a0=500mm
Ld0=2a0+n(ddi+dcb)/2+(dd2-ddi)2/4a0
=2X500+3.14(100+280)/2+(280-100)2/4X500
=1612.8mm
查表选取相近的Ld=1600mm
确定中心距
a~a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1612.8)/2
=493.6mm
(4)验算小带轮包角
a1=180°-57.3°X(dd2-dd1)/a
=180°-57.3°X(280-100)/493.6
=159.1°>120°
(5)确定带的根数
单根V带传递的额定功率。
据dd1和m,查表得P1=0.97KWi工1时单根V
带的额定功率增量。
据带型及i查表6得△P1=0.17KW
查表得Ka=0.96;查表得Kl=0.99。
z=PC/[(P1+^P1)K«Kl]
=4.15/[(0.97+0.17)X0.96X0.99]
=3.83(取4根)
(6)计算轴上压力
由课表查得q=0.1kg/m,由单根V带的初拉力:
Fo=500PC/z•V(2.5/K«-1)+q•V
=500X4.15/(4X5.03)X(2.5/0.96-1)+0.10X5.032
=167.97kN则作用在轴承的压力为:
Fq=2z•Fosin(ai/2)
=2X4X167.97*sin(159.1°/2)
=1321.47N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料与热处理:
所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。
选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢调质,齿面平均硬度240HBS大齿轮材料为45钢正火,平均硬度为200HBS
精度等级:
运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
I2
ZEZH)(ii1)
2KT1
书d
确定有关参数如下:
传动比i齿=3
取小齿轮齿数乙=26,则大齿轮齿数:
乙=i•Z1=3X26=78
由表取书d=1,Zh=2.5,Ze=189.8
(3)齿轮转矩
6P
T1=9.55X106=91360N?
mm
n1
6p
T2=9.55X106=265830N?
mm
n2
⑷载荷系数k:
取k=1.4。
(5)许用接触应力[ch]
[ch]=[ch]limZn/SHmin:
[ch]lim1=589Mpa[ch]lim2=554Mpa
接触疲劳寿命系数Zn:
按一年300个工作日,每天16h计算,按一般可靠度要求选取安全系数SHnin=1.0[ch]1=[ch]lim1ZN1/SHmin=589/1=589Mpa
[(Th]2=[(Th]Iim2ZN2/SHmin=554/1=554Mpa
取较小者
故得:
[tH]=554MPa
模数:
m=d1/Z=63.02/26=2.42
取标准模数第一数列上的值,即m=2.5
d1=2.5*26=65
d2=2.5*78=195
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
tF1=2KT•YFSdb•md
确定有关参数和系数
齿宽:
b=©dd1=1x55mm=55mm
取b1=60mmb2=55mm
⑺复合齿形因数YFs由表得:
YF51=4.30,YFs2=3.96
(8)许用弯曲应力[TF]
[Tf]=[Tf]limYN/SFmin
得弯曲疲劳极限[tf]lim应为:
[tf]血=443Mpa[tf]lim2=415Mpa
得弯曲疲劳寿命系数YNYfS1=4.30Yfs2=3.96
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin:
按一般可靠性要求,取SFmin=1.4
计算得弯曲疲劳许用应力为
[TF1]=[Tf]lim1*YfS1/SFmin=316Mpa
[TF2〕=[Tf]lim2*YfS2/SFmin=296Mpa
校核计算
tF1=2kT1、YFS/b1、md=93.6MPa<[tbb]
tF2=2kT1、YFS/b2、md=92.81MPa<[tbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(di+d2)/2=(65+195)/2=130mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=nni'di/(60X1000)=3.14X342.86X64/(60X1000)=1.15m/s
因为Vv5m/s,故取8级精度合适。
六、轴的设计计算
(1)从动轴设计
1、选择轴的材料,确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查表可知:
(Tb=640Mpa(Ts=355Mpa[b+1]bb=215Mpa
[(T0]bb=100Mpa[-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d>C3P
Yn
查表可得,45钢取C=118
贝U计算得d1>25.05mm,d2>35.72mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d仁26mmd2=36mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
T=9.55X106P/n=57660N・mm
4、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。
(1)、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器,查表可得联轴器的型号为HL3联轴器:
35X82
GB5014-85
(2)、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配
合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
(3)、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径di与联轴器相配,考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=45mm为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定。
右端轴承型号与左端轴承相同,d6=45mm
(4)、选择轴承型号
初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:
轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm
(5)、确定轴各段直径和长度
I段:
d仁35mm长度取L仁50mm
II段:
d2=40mm
初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm宽度为19mm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通过密封盖轴
段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm
故II段长:
L2=(2+20+19+55=96mm
III段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mm
W段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
V段直径d5=52mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)、按弯矩复合强度计算
1求分度圆直径:
已知d1=195mm
2求转矩:
已知T2=198.58N?
m
3求圆周力:
Ft=2T2/d2=2X198.58/195=2.03N
4求径向力:
Fr=Ft?
tana=2.03xtan200=0.741N
5因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=48mm
轴承支反力:
FA=FB=Fr/2=0.74/2=0.37N,F4=FB=Ft/2=2.03/2=1.01N,
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
MC=Fay・L/2=0.37x96-2=17.76N?
m
截面C在水平面上弯矩为
M(C=FAz•L/2=1.01X96-2=48.48N?
m
水平方向剪力图弯矩图:
⑶合弯矩:
MC=(MiC+M@)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?
m
(4)转矩:
T=9.55X(F2/n2)X106=198.58N?
m
198,58N^n
⑸转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取a=0.2,截面C处的当量弯
矩:
Mec=[MC+(at)2]1/2
=[51.632+(0.2X198.58)2]1/2=65.13N?
m
(6)校核危险截面C的强度
(Te=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1X453
=7.14MPa<[(T-1]b=60MPa
故该轴强度足够。
(2)主动轴的设计
1、选择轴的材料,确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查表可知:
(Tb=650Mpa(Ts=360Mpa[b+1]bb=215Mpa
[(To]bb=102Mpa[-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d>C
查表可得,45钢取C=118
贝Ud>118X(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
T=9.55X106P/n=9.55X106X2.64/473.33=53265N
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边。
齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端
轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现
轴向定位,
4、确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承,其内径为30mm宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm则该段长36mm安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm
(1)按弯扭复合强度计算
1求分度圆直径:
已知d2=50mm
2求转矩:
已知T=53.26N?
m
3求圆周力:
Ft=2T3/d2=2X53.26/50=2.13N
4求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft?
tana=2.13X0.36379=0.76N
5两轴承对称,故LA=LB=50mm
⑵求支反力FAx、FB、FAz、FR
FA<=FB=Fr/2=0.76/2=0.38N
FA=FB=Ft/2=2.13/2=1.065N
(3)截面C在垂直面弯矩为
MC=FAL/2=0.38X100/2=19N?
m
(4)截面C在水平面弯矩为
MC=FAL/2=1.065X100/2=52.5N?
m
(5)计算合成弯矩
MC=(MC2+M@)1/2
=(192+52.52)1/2
=55.83N?
m
(6)计算当量弯矩
查表得a=0.4
Mec=[MC+(at)2]1/2=[55.832+(0.4X53.26)2]1/2
=59.74N?
m
(7)校核危险截面C的强度
(Te=Mec/(0.1d3)=59.74x1000/(0.1X303)
=22.12Mpa<[(T-1]b=60Mpa
故此轴强度足够
(8)滚动轴承的选择及校核计算
(3)从动轴上的轴承
⑴由初选的轴承的型号为:
6209,
查表可知:
d=55mm外径D=85mm宽度B=19mm基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN查表可知极限转速9000r/min
⑵已知n=121.67(r/min)
两轴承径向反力:
FR=FF2=1083N,得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS=FS2=0.63FR=0.63x1083=682N
⑶FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA=FS=682NFA2=FS=682N
⑷求系数x、y
FA/FR1=682N/1038N=0.63
FA/FR2=682N/1038N=0.63
查表得e=0.68
FA/FR1y1=0,y2=0
(5)计算当量载荷P1、P2
取fp=1.5,得
P1=fp(x「FR+y「FA)=1.5X(1X1083+0)=1624N
P2=fp(x2・FR+y2・FA)=1.5X(1X1083+0)=1624N
(6)轴承寿命计算
由P仁P2故取P=1624N故深沟球轴承&=3,根据手册得6209型的Cr=31500NLH=106(ft-Cr/P)-£/60-n
=106(1X31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
故预期寿命足够。
(4)主动轴上的轴承
⑴由初选的轴承的型号为:
6206
查表可知:
d=30mm外径D=62mn宽度B=16mm基本额定动载荷C=19.5KN基本静载荷CO=111.5KN查表可知极限转速13000r/min
根据根据条件,轴承预计寿命
L•h=10X300X16=48000h
⑵已知ni=473.33(r/min)
两轴承径向反力:
FR=FF2=1129N,得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
⑶FS1+Fa=FSFa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA=FS=711.8NFA2=FS=711.8N
⑷求系数x、y
FA/FR1=711.8N/711.8N=0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63
由e=0.68
FA1/FR1y仁0,y2=0
(5)计算当量载荷P1、P2
取fp=1.5,得
P1=fP(x1FR+y1FA)=1.5X(1X1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR+y2FA)=1.5X(1X1129+0)=1693.5N
(5)轴承寿命计算
由P仁P2故取P=1693.5N,深沟球轴承&=3,根据手册得6206型的Cr=19500N,故
LH=106(ft•Cr/P)•£/60n
=106(1X19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
故预期寿命足够。
七、键联接的选择及校核计算
1、键的种类选择
根据轴径的尺寸,由表得,高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为:
键8X36
GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为:
键14X45GB1096-79;
轴与联轴器的键为:
键10X40GB1096-79。
2、键的强度校核
大齿轮与轴上的键:
键14X45GB1096-79
bXh=14X9,L=45,贝ULs=L-b=31mm
圆周力:
Fr=2TII/d=2X198580/50=7943.2N
挤压强度:
56.93<125~150MPa=[cp]
因此挤压强度足够。
剪切强度:
36.60<120MPa=[cf]
因此剪切强度足够。
键8X36GB1096-79和键10X40GB1096-79根据上面的步骤校核,并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算
通气器:
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M1X1.5
油面指示器:
选用游标尺M12
起吊装置:
采用箱盖吊耳、箱座吊耳•
放油螺塞:
选用外六角油塞及垫片M1X1.5
起盖螺钉型号:
GB/T5780M18X30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉:
GB5783-86M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉:
GB5783-86M8X20,材料Q235
螺栓:
GB5782-86M14X100,材料Q235
箱体的主要尺寸:
⑴箱座壁厚S=0.025a+1=0.025X130+1=4.25,取S=8
⑵箱盖壁厚S1=0.02a+1=0.02XI30+1=3.45,取S1=8
⑶箱盖凸缘厚度b仁1.5z仁1.5X8=12
⑷箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5X8=12
⑸箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5X8=20
(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036XI30+12=16.68(取df=18)
⑺地脚螺钉数目n=4(因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75X18=13.5(取d1=14)
(9)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df=0.55X18=9.9(取d2=10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150〜200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4X18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3X18=5.4(取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8X10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15)df,d2至凸边缘边距C2
(16)轴承旁凸台半径R1
(17)凸台高度h:
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。
(18)外箱壁至轴承座端面的距离I1=C1+C2+(5〜8)
(19)齿轮顶圆与内箱壁间的距离:
△1>5=8mm
(20)齿轮端面与内箱壁间的距离:
△2>5=8mm
(21)箱盖,箱座肋厚:
m仁0.855仁8mm,叶0.855=8mm
(22)轴承端盖外径:
D2=D+(5〜5.5)d3D为轴承外径
(23)轴承旁连接螺栓距离:
尽可能靠近,以Md1和Md3互不干涉为准,一般取S〜D2.
九、润滑与密封
1、齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度V<12m/s,当m<20时,
浸油深度h约为1个齿高,但