计算与说明 | 主要结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
三、动力机选择 选择电动机的类型和结构 十字滑台因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35℃，syk-214因此可选用Y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。 确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率： 传动系得总的效率： 电机所需的功率为： 由于载荷平稳，电动机的额定功率只需要略大于就行，选择Y100L-6 比较合理，额定功率1.5kw,满载转速940r/min.,最大转矩为2.2 | 主要结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
四、传动装置运动及动力参数计算 1，各传动比的计算 卷筒的转速 总传动比: 为使V带传动的外廓尺寸不致太大，则取 ，那么齿轮的传动比为 ，则取锥齿的传动比为i=2 2，各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。=960r/min r/min 工作轴 3，各轴的输入功率（kw） 4，各轴输入扭矩的计算（） N.m 将以上算得的运动和动力参数列表如下：
| 主要结果 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
五、传动零件的设计计算 因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。 对于两级传动的齿轮可设计为： 1）运输机要求的速度为0.5m/s，速度不高，故选择变位系数为0，精度为7cC GB/T 1365-1989的锥齿轮 。 材料的选择：由表选择两个小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为：其中压力角为20 3）主要参数的初步计算 齿轮类型为正交传动，直齿及零度弧齿 按接触强度计算， 按弯曲强度计算 式中，为小齿轮大端分度圆直径，mm; e—为锥齿轮类型几何系数，选择为直齿非鼓形齿，即e为1000 --为变位后强度影响系数，因选择为零传动，即变位系数为1 --齿宽比系数，选择为1.683 --为小齿轮的转矩，根据上述的原动机的选择其转矩为35N.m --为使用系数，取为1.25 ，--齿向载荷分布系数，取为1.1 ，--齿轮的接触，弯曲疲劳强度，因小齿轮材料为40Cr,则其σHlim（中段值）: 750～850，σFlim（中值/下值）: 300/220， 大齿轮为45，其σHlim（中段值）: 550～650，σFlim（中值/下值）: 220/170 --为齿形系数，取为1 u—为齿轮传动比，为2 计算得 按接触强度=123.6m 按弯曲强度=272.45m 故选择小齿轮的d=275=mz, 则齿轮的模数为 4）锥齿的各主要参数 模数m=11; 小齿轮齿数,大齿轮齿数z=50； 分度圆锥角 ； 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径=294.677 =559.838 分度圆直径 外锥距，齿宽系数，齿宽，取b=100 齿顶角，齿根角 根锥角 当量齿数 重合度；螺旋角为 5）弯曲强度的计算 计算齿根应力 许用齿根应力 式中：--为使用系数，取为1.25 --动载系数，取为1.09 --弯曲强度计算得齿间载荷分布系数，取为1.2 --弯曲强度计算得齿向载荷分布系数，取为1.1 卫生裤头--弯曲强度计算有效齿宽，=0.85b=87.125 --齿宽中点法向模数， --齿形系数，取1 --应力修正系数，取1.55 --弯曲强度计算的重合度系数，取1 --弯曲强度计算得螺旋角系数，取1 --弯曲强度计算得锥齿轮系数，取1 --试验齿轮的弯曲疲劳极限，取300 --试验齿轮的应力修正系数，取2.0 --弯曲强度的最小安全系数，取1.4 --相对齿根圆角敏感系数，取1 --相对齿根表面状况系数，取1 --弯曲强度计算得尺寸系数，取1 计算得，许用应力为=428.57 而计算应力为=8.702（其中F取2000N） 则，即强度符合 6） 由此设计有
六．轴的设计 A轴I的设计 由于轴的转速不是很高，且工作平稳，从而选择轴的材料为45钢 1由以上数据得
2求作用在齿轮上的力 N 3初步确定轴的尺寸 ，式中A--为按[]定的系数，取110 []—为轴的许用转应力 p—轴传递的额定功率，取1.07 n—轴的转速，为320r/min 则计算得=16.45mm 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4 联轴器的选择 由于轴I的传递转矩很小，且为室内平稳的工作环境，从而可选择凸缘式联轴器来进行固定 查表取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*31.93=47.895N·m，按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，，由于锥齿的分度圆外径较大，从而决定了其内径也相对较大，为使锥齿安装上后轴的总体结构匀称，查标准选用GY6型联轴器，其公称转矩为900N.m，其孔径可取38~50mm，，故取轴的直径为50mm 5轴的结构设计 I拟定轴上零件的装配方案 II根据轴上固定零件确定轴各段的直径 1）根据4的联轴器的轴向定位，则需要在轴上确定一个轴肩，因为联轴器的孔径为50，从而第一段轴的直径为50mm，轴肩的直径可取为54mm;半联轴器与轴配合的长度为84mm，安装上挡圈后刚好可以使挡圈只压在 联轴器上而不压在轴上。 2)轴上轴承的选择 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承 根据内径d=55mm，选择型号为6211，右端采用轴肩固定，根据深沟球轴承的安装尺寸mm，mm进而确定第四段轴肩尺寸为56mm；轴承的宽度B为9mm，最大外径为72mm 3），由于锥齿的分度圆外径较大，从而取安装锥齿的轴径为50mm，齿轮左端靠套筒定位，取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取 Ｓ=80mm 则 轴长 L=80+50+８+90+８+２０+８０=３３６mm 至此已初步确定轴得长度 4）确定轴的的倒角和圆角 取轴端倒角为1*45°，圆角为R1 5）求轴上的载荷 由于轴承6005的中性好，从而确定轴承的支点在其中点位置，作为简支梁，轴的支点跨距为100mm，通过计算画出它的弯矩图和扭矩图，如下： 6）轴段的支反力情况为 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 134mm -53979.57N -53979.57N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 232mm -66020.4N -66020.4N 弯曲应力校核 确定危险截面，根据弯矩图和扭矩图可得距左端128mm以及232mm处，得到最大的弯矩和扭矩，并且此处所示的支反力为最大值，从而确定此处为危险截面，进行强度校核时，则只需要校核此处的强度。 而许用疲劳应力为180Mpa，即弯曲应力校核通过。 8）疲劳强度校核 对危险截面进行疲劳强度校核得： 直径：55mm 危险截面的弯矩M：5000N·mm 扭矩T：60000N·mm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55 截面的疲劳强度安全系数S：32.21 许用安全系数[S]：1.9 两处疲劳强度校核通过 9）扭转刚度校核 圆轴的扭转角为0.0039 经计算得扭转刚度变形为，而许用扭转变形为0.25~1.0，从而扭转刚度校核通过。 本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。 10）弯曲刚度校核 以轴的最左端为原点，建立直角坐标，结算轴各段的挠度，得到如下数据：挠度计算如下： x/mm νi/mm 1 16.75 1.026602 2 33.5 0.857632 3 50.25 0.688662 4 67 0.523701 5 83.75 0.369248 6 100.5 0.227296 7 117.25 0.102621 8 134 0 9 158.5 -0.077689 10 183 -0.104448 11 207.5 -0.078983 12 232 0 许用挠度系数：0.0035 最大挠度：-0.104448mm 弯曲刚度校核通过 11）轴的临界转速计算 计算后得到的数据为： 当量直径dv：57.49mm 轴截面的惯性距I：536214.76mm^4 支承距离与L的比值：0.29 轴所受的重力：350N 支座形式系数λ1：12.15 轴的一阶临界转速ncr1：33153.35r/min B 轴II的设计 1总结以上的数据。
2.求作用在齿轮上的力 N 3.初步确定轴的尺寸 ，式中A--为按[]定的系数，取110 []—为轴的许用转应力 p—轴传递的额定功率，取1.04 n—轴的转速，为160r/min 则计算得=20.45mm 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4.联轴器的选择 同上述轴I的设计一样 由于轴II的传递转矩很小，且为室内平稳的工作环境，从而可选择凸缘式联轴器来进行固定 查表取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*62.075=93.1125N·m，按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，，由于锥齿的分度圆外径较大，从而决定了其内径也相对较大，为使锥齿安装上后轴的总体结构匀称，查标准选用GY11型联轴器，其公称转矩为25000N.m，其孔径可取150mm，，故取轴的直径为150mm 5轴的结构设计 I拟定轴上零件的装配方案 II根据轴上固定零件确定轴各段的直径 1）根据4的联轴器的轴向定位，则需要在轴上确定一个轴肩，因为联轴器的孔径为150mm，从而第一段轴的直径为150mm，轴肩的直径可取为155mm;半联轴器与轴配合的长度为84mm，安装上挡圈后刚好可以使挡圈只压在 联轴器上而不压在轴上。 2)轴上轴承的选择 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承 根据内径d=55mm，选择型号为6211，右端采用轴肩固定，根据深沟球轴承的安装尺寸mm，mm进而确定第四段轴肩尺寸为56mm；轴承的宽度B为9mm，最大外径为72mm 3），由于锥齿的分度圆外径较大，从而取安装锥齿的轴径为50mm，齿轮左端靠套筒定位，取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取 Ｓ=80mm 则 轴长 L=80+50+８+90+８+２０+８０=３３６mm 至此已初步确定轴得长度 4）确定轴的的倒角和圆角 取轴端倒角为1*45°，圆角为R1 5）求轴上的载荷 由于轴承6005的中性好，从而确定轴承的支点在其中点位置，作为简支梁，轴的支点跨距为100mm，通过计算画出它的弯矩图和扭矩图，如下： | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
本文发布于:2024-09-25 06:25:04，感谢您对本站的认可！
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