mmi=40
ε一般为0.02。
查表得取(虽然dl2的大小会影响传动比,但其误差为小于5%i=41
)取标准dl2=300mmi=42
4)验算带速v
v=π•dl1•nd/(60×1000)=π•100•1440/(60×1000)=7.54m/si=43
带速在5~25m/s范围内,合适。
5)求V带基准长度Ld和中心距a
初步选取中心距
a0=1.5•(dl1+dl2)=1.5•(100+300)=600mmi=44
取a0=600mmi=45
符合a0=0.7•(dl1+dl2)~2•(dl1+dl2)。
L0=2•a0+π/2•(dl1+dl2)+(dl2-dl1)^2/(4×a0)=2•600+π/2•(100+300)+(300-100)^2/(4×600)=1844.99mmi=46
查《机械设计基础》表13-2,对所选的A型带i=47
所以Ld=2000mmi=48
则中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=600+(2000-1844.99)/2=678i=49
6)验算小带轮包角α1
α1=180°-(dl2-dl1)/a×57.3°=180°-(300-100)/678×57.3°=163.1°i=50
此结果大于120°所以合适
7)求V型带根数z
z=Pc/((P0+ΔP0)•Ka•KL)
查表得查《机械设计基础》表13-3得
P0=1.32kWi=51
两轮之间的传动比i=dl2/(dl1•(1-ε))=300/(100•(1-0.02))=3.06i=52
查表13-5得ΔP0=0.17i=53
查表13-7得Ka=0.89i=54
查表13-2KL=1.03i=55
由此可得z=5.23/((1.32+0.17)×0.89×1.03)=3.82i=56
取z=4i=57
8)求作用在带轮轴上的压力FQ
查《机械设计基础》表13-1得q=0.1kg/mi=58
故得单根V带的初拉力
F0=500•Pc/(z•v)•(2.5/Ka-1)+q•v^2=500•5.23/(4•7.54)•(2.5/0.89-1)+0.1×7.54^2=162.53Ni=59
V型带的尺寸大小见表格3
作用在轴上的压力
FQ=2•z•F0•sin(α1/2)=2•4•162.53•sin(163.1°/2)=1286.13Ni=60
四、齿轮的设计
1)齿轮1、2的设计
(1)选择材料及确定许用应力因要求结构紧凑故采用硬齿面的组合;小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火,齿面硬度为56~62HRC,σHlim1=1500MPa,σFE=850MPa;大齿轮用20Cr渗碳淬火,齿面硬度为56~62HRC,σHlim1=1500MPa,σFE=850MPa。
取SF=1.25,SH=1(表11-5)取ZH=2.5,ZE=189.8(表11-4) i=113
[σF1]=[σF2]=0.7•σFE1/SF=0.7×850/1.25=476MPai=115
σH1]=[σH2]=σHlim1/SH=1500/1=1500MPai=116
(2)按轮齿弯曲强度设计计算
齿轮按8级精度制造。
取载荷系数K=1.5i=117
齿宽系数Φd=0.6i=118
初选螺旋角β=15°
齿数取z1=30i=119
则z2=3.21×30=96.3i=120
取z2=96i=121
齿形系数
Zv1=z1/((cos15°)^3)=30/((cos15°)^3)=33.29i=122
Zv2=z2/((cos15°)^3)=96/((cos15°)^3)=106.52i=123
查图11-8得YFa1=2.5i=124
YFa2=2.19i=125
由图11-9得YSa1=1.63i=126
YSa2=1.63i=127
因YFa1•YSa1/[σF1]=2.5×1.63/476=0.0086i=128
YFa2•YSa2/[σF2]=2.19×1.63/476=0.0075i=129
故应进行弯曲强度计算的齿轮为齿轮1i=130
法向模数mn≥((2•K•TⅠ•YFa1•YSa1•(cosβ)^2)/(φd•(z1)^2•[σF1]))^(1/3)=((2•1.5•104.06•2.5•1.63•(cos14.25^2))/(0.6•(30)^2•476))^(1/3)=1.9269410326992mmi=131
由表4-1取mn=2mmi=132
中心距a=mn•(z1+z2)/(2•cosβ)=2•(30+96)/(2•cos15°)=130.44479873167mmi=133
取a=130mmi=134
确定螺旋角β=arccos(mn•(z1+z2)/(2•a))=arccos(2•(30+96)/(2•130mm))=14.25°i=135
齿轮分度圆直径d1=mn•z1/cosβ=2•30/cos14.25°=61.9mmi=136
d2=mn•z2/cosβ=2•96/cos14.25°=198.1mmi=137
齿宽b=φd•d1=0.6•61.9=37.14mmi=138
取b1=35mmi=139
b2=25mmi=140
(3)验算齿面接触强度
将各参数代入式(11-8)得
σH=ZE•ZH•ZB•(2•K•TⅠ•(i1+1)/(b1•d1^2•i1))^(1/2)=189.8×2.5×(cos)14.25^(1/2)×(2×1.5•104.06•(3.21+1)/(35•61.9^2•3.21))^(1/2)=816.24MPa≤[σH1]i=141
所以安全。
(4)齿轮的圆周速度
v1=π•d1•nⅠ/(60×1000)=π•61.9•480/(60×1000)=1.56m/si=142
对照表11-2,选8级精度是合宜的。
i=143
2)齿轮3、4的设计
(1)选择材料及确定许用应力因要求结构紧凑故采用硬齿面的组合;小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火,齿面硬度为56~62HRC,σHlim3=1500MPa,σFE=850MPa;大齿轮用20Cr渗碳淬火,齿面硬度为56~62HRC,σHlim4=1500MPa,σFE=850MPa。
取SF=1.25,SH=1(表11-5)取ZH=2.5,ZE=189.8(表11-4)
[σF3]=[σF4]=0.7•σFE3/SF=0.7×850/1.25=476MPai=144
σH3]=[σH4]=σHlim3/SH=1500/1=1500MPai=145
(2)按轮齿弯曲强度设计计算
齿轮按8级精度制造。
取载荷系数K=1.5i=146
齿宽系数Φd=0.6i=147
初选螺旋角β=15°
齿数取z3=32i=148
则z4=2.29×32=73.28i=149
取z4=73i=150
齿形系数
Zv3=z3/((cos15°)^3)=32/((cos15°)^3)=35.51i=151
Zv4=z4/((cos15°)^3)=73/((cos15°)^3)=81i=152
查图11-8得YFa3=2.48i=153
YFa4=2.24i=154
由图11-9得YSa3=1.64i=155
YSa4=1.6i=156
因YFa3•YSa3/[σF3]=2.48×1.64/476=0.0085i=157
YFa3•YSa4/[σF4]=2.24×1.6/476=0.0075i=158
故应进行弯曲强度计算的齿轮为齿轮3i=159
法向模数mn≥((2•K•TⅡ•YFa3•YSa3•(cosβ)^2)/(φd•(z3)^2•[σF3]))^(1/3)=undefinedi=160
由表4-1取mn=2.5mmi=161
中心距a=mn•(z3+z4)/(2•cosβ)=2.5•(32+73)/(2•cos15°)=135.879998678823mmi=162
取a=135mmi=163
确定螺旋角β=arccos(mn•(z3+z4)/(2•a))=arccos(2•(32+73)/(2•130mm))=13.54°i=164
齿轮分度圆直径d3=mn•z3/cosβ=2.5•32/cos13.54°=82.29mmi=165
d4=mn•z4/cosβ=2.5•73/cos13.54°=187.72mmi=166
齿宽b=φd•d3=0.6•82.29=49.37mmi=167
取b3=35mmi=168
b4=25mmi=169
(3)验算齿面接触强度
将各参数代入式(11-8)得
σH=ZE•ZH•ZB•(2•K•TⅡ•(i2+1)/(b3•d3^2•i2))^(1/2)=189.8×2.5×(cos)13.54^(1/2)×(2×1.5•320.61•(2.29+1)/(35•82.29^2•2.29))^(1/2)=1129.7MPa≤[σH3]i=170
所以安全。
(4)齿轮的圆周速度
v3=π•d3•nⅡ/(60×1000)=π•82.29•149.53/(60×1000)=0.64m/si=171
对照表11-2,选8级精度是合宜的。
i=172
五、轴的设计
1)轴Ⅰ的设计 i=198
圆周力:
Ft1=2TⅠ/d1=2×104.06/0.0619=3362.2Ni=200
径向力:
Fr1=Ft1•tanα=3362.2•tan20°=1262.59Ni=201
轴向力:
Fa1=Ft/cos20°=3362.2/cos20°=854Ni=202
2)初步确定轴Ⅰ的最小直径
材料为45钢,正火处理。
根据《机械设计基础》表14-2,取C=110,于是dmin=C3•(PⅠ/nⅠ)^(1/3)=110×(5.23/480)^(1/3)=24.39mmi=203
由于键槽的影响,故最小直径为:
26mmi=204
显然最小值的轴颈肯定是安在电动机的联轴器,故取标准值轴Ⅰ的最小最小直径d1=38mmi=205
根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l1=76mmi=206
3)轴Ⅰ的结构设计
(1).为满足带轮的轴向定位要求,1段需要一轴肩故d2=47mmi=207
(2).初步选择滚动轴承
因轴承同时受有径向力和轴向力的做用,故选用接触球轴承。
按照工作求并根据d2=47mmi=208
查手册选取单列角接触球轴承7011ACi=209
其尺寸为d×D×B=55×90×18mmi=210
故d3=d7=55mmi=211
故l7=B=36mmi=212
(3).由小齿轮尺寸可知,齿轮处的轴端4的直径的d4=59mmi=213
故l4=50mmi=214
由轴肩高度h>0.07d,则轴肩的直径d5=67mmi=215
则d6=59mmi=216
则l6=33mmi=217
(4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。
故l2=95mmi=218
(5).根据安装时齿轮中心要在一条线上,可得l3=18mmi=219
至此,已初步确定了轴的各段和长度。
见草图1 i=220
4).轴Ⅰ的校核
根据两个轴承的位置可确定L=129mmi=221
取齿轮中间为a-a截面,带轮离最近轴承的距离L2=142mmi=222
取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=44.5mmi=223
(1).求垂直面得支撑反力图1-a
F1v=(Fr1*L3-Fa1•d1/2)/L=(1262.59×0.0445-854•0.0619/2)/0.129=230.65Ni=224
F2v=Fr1-F1v=1262.59-230.65=1031.94Ni=225
(2).求水平的支撑反力图1-b
F1H=Ft1•L3/L=3362.2•0.0445/129=1159.83Ni=226
F2H=Ft1-F1H=3362.2-1159.83=2202.37Ni=227
(3).V型带拉力产生的支撑反力图1-c
F1F=FQ•(L2+L)/L=1286.13×(0.142+0.129)/0.129=2701.87Ni=228
F2F=F1F-FQ=2701.87-1286.13=1415.74Ni=229
(4).绘垂直面得弯矩图图1-d
Mav=F2v•L3=2701.87-1286.13=45.92N•mi=230
M'av=F1v•(L-L3)=230.65×(0.129-0.0445)19.49N•mi=231
(5).绘水平面的弯矩图图1-e
MaH=F1H•L3=1159.83×0.0445=51.61N•mi=232
M'aH=F1H•(L-L3)=1159.83•(0.129-0.0445)=98.01N•mi=233
(6).带轮拉力产生的弯矩图图1-f
M1F=FQ•L2=1286.13•0.142=182.63N•mi=234
MaF=F2F•L3=1415.74•0.0445=63N•mi=235
(7).求合成弯矩图图1-g
考虑到最不利的情况。
Ma=(Mav^2+MaH^2)^(1/2)+MaF=(45.92^2+51.61^2)^(1/2)63=132.08N•mi=236
M'a=(M'av^2+M'aH^2)^(1/2)+MaF=(19.49^2+98.01^2)^(1/2)63=163N•mi=237
M1=M1F=182.63N•mi=238
所以危险截面为:
轴承1i=239
(8).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M,从截面中发现其当量弯矩为
Me=(M^2+(α•TⅠ)^2)^(1/2)取α=0.6.可得:
Me=(182.63^2+(0.6×104.06)^2)^(1/2)=193.01N•mi=240
(9).计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45钢,调质处理,由表得σB=650MPa,由表14-3查得[σ_1b]=60MPa,则
d≥(Me/(0.1•[σ_1b]))^(1/3)=(193.01/(0.1×60))^(1/3)=31.8mmi=241
考虑到键槽对轴的削弱,将d值加大5%,故
d≥1.05×31.8=33.39mmi=242
查看草图说明当初估算的直径是合理。
i=243
5).轴Ⅱ的设计 i=289
圆周力:
Ft2=2TⅡ/d2=2×320.61/0.1981=3236.85Ni=290
径向力:
Fr2=Ft2•tanα=3236.85•tan20°=1215.52Ni=291
轴向力:
Fa2=Ft/cos20°=7792.2/cos20°=1876Ni=292
圆周力:
Ft3=2TⅡ/d3=2×320.61/0.08229=7792.2Ni=293
径向力:
Fr3=Ft3•tanα=7792.2•tan20°=2917.21Ni=294
轴向力:
Fa3=Ft/cos20°=7792.2/cos20°=1876Ni=295
6)初步确定轴Ⅱ的最小直径
材料为45钢,正火处理。
根据《机械设计基础》表14-2,取C=110,于是dmin=C3•(PⅡ/nⅡ)^(1/3)=110×(5.02/149.53)^(1/3)=35.49mmi=296
由于键槽的影响,故最小直径为:
42mmi=297
7)轴Ⅱ的结构设计
(1).初步选择滚动轴承
因轴承同时受有径向力和轴向力的做用,故选用接触球轴承。
查手册选取单列角接触球轴承7012ACi=298
其尺寸为d×D×B=60×95×18i=299
故d5=d1=60mmi=300
(2).由齿轮2、齿轮3的尺寸可知,齿轮处的轴端4的直径的d4=64mmi=301
故l4=23mmi=302
故d2=64mmi=303
故l2=33mmi=304
(3).根据齿轮到内壁的距离以及轴承定位的要求。
故l1=40mmi=305
故l5=45mmi=306
至此,已初步确定了轴的各段和长度。
见草图2 i=307
8).轴Ⅱ的校核
根据两个轴承的位置可确定L=133mmi=308
取齿轮2中间为b-b截面,齿轮3中间为c-c截面。
b与c截面的距离L2=38mmi=309
取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=48.5mmi=310
(1).求垂直面得支撑反力图2-a
F3v=(Fr2•(L3+L2)+Fa3•d3/2+Fa2•d2/2-Fr2•L3)/L=(2917.21×(0.0485+0.038)+1876×0.08229/2+822×198.1/2-1215.52×0.0485)/0.133=2646.56Ni=311
F4v=Fr2+F3v-Fr3=1215.52+2646.56-2917.21=944.87Ni=312
(2).求水平的支撑反力图2-b
F4H=Ft2•(L-L3)-Ft3•(L-L2-L3)/L=(3236.85×(0.133-0.0485)+7792.2×(0.133-0.038-0.0485))/0.133=-3887.5Ni=313
F3H=Ft3+Ft2-F4H=3236.85+7792.2--667.85=-667.85Ni=314
(3).绘垂直面得弯矩图图2-c
Mbv=F4v•L3=944.87•0.0485=45.83N•mi=315
M'bv=Fa3•d3/2+Fr3•L2-F3v•(L-L3)=1876•0.0485/2+2917.21•0.038-2646.56•(133-48.5)=-35.59N•mi=316
Mcv=F4v•(L2+L3)+Fa2•d2/2-Fr2•L3=944.87•(0.038+0.0485)+822•0.1981/2-1215.52•0.0485=104.2N•mi=317
M'cv=-F3v•(L-L2-L3)=-2646.56•(0.133-0.038-0.0485)=-123.07N•mi=318
(4).绘水平面的弯矩图图2-d
MbH=F4H•L3=-667.85•0.0485=-32.39N•mi=319
M'bH=F3H•(L-L3)=-3887.5•(0.1
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- 关于 二级 传动