..2..2..4..5..6.....12.19..22V——0129○○计算过程及计算说明1/14一、传动
方案
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拟定
设计
领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计
单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。2）原始数据：滚筒圆周力F=640N；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=270mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：<1）传动装置的总功率：2η总=η带×η轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒2=0.960.99××0.97×0.99×0.96=0.867(2>电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=640×1.5/10000×.867=1.107KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：筒=60×1000V/πDn=60×1000×1.5/π×270=106.16r/minI’a=3~6。按手册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符合这一范围的同步转速有750、1000、和1400r/min。2/14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，选定电动机型号为其主要性能：额定功率：1.5KW，满载转速1400r/min，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1400/106.16=13.1872、分配各级伟动比1）取齿轮i齿轮=4<单级减速器i=3~6合理）2）∵i总=i齿轮×I带i带=i总/i齿轮=13.187/4=3.297四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速
nIII=nII/i齿轮=424.63/4=106.16(r/min>2、计算各轴的功率dmin=75dd2=n1/n2·dd1=1400/424.63×100=329.70mm由课本P157表8-8，取dd2=315mm实际从动轮转速n’=n×21dd1/dd2=1400100/315=444.4r/min转速误差为：n2-n2’/n2=424.63-444.4/424.63=-0.047<0.05(允许>带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×14000/60×1000=7.33m/s在5~25m/s范围内，带速合适。3）确定带长和中心矩根据课本P84式<5-14）得0.7(dd1+dd2>≤a0≤2(dd1+dd2>0.7(100+315>≤a0≤2×(100+315>所以有：290.5mm≤a0≤830mm取a0为600L0=2a0+1.57(dd1+dd2>+(dd2-dd1>/4a0=2×00+1.57(100+315>+(315-100>2/4×600=1870.8mm根据课本P146表<8-2）取Ld=1800mm根据课本a≈a0+Ld-L0/2=600+(1800-1870.8>/2=564.6mm(4>验算小带轮包角α0）/a×57.301=180-(dd2-dd1=158.20>1200<适用）<5）确定带的根数根据课本P152表<8-4A）P0=1.30KW根据课本P153表<8-4B）△P0=0.17KW根据课本P155表<8-5）Kα=0.94根据课本P146表<8-2）KL=1.01Z=P/P’=P/(P+△P>KαKCC00L=1.8/(1.3+0.17>×0.94×1.01=1.289取z=2(6>计算轴上压力由课本p149表8-3查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：24/14=500×<2.5-0.94）×1.8/(0.94×2×7.33>+0.1×7.33×7.33=107.26N则作用在轴承的压力FQ:FQ=2ZF0sinα1/2=2×2×107.26sin158.2/2=421.3N2、齿轮传动的设计计算㈠选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=20×4=80㈡按齿面接触疲劳强度设计由公式<10-9a）进行试算，即d1≥2.32(kT1(u±1>/φdu1/3Ⅰ确定公式内的各计算数值：①选载荷系数Kt=1.3②计算小齿轮传递的转矩:T1=9550000×1.107/1400=7551.3Nmm·③由表<10-7）取齿宽系数φd=1④由表<10-6）查得Z=189.8Mpa1/2E⑤由图<10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限σ=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1σ=550MpaHlim29⑥由式<10-13）计算应力循环次数N1=60n×91jLh=60x1400×2×8×365×10=4.9110×N2=N1/4=1.2310⑦由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.85，KHN2=0.98⑧计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式<10-12）得：[σH]1=σHlim1KHN1/S=0.85600=510Mpa；[σH]2=σHlim2KHN2×/S=0.98550=539Mpa×Ⅱ计算①计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σ中的较小值d1≥2.32(kT±φEσH]1(u1>/du1/3Ⅰ确定数值①由图<10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ=500Mpa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1σ=380MpaFE2②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.8，KFN2=0.9③计算弯曲疲劳许用应力：取安全系数s=1.4σσ=285.71Mpa；[F]1=FE1KFN1/S[σF]2=σKFN2/S=244.29MpaFE2④载荷系数K=KβAKVKFαKF=1.417。⑤由表10-5查齿形系数YFa1=2.8，YFa2=2.22⑥由表10-5查应力校正系数YSa1=1.55，YSa2=1.77⑦大小齿轮的YFaYSa/[σF]比较：YFa1YSa1/[σF]1=0.01519，YFa2YSa2/[σF]2=0.01608，大Ⅱ计算m≥<2×1.417×7551×0.01608/400）1/3=0.951mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算承载能力，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Z1=d1/m=29.33取30大齿轮齿数Z1=30×4=120则齿轮同时满足接触疲劳强度和弯曲疲劳强度。㈣几何尺寸计算①分度圆直径d1=Z1m=30，d,2=Z2m=120。②中心距a=<30+120）/2=75mm③齿宽b=φdd1=30mm，B1=35mm，B,2=30mm由小齿轮齿数Z120。则大齿Z2i×Z1620180实际传动比I0=120×2=602传动比误差：i-i0I=6-66=0%<2.5%可用齿数比：u=i0=6由课本P138表6-10取φd=0.9(3>转矩T166T1=9.55×10×P/n1=9.55×10×2.4/458.2(4>载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5>许用接触应力[σH][σ]=σ由课本图6-33查得：HHlimZNT/SHP134σ=570MpaσHlimZ2=350MpaHlimZ1由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8>=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：6/14ZNT1=0.92ZNT2=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[σσ×H]1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1>/φdu[σH]2>1/3=76.43[1×50021.8×(6+1>/0.9×6×3432]1/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm(6>校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132<6-48）式σ=(2kT/bm2Z>YY≤[σ]F11FaSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm取b=45mmb1=50mm(7>齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83(8>许用弯曲应力[σ]F根据课本P136<6-53）式：[σF]=σFlimYSTYNTF/S由课本图6-35C查得：σ=290MpaσFlim1Flim2=210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88YNT2=0.9实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[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式<6-49）σ2F1=(2kT1/bmZ1>YFa1YSa1=(2×××2×××150021.8/452.520>2.801.55Mpa=77.2Mpa<[σF]17/14σ2Z2>YFa1YSa1F2=(2kT1/bm2=(2×1×50021.8/45×2.5×120>×2.14×1.83Mpa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9>计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2>=2.5/2(20+120>=175mm(10>计算齿轮的圆周速度VV=πdn/60×1000=3.14×50×458.2/60×100011=1.2m/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217~255HBS根据课本P235<10-2）式，并查表10-2，取c=1151/3d≥115(2.304/458.2>mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1+5%>mm=20.69∴选d=22mm2、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<2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm长度取L1=50mmh=2cc=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mmd2=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宽度小2mm,故II段长：L2=<2+20+16+55）=93mm段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm8/14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，应按标准查取由因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ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①求分度圆直径：已知d1=50mm②求转矩：已知T2=50021.8N·mm③求圆周力：Ft根据课本P127<6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N④求径向力Fr根据课本P127<6-35）式得Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N⑤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=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N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=182.05×50=9.1N·m9/14(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=500.250=25Nm×·(4>绘制合弯矩图<如图d）1/222>1/222·MC=(MC1+MC2=(9.1+25>=26.6Nm(5>绘制扭矩图<如图e）转矩：T=9.55×绘制当量弯矩图<如图f）α=1，截面C处的当量弯矩：转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取Mec=[MC2+(αT>2]1/22×21/2·=[26.6+(148>]=54.88Nm(7>校核危险截面C的强度由式<6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径10/14选用45#调质钢，硬度<217~255HBS）根据课本P235页式<10-2），表<10-2）取c=115d≥c(P3/n3>1/3=115(2.168/76.4>1/3=35.08mm取d=35mm2、轴的结构设计<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(3>按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=300mm②求转矩：已知T3=271N·m③求圆周力Ft：根据课本P127<6-34）式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N④求径向力Fr根据课本P127<6-35）式得Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(1>求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2>由两边对称，
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籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m(3>截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m(4>计算合成弯矩MC=计算当量弯矩：根据课本P235得α=1221/2221/2Mec=[MC+(αT>]=[47.1+(1×271>](6>校核危险截面C的强度由式<10-3）e=Mec/<0.1d）=275.06/(0.1×453>11/14=1.36Mpa<[σ]=60Mpa-1b∴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16×365×8=48720小时1、计算输入轴承<1）已知nⅡ=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265<11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2>∵FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3>求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表<11-8）得e=0.68FA1/FR1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P1=fP(x1FR1+y1FA1>=1.5×(1×500.2+0>=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2>=1.5×(1×500.2+0>=750.3N(5>轴承寿命计算P1=P2故取P=750.3N∵角接触球轴承ε=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P264<11-10c）式得LH=16670/n(ftCr/P>ε3=16670/458.2×(1×23000/750.3>∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1>已知nⅢ=76.4r/minFa=0FR=FAZ=903.35N12/14试选7207AC型角接触球轴承根据课本P265表<11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2>计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2Fa=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(3>求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表<11-8）得：e=0.68∵FA1/FR1计算当量动载荷P1、P2根据表<11-9）取fP=1.5根据式<11-6）得P1=fP(x1FR1+y1FA1>=1.5×(1×903.35>=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2>=1.5×(1×903.35>=1355N(5>计算轴承寿命LHP1=P2故P=1355ε=3根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N根据课本P264表<11-10）得：ft=1根据课本P264<11-10c）式得Lh=16670/n(ftCr/P>ε3=2488378.6h>48720h∴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A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mmT2=48N·mh=7mm根据课本P243<10-5）式得p=4T2/dhl=4×48000/22×7×42=29.68Mpa<[σR](110Mpa>2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·m13/14查手册P51选A型平键键10×8GB1096-79l=L3-b=48-10=38mmh=8mmp=4T/dhl=4×271000/35×8×38=101.87Mpa<[σp](110Mpa>3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm查手册P51选用A型平键键16×10GB1096-79l=L2-b=50-16=34mmh=10mm据课本P243式<10-5）得p=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]14/14
浙公网安备 33021202002483