单机圆柱齿轮减速器文档格式.docx
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(1)传动装置的总功率:
η总=η带×
η2轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.96×
0.972×
0.98×
0.96
=0.834
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=1150×
1.4/1000×
0.834
=1.34KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×
1000V/πD
=60×
1000×
1.4/π×
240
=102.72r/min
按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I’a=3~5。
取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~20。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
N总=(6~20)×
102.72=616.32~2054.4r/min
方案
电动机型号
额定功率(kw)
同步转速(r/min
满载转速
(r/min)
堵转转距
1
Y132S-8
2.3
750
710
2.0
2
Y112M-6
1000
940
3
Y100L1-4
1500
1420
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:
因此有三种传支比方案:
如参考指导书P10页。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min.
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Y112M-6。
其主要性能:
额定功率:
2.3KW,满载转速940r/min,额定转矩2.0
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=940/102.72=9.15
2、分配各级转动比
据指导书P6表2.3,取齿轮i齿轮=4(单级减速器i=3~6合理)
∵i总=i齿轮×
i带
∴i带=i总/i齿轮=9.15/4=2.3
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电机=940r/min
nII=nI/i带=940/2.3=408.69(r/min)
nIII=nII/i齿轮=408.69/4=102.17(r/min)
2、
计算各轴的功率(KW)
PI=P工作=1.34KW
PII=PI×
η带=1.34×
0.96=1.286KW
PIII=PII×
η轴承×
η齿轮=1.286×
0.99×
0.97
=1.24KW
3、
计算各轴扭矩(N·
mm)
TI=9.55×
106PI/nI=9.55×
106×
1.34/940
=13.6×
103N·
mm
TII=9.55×
106PII/nII
=9.55×
1.286/408.69
=30×
TIII=9.55×
106PIII/nIII=9.55×
1.24/102.17
=115.9×
五、传动零件的设计计算
带传动是一种应用很广泛的机械传动,带传动由主动轮,从动轮和适度张紧在两带轮上的封闭型传动带组成,它是利用传动带作为中间的扰性件,依带与带轮之间的摩擦力来专递运动的,带转动常用作机械的外传动零件。
1、
皮带轮传动的设计计算
选择普通V带截型
由课本P130表8.12得:
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
2.2=2.64KW
nI==940r/min
由课本P131图8.12得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由课本P131图8.12得,推荐的小带轮基准直径为75~100mm
则取dd1=100mm>
dmin=75
dd2=nI/nII·
dd1=940/408.69×
100=230mm
由课本P115表8-3,取dd2=236mm
实际转动比i=dd2/dd1=236/100=2.36
实际从动轮转速nII’=nIdd1/dd2=940×
100/236
=398.3r/min
转速误差为:
(nII-nII’)/nII=(408.69-398.3)/408.69
=0.025<
0.05(允许)
带速V:
V=πdd1nI/60×
=π×
100×
940/60×
=4.92m/s(带速合适)
(3)
确定带长和中心矩
根据课本P132式(8-14)得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(100+236)≤a0≤2×
(100+236)
所以有:
235.2mm≤a0≤672mm
预选a0=500
由课本P132式(8-15)得带的基准长度:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×
500+1.57(100+236)+(236-100)2/4×
500
=1536.768mm
根据课本P117表8.4取基准长度:
Ld=1600mm
根据课本P132式(8-16)得:
a≈a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1536.768)/2
=532mm
amin=a-0.015Ld=532-0.015×
1600=508mm
amax=a+0.015Ld=532+0.015×
1600=556mm
(4)验算小带轮包角
一般使α1≥1200(特殊情况下允许α1≥900,若不满足此条件,可适当增大中心距或减小两带轮的直径差。
根据课本P132式(8-17)得
α1=1800-【(dd2-dd1)/a】×
57.30
=1800-【(236-100)/532】×
=1800-14.60
=165.40>
1200(满足)
(5)确定带的根数
根据dd1=100mmnI=940r/min
再根据课本P124表(8.9)用内插法得P0=0.94KW
功率增量为:
△P0=KbnI(1-1/Ki)
根据课本P129表(8-18)可得
弯曲影响系数:
Kb=1.0275/1000
根据传动比i=2.34,根据课本P129表(8-19)可得
转动比系数:
Ki=1.1373
则可以算出△P0=KbnI(1-1/Ki)=0.12KW
根据课本P117表(8-4)可得
带长度修正系数KL=0.99
由课本P129图8-11得包角系数Kα=0.98
由课本P132式(8.18)得
Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL
=2.64/【(0.94+0.12)×
0.99】
=2.56(可得Z=3根)
(6)计算轴上压力
由课本P121表8-6查得A型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m,由课本P132式(8-19)单根A型普通V带的初拉力:
F0=(500PC/ZV)×
(2.5/Kα-1)+qV2
=(500×
2.64/3×
4.92)×
(2.5/0.98-1)+0.1×
4.922]N
=141.1N
则作用在轴承的压力FQ,由课本P133式(8-20)
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
3×
141.1sin167.8/2
=840.4N
(7)设计结果:
选用3根A-1600,GB11544-1997A型普通V带
中心距a=500mm,带轮直径dd1=100mm,dd2=236mm
轴上压力FQ=840.4N
2、齿轮传动的设计计算
(1)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45C调质,齿面硬度为220~240HBS。
大齿轮选用45钢正火,齿面硬度170~210HBS;
根据《机械零件设计手册》选8级精度。
齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式公式确定有关参数如下:
传动比i齿=4
取小齿轮齿数:
Z1=25。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=4×
25=100
实际传动比I0=100/25=4
传动比误差:
(i-i0)/I=(4-4)/4=0%<
2.5%可用
齿数比:
u=i0=4
(3)转矩T1
T1=9.55×
P/n11=9.55×
1.34/408.69
=31312N·
(4)载荷系数k
由课本P185表10-11取k=1.1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由课本P181图10-24查得:
σHlimZ1=560Mpa
σHlimZ2=530Mpa
由课本P180式N=60njLh计算应力循环次数NL
NL1=60njLh=60n1rth=60×
427.27×
1.1×
(16×
5×
10×
52)
=1.17×
109
NL2=NL1/i=1.17×
109/4=2.93×
108
由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=1
ZNT2=1.15
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
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×
1.0/1.0Mpa
=560Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×
1.15/1.0Mpa
=609.5Mpa
故得:
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×
31312×
(4+1)/1×
4×
5602]1/3mm
=82.28mm
模数:
m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm
根据课本P165表10-3取标准模数:
m=4mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P187(10-24)式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]
T1——为主动轮的转矩N·
B——为齿轮的接触宽度mm
m——模数
Z1——为主动轮的齿数
[σF]——齿轮的许用弯曲应力mpa
YFa——标准外齿轮的齿形系数
YSa——标准外齿轮的应力修正系数
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=4×
25mm=100mm
d2=mZ2=4×
100mm=400mm
齿宽:
b=φdd1=1×
100mm=100mm
取b=100mm
b1=105mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=25,Z2=100由课本P187表10-13和表10-14相得
YFa1=2.65
YSa1=1.59
YFa2=1.34
YSa2=1.80
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P180(10-14)式:
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
由课本P182图10-25C查得:
σFlim1=210Mpa
σFlim2=190Mpa
由课本P183图10-26查得:
YNT1=1
YNT2=1
试验齿轮的应力修正系数YS1=1.59YS2=1.80
按一般可靠度选取安全系数SF=1.3
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa
=162Mpa
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=190×
/1.3Mpa
=146Mpa
将求得的各参数代入式
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×
48700/50×
22×
25)×
2.65×
1.59Mpa
=90.3Mpa<
[σF]1
σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=(90.3×
1.34×
1.8/2.65×
1.59)Mpa
=84Mpa<
[σF]2
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=m/2(Z1+Z2)=2/2(25+100)=125mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n2/60×
1000=3.14×
408.69/60×
=2.14m/s
查表的选8级精度是合适的
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,对材料无特殊要求,选用45#调质,并经调质处理,硬度217~255HBS,抗拉强度σb=590Mpa,弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。
[σ-1]=60Mpa
根据课本P265(14-2)式,d≥c(p/n)1/3
C——以材料及受载情况有关的系数,根据课本P265,查表14-1,取c=102.72~118
P——高速轴的输入功率
n——高速轴的转速
d≥c(pⅡ/nⅡ)1/3=(102.72~118)(2.092/427)1/3mm=18~20mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=(18~20)×
(1+5%)mm=(18.9~21)
∴选d=20mm
2、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,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。
联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过盈配合固定。
(2)确定轴各段直径和长度
工段:
d1=d=20mm
长度取L1=55mm
II段:
d2=d1+2h
∵h=2c
查表得c=1.5mm
d2=d1+2h=20+2×
2×
1.5=26mm
∴d2=26mm
初选用6206型深沟球轴承,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+16+55)=93mm
III段直径d3=d2+2h=32mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直径d4=d3+2h=32+2×
3=38mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
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,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:
(26+3×
2)=32mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为32mm
Ⅴ段直径d5=30mm.
长度L5=15mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=mz1=50mm
②求转矩:
已知T1=48700N·
③求圆周力:
Ft
根据课本P184(10-15)式得
Ft=2T1/d1=2×
48700/50=1948N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=1948×
tan200=709N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=55mm
(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=354.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=974N
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=354.5×
54=19143N·
(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=974×
54=52596N·
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971N·
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×
(P/n2)×
106=48700N·
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[559712+(1×
48700)2]1/2=74191N·
(7)校核危险截面C的强度
由式σe=Mec/0.1d33得
σe=Mec/0.1d33=74191/0.1×
323
=22.6MPa<
[σ-1]=60MPa
∴该轴强度足够。
图a
2)输出轴的设计计算
由于设计的是单级减速器的输入轴,属于一般轴的设计问题,选用45#调质,并经调质处理,硬度217~255HBS,抗拉强度σb=590Mpa,弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。
d≥c(pⅢ/nⅢ)1/3=(102.72~118)(2.01/106.82)1/3mm=28.5~31mm
d=(28.5~31)×
(1+5%)mm=(30~33)
由设计手册取标准值d1=30
(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,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,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。
大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。
(2)确定轴的各段直径和长度
d1=30mm
L1=55mm
∵h=2c查指导书取c=1.5mm
d2=d1+2h=30+2×
1.5=36∴d2=36mm
初选6207型滚动球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。
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96mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
III段直径d3=d2+2h=42mm
Ⅳ段直径d4=d3+2h=42+2×
3=48mm
(36+3×
2)=42mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为42mm
Ⅴ段直径d5=40mm.
(3)按弯扭复合强度计算
已知d2=200mm
已知T2=9.55×
(PⅡ/nⅢ)×
106=187×
m
③求圆周力Ft:
根据课本P184(10-15式得
Ft=2T2/d2=2×
187×
103/200=1870N
④求径向力Fr根据课本P184(10-15式得
tanα=1870×
0.36379=680.6N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3N
FAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N
(2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称
MC1=FAYL/2=340.3×
54=18376.2N·
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=935×
54=50490N·
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(18376.22+504902)1/2
=53730N·
(5)计算当量弯矩:
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[537302+(1×
187000)2]1/2
=194566N·
(6)校核危险截面C的强度
σe=Mec/(0.1d3)=275.06/(0.1×
403)
=30.4+Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴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×
10=58400小时
1、计算输入轴承
(1).求轴承的当量动载荷P1、P2
由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数fP=1.2,温度系数ft=1。
已知轴颈d2=26mm,转速n1=427.27r/min,假设轴承仅受径向载荷R1和R2,由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得:
Ft1=2T1/d1=2×
48700/50=1948N
Fr1=Ft1tan20=709N
因轴承对称齿轮分布,故R1=R2=Fr1/2=354.5N
P1=fPR1=1.2×
354.5=425.4N
P2=ftXR2=1×
0.56×
354.5=198.52N
2.试选轴承型号
根据计算轴颈d2=26mm,初选6206型,查指导书P154附
10-2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=19500N,基本额定静载荷Cor=11500N。
3.由预期寿命求所需C
P1>P2,即按轴承1计算
C=P1/ft×
(60nLh/106)1/3
=425.4×
(60×
58400/106)1/3
=5104.8N
因C<Cor=11500N,故选此轴承型号为6206型
2、计算输出轴承
1.求轴承的当量动载荷P1、P2
已知轴颈d2=40mm,转速n1=106.82r/min,假设轴承仅受径向载荷R1和R2,由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得:
Ft2=2000T2/d2=2×
Fr2=Ft2tan20=680.6N
因轴承对称齿轮分布,故R1=R2=Fr2/2=340
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