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查文献[2]中Y系列电动机技术数据表选电动机的额定功率
为2.2
。
2.1.3确定电动机转速
运输机链轮工作转速为
=24.11
r/min
查文献[2]表10.6得,单级蜗杆传动减速机传动比范围
11=10~40,链传动比
12
6,取范围
12=2~4,则总传动比范围为
=10
2~40
4=20~160.可见电动机转速可选范围为
=(20~160)
24.11=(482.2~3857.6)r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min四种。
查文献[2]表19.1,对应于额定功率
为2.2KW的电动机型号分别取Y132S-8型,Y112M-6型,Y100L-4型和Y90L-2型。
将以上四种型号电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1。
表2-1
方案号电动机型号额定功率
(KW)同步转速
(r/min)满载转速
(r/min)总传动比
1Y132S-82.275071029.45
2Y112M-62.2100094038.99
3Y100L-42.21500142058.90
4Y90L-22.230002840117.79
通过对四种方案比较可以看出:
方案3选用的电动机转速较高,质量轻,价格低,与传动装置配合结构紧凑,总传动比为58.90,对整个输送机而言不算大。
故选方案3较合理。
Y100L-4型三相异步电动机的额定功率为
=2.2KW,满载转速n=1400r/min。
由文献[2]表19.2查得电动机中心高H=100
,轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28
和E=60
2-2确定传动装置总传动比和分配传动比
2.2.1总传动比
=58.90
2.2.2分配传动比
由
链
蜗杆,为使链传动的外部尺寸不致过大,初取传动比
链1
=3,则
蜗杆1
=19.63
蜗杆=20,则
链=
=2.95
2-3计算传动装置的运动和动力参数
2.3.1各轴转速
1
轴
n1=nm=1420r/min
2
n2=
=1420/20=71
r/min
3
n3=
=71/2.95=24.11
作者
2
单级蜗轮蜗杆减速器设计
2.3.2各轴的输入功率
p1=p0
1=1.67
0.98=1.64
p2=p1
=1.63
.080=1.31
p3=p2
=1.31
0.96=1.24
2.3.3各轴的输入转矩
电机轴
T0=9550
=9550
1.67/1420=11.23
T1=9550
1.63/1420=10.96
T2=9550
1.31/71=176.20
T3=9550
1.24/24.11=491.17
将以上算得的运动和动力参数列于表2-2。
表2-2
轴名
传动比i
效率
电机轴1.6711.23142010.98
轴
1.6310.961420
200.8
轴1.31176.2071
2.950.95
轴1.24491.1724.11
第三章
传动零件的设计
3-1蜗杆传动设计计算
3.1.1选择蜗杆传动类型
根据GB/T
10085-1988的推存,采用渐开线蜗杆(ZI)。
3.1.2选择材料
蜗杆:
根据库存材料的情况,并考虑到蜗杆传动传递的功率不大,速度只是中等,故蜗杆用45钢;
因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45~55HRC。
蜗轮:
由公式
得
滑动速度
因而蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。
为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。
3.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。
由文献[1]式(11-12),传动中心距
1.确定作用在涡轮上的转距
=176.20
=176200
2.确定载荷系数K
因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均系数
;
由文献[1]表11-5选
取使用系数
由转速不高,冲击不大,可取动载荷系数KV=1.05;
K=
=1.15
1.05
1.21
3.确定弹性影响系数
因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故
=160
4.确定接触系数
假设蜗杆分度圆直径
和传动中心距a的比值
/a
=0.35,从文献[1]图可查得
=2.9。
5.确定许用接触应力
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度>
45HRC,可从文献[1]表11-7中查得蜗轮的基本许用应力
=268
应力循环次数
N=60j
=601
7
16
300
20=4.091
0
寿命系数
=0.6288
则
=0.6288
268
=168.53
6.计算中心距
取中心距a=125
因
=20,从文献[1]表11-2中取模数m=5,蜗杆分度圆直径d1=50
这时d1/a=0.4,从文献[1]图11-18中可查得接触系数
=2.74。
因为
<
,因此以上计算结果可用。
3.1.4蜗杆与蜗轮
1.蜗杆
轴向齿距pa=zm=15.708
直径系数q=d1/m=10
齿顶圆直径da1=d1+2
m=50+2
5=60
齿根圆直径df1=d1
=50
(1+0.2)
5=38
导程角
蜗杆轴向齿厚Sa=0.5
m=7.8540
2.蜗轮
蜗轮齿数za=41
变位系数x2=
00
验证传动比
=z2/z1=41/2=20.5
=0.025=2.5%<
5%(允许)
分度圆直径d2=mz2=5
41=205
齿顶圆直径da1=d2+2ha2=205+2
0.5
5=210
齿根圆直径df2=d2
hf2=205
1.2
5=188
蜗轮咽喉母圆半径Rg2=a
da2=125
210=20
3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度
AF=
YFa2
当量齿数
Zv2=
=43.48
由x2=
00,Zv2=43.48,查文献[1]图11-19可查得齿形系数YFa2=2.87
螺旋角系数
=1
=0.9192
许用弯曲应力
从文献[1]表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力
=56
=0.512
0.512=28.646
=16.482<
弯曲强度是满足的。
3-2
链传动设计
3.2.1链结构设计
1.选择链轮齿数Z
、Z
假定链速V<
0.6
.由文献[1]表[1]中9-8选取小链轮齿数Z1=19,从动轮齿数Z2=iZ1=2.95
19=56.
2.计算功率Pca
由文献[1]表9-9选取工作情况系数kA=1,故
作者:
tiannimahuang
3
Pca=KAP=1
1.31KW=1.31
3.确定链节数LP
初定中心距a0=40LP,则链节数为
L
=117.52节
取L
=118节。
4.确定链条的节距P
由文献[1]图9-13按小链轮转速估计,链工作在功率曲线顶点左侧是,可能出现链板疲劳强度破坏.由文献[1]表9-10查得小链轮齿数系数k
=(
)
=1,k
=1.04选取单排链.有文献[1]表9-11查得多排链系数kP=1.0,故所需传递的功率为
P
=1.26
根据小链轮转速n1=71r/min,功率P0=1.26
由文献[1]图9-13选取链号为12A的单排链.同时也证实原估计工作在功率曲线顶点左侧是正确的.由文献[1]表9-1查得链节距P=19.05
5.确定链长L及中心距a
L=
2.25
a=
=758
中心距减小量
a=(0.002~0.004)
758
=1.5~3.0
实际中心距
a¬
’=a-
a=758mm-
(1.5~3.0)
=756.5~755
a’=756
6.验算链速
v=
=0.43
与原假设相符.
7.作用在轴上的压轴力
FP=kFPFe
有效圆周力
Fe=1000
=1000×
=3046.5
按水平布置,取压轴力系数kFP=1.15,故
FP=1.15×
3046.5=3503
8.滚子链标记
12A-1×
118
GB1243.1-83
滚子外径d1=11.91
内链节内宽b1=12.57
内链板高度h2=18.08
9.小链轮结构和材料
1)小链轮基本参数及主要尺寸
分度圆直径d
d=P/sin(180º
/Z)=
=115.7
齿顶圆直径da
da=
=124.45
分度圆弦齿高ha
ha=0.27P=0.27×
19.05=5.14
齿根圆直径df
df=d-d1=115.7-11.91=103.79
齿侧凸缘直径dg
dg≤Pcot(180º
/Z)
-1.04h2-0.76=94.60
查文献[1]表9-4的链轮毂孔最大许用直径dkmax=62
2)链轮齿形
采用三圆弧一直线齿形
齿面圆弧半径
remin=0.008d1(Z2+180)=0.008×
11.91(192+180)=35.35
remax=0.12d1(Z+2)=0.12×
11.91(19+2)=30.01
re=(35.35~30.01)
取re=32
齿沟圆弧半径
rimax=0.505d1+0.069
=0.505×
11.91+0.069
=6.25
rimin=0.505d1=0.505×
11.91=6.01
ri=(6.01~6.25)
取ri=6.1mm
齿沟角
αmin=120º
-90º
/Z=115.26º
αmaz=140º
/Z=135.26º
齿宽
bf1=0.95b1=0.95×
12.57=11.94
倒角宽
ba=(0.1~0.15)P=(0.1~0.15)×
19.05=1.91~2.86
ba=2
倒角半径
rx
P=19.05
rx=20
齿侧凸缘圆角半径
ra=0.04P=0.76
链轮齿宽
bfn=(n-1)Pt+bf1=bf1=11.94
齿形按
3R
GB/T
1244-1985
规定制造
3)链轮结构
小链轮采用整体形式
4)链轮材料
由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮轮齿啮合次数多,所受冲击也较严重,故小链轮采用较好的材料制造,选用40钢,表面淬火处理,硬度为40~50HRC.
3.2.2低速链传动静力强度计算与校核
由于链速V=0.43
故按文献[1]式9-22校核静力强度.
Sca=
=10.21>
8
故满足抗拉静力强度。
式中:
Flim-----单排链的极限拉伸载荷,查文献[1]表9-1取Flim=31.1
F1-------链的紧边工作拉力,由于向心力和悬垂拉力很小,故F1
Fe。
第四章
轴及轴承装置的设计
4-1
轴的设计
4.1.1绘制轴的布置简图和初定跨距
轴的布置如图4-1。
(a=125
)
初取轴承宽度分别为n1=22
n2=20
4-1
蜗杆轴(1轴)跨距
为提高蜗杆轴的刚度,应尽量缩小支承跨距,可按L1=(0.9~1.1)da2
公式计算
L1=(0.9~1.1)
210=(189~231)
L1=200
蜗杆两端滚动轴承对称布置,取s1=k1
蜗轮轴(2轴)跨距
S2=k2=da1+25=60+25=85
L2=2
S2=2
85=170
4.1.2蜗杆轴(1轴)的设计
1.选择轴的材料及热处理
选用45钢调质
2.轴的受力分析
4
轴的受力简图如图4-2(a)所示。
图中
LAB=L1=200
LAC=LCB=100
①计算蜗杆的啮合力
Ft1=Fa2=
=438.4
Fa1=Ft2=
=1687.41
Fr1=Fr2=
Ft2tan
Ft2
=1687.4
=626.33
②求水平面内的支承反力。
作水平面内的弯距图。
轴在水平面内的受力简图如图4-2(b)
RAX=
=219.2
RBX=
Ft1
=438.4-219.2=219.2
MH=
RAXLAC=219.2
100=21920
轴在水平面内的弯距图如图4-2(d)。
③求垂直面内的支承反力。
作垂直面内的弯距图。
轴在垂直面内的受力简图如图4-2(c)。
Ma1=
=42185.25
RAY=
=524.1
RBY=
Fr1
=626.33-524.1=102.22
MV1=
RAYLAC=524.1
100=52410
MV2=
RBY
LCB=102.22
100=10222
轴在垂直面内的弯距图如图4-2(e)
④求支承反力,作轴的合成弯距图,转距图。
轴的合成弯距图如图4-2(f)。
RA=
=568.09
RB=
=241.87
(轴向力Fa1=1687.4N。
用于支承轴的滚动轴承拟选用圆锥滚子轴承,并采用两端固定组合方式,故轴向力作用在轴承A上。
MA=MB=0
M1=
=56809.28
M2=
=24187.12
T=
=10960
轴的转距图如图4-2(g)。
4-2
3.轴的初步设计
由文献[3]中式7-10
d
按文献[3]表7-1,轴的材料为45号钢调质处理,
=637
按文献[3]表7-4,插值得[
]=58.7
取折算系数
0.6
将以上数值代入轴计算截面(c截面)直径计算公式
=21.82
4.轴的结构设计
按经验公式,减速器输入轴的轴端直径de
de=(0.8~1.2)dm=(0.8~1.2)
28=(22.4~33.6)
dm-----电动机轴直径,
参考联轴器标准轴孔直径,联减速器蜗杆轴的轴端直径de=25
根据轴上零件的布置,安装和定位需要,查文献[4]表5-2,初定各轴段的直径及长度。
其中轴颈。
轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。
减速器蜗杆轴的结构见图4-3
4-3
4.1.3蜗轮轴(2轴)的设计
轴的受力简图如图4-4(a)所示。
LAB=L2=170
LAC=LCB=85
Fa2=
Ft2=
Fr2=
轴在水平面内的受力简图如图4-4(b)
=843.7
=1687.4-843.7=843.7
RAXLAC=843.7
85=71714.5
轴在水平面内的弯距图如图4-4(d)
轴在垂直面内的受力简图如图4-4(c)
Ma2=
=44936
=48.84
=626.33-48.84=577.94
RAYLAC=48.84
85=4151.4
LCB=577.94
85=49086.65
轴在垂直面内的弯距图如图4-4(e)
轴的合成弯距图如图4-4(f),
转距图如图4-4(g)
=845.11
=1022.41
(轴向力Fa2=438.4N。
RA
LAC
=71834.35
RB
LCB
=86904.85
T=T2=176200
4-4
=28.57
在此轴段开有一个键槽,直径增大4%,计算截面直径d
29.71
按经验公式,减速器从动轴的危险截面直径dd
dd=(0.3~0.35)a=(0.3~0.35)
125=37.5~43.75
按文献[4]表5-1,取减速器蜗轮轴的危险截面直径dd=45
5
减速器蜗杆轴的结构见图4-5
4-5
4-2
滚动轴承的选择
4.2.1蜗杆轴(1轴)上滚动轴承的选择
按承载较大的滚动轴承选择其型号。
因支承跨距不大,故采用两端固定轴承组合方式。
轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承预期寿命取为96000h。
由前计算结果知:
轴承所受径向力Fr=568.09
,Fa=1687.4
,轴承工作转速n=1420r/min。
初选滚动轴承32306
GB/T279-1994,按文献[2]表14.4,基本额定动载荷Cr=81.5
基本额定静载荷Cor=96.5
Fa/Fr=1687.4/568.09=2.97>
e=0.31
X=0.4
Y2=1.9
按文献[1]表13-6,载荷系数fp=1.2。
pr=(XFr+Y2Fa)=(0.4×
568.09+1.9×
1687.4)×
1.2=4119.96N
Cjs=prL1/ε=pr(60Lhn/106)1/ε=4119.96(60×
96000×
1420/106)3/10
=61476.10
ε----指数。
对于滚子轴承,ε=10/3
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