機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)-在線瀏覽
2024-07-28 04:45本頁(yè)面
【正文】 本較高；。 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1= 一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率：η2= 閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)效率：η3= 普通V帶的傳動(dòng)效率：η4= 開式圓柱齒輪傳動(dòng)效率：η5= 工作機(jī)效率：ηw= 故傳動(dòng)裝置的總效率ηa=η12η23η3η4η5ηw= 工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=230011000= 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwηa== 工作轉(zhuǎn)速：nw=601000VπD=601000320= 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍，V帶傳動(dòng)比范圍為：24一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：35開式圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍：25因此理論傳動(dòng)比范圍為：12100。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y100L24的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=3kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。（1）確定計(jì)算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=，故 Pca=KAP==（2）選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖選用A型。取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=75mm。按式驗(yàn)算帶的速度v=πdd1n601000=π751430601000= 因?yàn)?m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=idd11ε=75= 根據(jù)表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=180mm。 由式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld0=2a0+π2dd1+dd2+dd2dd124a0=2200+π275+180+1807524200≈814mm 由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=790mm。a≈a0+LdLd02=200+7908142≈188mm 按式,中心距的變化范圍為176212mm。dd2dd1176。18075176。120176。 由dd1=75mm和n1=1430r/min,查表得P0=。 查表的Kα=，表得KL=，于是 Pr=P0+△P0KαKL=+=2）計(jì)算帶的根數(shù)zz=PcaPr=≈ 取4根。2=帶型A中心距188mm小帶輪基準(zhǔn)直徑75mm包角148176。因此小帶輪尺寸如下：d1=d=28=56mmda=dd1+2ha=75+2=80mmB=z1e+2f=62mmC=B=62=L=d=28=56mm（2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大帶輪的軸孔直徑d=20mm因?yàn)榇髱л哾d2=180mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。實(shí)際傳動(dòng)比i=（3）壓力角α=20176。①試選載荷系數(shù)KFt=②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)YεYε=+=+=④計(jì)算YFaYSa/[σF]YFa1=，YFa2=YSa1=，YSa2=查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=，KFN2=取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，得σF1=KFN1σFlim1S==σF2=KFN2σFlim2S==YFa1YSa1σF1=YFa2YSa2σF2=兩者取較大值，所以YFaYSaσF=2）試算齒輪模數(shù)mt≥32KFtTYεφdz12YFaYSaσF=32202=（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度νd1=mtz1=20=v=πd1tn601000=π1000=②齒寬bb=φdd1==③齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=2han*+*mt=bh==2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF查圖得動(dòng)載系數(shù)Kv=查表得齒間載荷分配系數(shù)：KFα=查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ=查表得齒向載荷分布系數(shù)：KFβ= 實(shí)際載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ==3）計(jì)算按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=mt3KFKFt==，取m=4mm。=軸向重合度為：εβ=φdz1tanβ=0查得重合度系數(shù)Zε=⑦計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60njLh=601163005=108NL2=NL1u=1083=107由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=，KHN2=取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力σH1=KHN1σHlim1S=6001=597MPaσH2=KHN2σHlim2S=5501=549MPaσH=2KHTφdd13u+1uZHZEZε=σH=549MPa故接觸強(qiáng)度足夠。實(shí)際傳動(dòng)比i=（3）初選螺旋角β=13176。（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεZβσH21）確定公式中的各參數(shù)值①試選載荷系數(shù)KHt=②小齒輪傳遞的扭矩:T=106Pn=106=?mm③查表選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=⑥重合度端面重合度為：εα=+1z2cosβ=+173cos13176。=查得重合度系數(shù)Zε=查得螺旋角系數(shù)Zβ=⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60njLh=605721163005=108NL2=NL1u==108由圖查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=，KHN2=取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σH1=KHN1σHlim1S=6001=590MPaσH2=KHN2σHlim2S=5501=547MPa取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σH=547MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t≥32KHtTφdu+1uZHZEZεZβσH2=32+=（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。Ft=2Td1=2=2354NKAFtb==79Nmm100Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)：KHα=查表得齒向載荷分布系數(shù)：KHβ= 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHαKHβ==3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt==4）確定模數(shù)mn=d1cosβz1=cos13176。 （1）計(jì)算中心距a=z1+z2mn2cosβ=，圓整為123mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β=acosz1+z2mn2a=176。4139。=大齒輪當(dāng)量齒數(shù)：Zv2=z2cos3β=176。 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*= hf=mhan*+*= h=ha+hf=m2han*+*= （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha= da2=d2+2ha= （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d12hf= df2=d22hf= 注：han*=，*=參數(shù)或幾何尺寸符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*法面頂隙系數(shù)c*螺旋角β左12176。12右12176。12齒數(shù)z2373齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f分度圓直徑d齒頂圓直徑da齒根圓直徑df齒寬B6560中心距a123123第八章 軸的設(shè)計(jì)（1）已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=572r/min；功率P=；
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