单级圆柱齿轮减速器 设计计算说明书Word文档下载推荐.docx
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=3.49KW
取4KW。
3、确定电动机转速:
按手册P7表1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=3~6。
取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~24。
故电动机转速的可选范围为
n’d=I’a×
n筒=(6~24)×
80=480~1920r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
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:
如指导书P196页表20-1。
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Y132M1-6。
其主要性能:
额定功率:
4KW,满载转速960r/min,额定转矩2.2。
质量73kg。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=960/80=12
2、分配各级伟动比
(1)据指导书P7表2-4,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=3~6合理)
(2)∵i总=i齿轮×
I带
∴i带=i总/i齿轮=12/4=3
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
n0=n电机=960r/min
nI=n0/i带=960/3=320(r/min)
n
=nI/i齿轮=320/4=80(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P0=P工作=4KW
P
=P
×
η带=4×
0.96=3.84KW
η轴承×
η齿轮=3.84×
0.97
=3.69KW
3、计算各轴扭矩(N·
m)
T0=9550×
P0/n0=9.55×
106×
4/960
=39.79N·
m
T
=9550×
/n
3.84/320
=114.60N·
3.69/80
=440.49N·
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
由课本P83表5-9得:
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
3.49=4.118KW
由课本P219图13-15得:
选用B型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由课本表13-9得,推荐的小带轮基准直径为125~140mm
则取dd1=125mm
dd2=n0/n1·
dd1=960/320×
125=367.5mm
由课本P219表13-9,取dd2=375mm
实际从动轮转速n1’=n0dd1/dd2=960×
125/375
=320r/min
转速误差为:
n1-n1’/n1=320-320/320
=0<
0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n0/60×
1000
=π×
125×
960/60×
=6.28m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
a0=1.5(dd1+dd2)=750mm
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(125+375)≤a0≤2×
(125+375)
所以有:
350mm≤a0≤1000mm
由课本P205式(13-2)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×
750+1.57(125+375)+(375-125)2/4×
750
=2307mm
根据课本P212表13-2取Ld=2500mm
根据课本P220式(13-16)得:
a≈a0+(Ld-L0)/2=750+(2500-2307)/2
=846.5mm
取800mm
(4)验算小带轮包角
由式(13-1)
α1=1800-(dd2-dd1)/a×
57.30
=1800-(375-125)/350×
=1390>
1200(适用)
(5)确定带的根数
i=dd2/dd1(1-ε)=3.06
根据课本P214表(13-3)P1=1.93KW
根据课本P216表(13-5)△P1=0.30KW
根据课本P217表(13-7)Kα=0.89
根据课本P212表(13-2)KL=1.03
由课本P218式(13-15)得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=4.188/(1.93+0.3)×
0.89×
1.03
=2.00根
(6)计算轴上压力
由课本P212表13-1查得q=0.1kg/m,由式(13-17)单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV×
(2.5/Kα-1)+qV2
=[500×
4.188/2×
6.28×
(2.5/0.89-1)+0.1×
6.282]N
=305N
则作用在轴承的压力FQ,由课本P221式(13-18)
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×
2×
305sin(1390/2)
=1142N
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45钢调质,齿面硬度为197~286HBS。
大齿轮选用45钢正火,齿面硬度190HBS;
选7级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
确定有关参数如下:
取小齿轮齿数:
Z1=23。
大齿轮齿数:
Z2=72
实际传动比I0=72/23=3.13
传动比误差:
小于2.5%可用
齿数比:
u=i0=3.13。
齿宽系数:
取φd=0.8
初选螺旋角:
β=13°
(3)转矩T1
T1=9.55×
P/n1=9.55×
=114600N·
mm
(4)载荷系数k
由课本P169表11-3取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
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=σHlim1/SH=×
600/1.0Mpa
=600Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=370/1.0Mpa
=370Mpa
由式11-3d1≥(kT1(u+1)(ZEZHZβ)²
/(φdu[σH]2))1/3
由课本P171表11-4得ZE=188
ZH=2.5
Zβ=(cos13°
)½
故得:
d1≥(kT1(u+1)(ZEZHZβ)²
=64.7mm
模数:
m=(d1cos13°
)/Z1=(64.7cos13°
)/23=2.74mm
根据课本P57表4-1取标准模数:
m=3mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132(6-48)式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1/cos13°
=3×
23/cos13°
mm=71mm
d2=mZ2/cos13°
72/cos13°
mm=221mm
齿宽:
b=φdd1=0.8×
71mm=56.8mm
取b1=60mmb2=55mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=23,Z2=72由课本P173图11-8,P174图11-9得
YFa1=2.80YSa1=1.58
YFa2=2.28YSa2=1.77
(8)许用弯曲应力[σF]
由课本表11-1查得:
σFlim1=450MpaσFlim2=300Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1/SF=450/1Mpa
=450Mpa
[σF]2=σFlim2/SF=300/1Mpa
=300Mpa
将求得的各参数代入式(11-5)
σF1=(2kT1/bmd1)YFa1YSa1
=(2×
1.2×
114600/56.64×
72×
3)×
2.80×
1.58Mpa
=101.1Mpa<
[σF]1
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(Z1+Z2)/(2cos13°
)=3(23+72)/(2cos13°
)=146.2mm
取150mm
确定螺旋角:
β=arcos(m(Z1+Z2)/2a)=18.19°
d1=mZ1/cosβ=72mm
d2=mZ2/cosβ=228mm
72mm=56.64mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/(60×
1000)=3.14×
64.7×
320/(60×
1000)
=1.08m/s
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
V=πd1n1/60×
1000=3.14×
50×
458.2/60×
=1.2m/s
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45钢调质,硬度217~255HBS
根据课本P245表(14-2),取c=118~107
d1≥112(3.84/320)1/3mm=25.6mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d1=25.6×
(1+5%)mm=26.88mm
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,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,则采用过渡配合固
定
(2)确定轴各段直径和长度
根据指导书P64表9-1v带类型与根数
工段取:
d1=40mm
长度取:
L1=44mm
段:
d2=44mm
初选用7209AC型角接触球轴承,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。
齿轮的转速小于2r/min,故使用挡油板填充多余距离。
为保证挡油效果,挡油板堆成使用。
连接处以圆弧过渡,消除应力集中。
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=208mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=72mm
②求转矩:
已知T1=114600N·
③求圆周力:
Ft
Ft=2T1/d1=114600×
2/72=3183.3N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα/cosβ=3183.3×
tan200/cos18.19°
=1219.6N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=64mm
(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=609.8N
FAZ=FBZ=Ft/2=1591.7N
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=609.8×
64=39.0N·
(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=1591.7×
64=101.8N·
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC2+MC22)1/2=(39.02+101.82)1/2=109.0N·
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×
(P1/n1)×
106=114.6N·
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭切应力按脉动循环变化,取α=0.6,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[109.02+(0.6×
114.6)2]1/2=128.9N·
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33=128.9/(0.1×
543)
=8.19MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据课本P245页式(14-2),取c=112
d≥c(P2/n2)1/3=112(3.69/320)1/3=25.6mm
根据联轴器取d=42mm
(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。
(2)确定轴的各段直径和长度
初选7210AC型角接球轴承,其内径为50mm,宽度为19mm。
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,则取挡油板长为10mm,则该段长50mm,
(3)按弯扭复合强度计算
已知d2=228mm
已知T2=440490N·
③求圆周力Ft:
Ft=2T2/d2=2×
440490/228=3863.9N
④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得
tanα/cosβ=3863.9×
tan20°
/cosβ=1480.3N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=60mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=1480.3/2=740.2N
FAZ=FBZ=Ft/2=3863.9/2=1932.0N
(2)由两边对称,C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAXL/2=740.2×
60=28.21N·
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1932.0×
60=115.9N·
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(28.212+115.92)1/2
=119.3N·
(5)计算当量弯矩:
得α=0.6
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[119.32+(0.6×
440.49)2]1/2
=290.0N·
(6)校核危险截面C的强度
σe=Mec/(0.1d)=290.0/(0.1×
=1.8Mpa<
[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×
5=29200小时
1、计算输入轴承
(1)已知nI==320r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=1219.6N
初先两轴承为角接触球轴承7209AC型,α=25°
根据课本P280(16-12)得轴承内部轴向力
FS=0.68FR则FS1=FS2=0.68FR1=829.3N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=829.3NFA2=FS2=829.3N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=829.3N/1219.6N=0.68
FA2/FR2=829.3N/1219.6N=0.68
根据课本P263表(11-8)得e=0.68
FA1/FR1<
ex1=1FA2/FR2<
ex2=1
y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P280(16-11)式得
P1=(x1FR1+y1FA1)=(1×
1219.6+0)=1219.6N
P2=(x2FR1+y2FA2)=(1×
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=1219.6N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7209AC型的Cr=26800N
由课本P281(16-8)式得
室温ft=1,中度冲击载荷fp=1.5
LH=52(ftCr/P)ε
=52×
(1×
26800/1219.6)3
=551766h>
29200h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)已知n
=80r/min
Fa=0FR=FAZ=1932N
试选7210AC型角接触球轴承
根据课本P280表(16-12)得FS=0.068FR,则
FS1=FS2=0.68FR=0.68×
1932=1313.8N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2Fa=0
∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端
两轴承轴向载荷:
FA1=FA2=FS1=1313.8N
FA1/FR1=1313.8/1932=0.68
FA2/FR2=1313.8/1932=0.68
根据课本P280表(16-11)得:
e=0.68
∵FA1/FR1<
e∴x1=1y1=0
∵FA2/FR2<
e∴x2=1y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据式(11-6)得
1932)=1932N
P2=(x2FR2+y2FA2)=(1×
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=1932ε=3
根据手册P1487210AC型轴承Cr=29800N
Lh=208(ftCr/P)ε
=208×
29800/1932)3
=763292h>
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
轴径d1=36mm,L1=44mm
查手册得,选用C型平键,得:
键C18×
36GB1096-79l=36mm
T1=114.6N·
mh=11mm
根据课本P158(10-10)式得
σp=4T2/dhl=4×
114600/36×
36×
11
=32.15Mpa<
[σR](60~90Mpa)
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=42mmL3=112mmT=440.49N·
查手册选C型平键
键C12×
90GB1096-79
l=90mmh=8mm
σp=4T/dhl=4×
440490/42×
8×
112
=46.8Mpa<
[σp](60~90Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=54mmL2=54mmT=325.89Nm
查手册选用A型平键
键16×
36GB1096-79
l=36mmh=10mm
325890/54×
10×
54=44.7Mpa<
[σp]
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