#V带单级斜齿圆柱齿轮减速器63441文档格式.docx
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根据Po选取电动机的额定功率Ped,使Pm=(1~1.3)Po=3.86~5.018KW
查手册得Ped=4KW
选电动机的型号:
Y132M1-6
则n满=960r/min
三、计算总传动比及分配各级的传动比
工作机的转速n=60×
1000v/(πD)
=60×
1000×
1.6/3.14×
400
=76.43r/min
i总=n满/n=960/76.43=12.56
查表取i带=3则i齿=12.56/3=4.19
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
n0=n满=960(r/min)
nI=n0/i带=960/3=320(r/min)
nII=nI/i齿=320/4.19=76.37(r/min)
nIII=nII=76.37(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P0=Pd=4KW
PI=P0×
η带=4×
0.95=3.8KW
PII=PI×
η轴承×
η齿轮=3.8×
0.97=3.65KW
PIII=PII×
η联×
η轴承=3.65×
0.98=3.54KW
3、计算各轴扭矩(N·
mm)
T0=9550P0/n0=9550×
4/960=39.79N·
m
TI=9550PI/nI=9550×
3.8/320=113.41N·
TII=9550PII/nII
=9550×
3.65/76.37=456.43N·
TIII=9550PIII/nIII
3.54/76.37=442.67N·
五、传动零件的设计计算
1、带轮传动的设计计算
(1)根据设计要求选择普通V带截型
由表8-7查得:
kA=1.1
Pca=KAP=1.1×
4=4.4KW
由图8-11查得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由表8-6和表8-8取主动轮基准直径为dd1=112mm
从动轮基准直径dd2=idd1=3×
112=336mm
取dd2=335mm
带速V:
V=πdd1n1/60×
1000
=π×
112×
960/60×
=5.63m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
1.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
1.7(112+355)≤a0≤2×
(112+355)
所以有:
326.9≤a0≤934
初步确定a0=600mm
由L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0得:
L0=2×
600+π(112+355)/2+(355-112)2/4×
600
=1957.79mm
由表8-2确定基准长度Ld=2000mm
计算实际中心距
a≈a0+(Ld-L0)/2=600+(2000-1957.79)/2
=621.105mm取a=620mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-(dd2-dd1)/a×
57.30
=1800-(355-112)/621.105×
=157.50>
1200(适用)
(5)确定带的根数
由n0=960r/mindd1=112mmi=3
查表8-4a和表8-4b得
P0=1.20kw△P0=0.12kw
查表8-5得Kα=0.93查表8-2得KL=1.03
由Z=Pca/[p]=KAP/(P1+△P1)KαKL得:
=4.4(1.20+0.12)×
0.93×
1.03
=3.5取Z=4
(6)计算张紧力F0
由表8-3查得q=0.1kg/m,则:
F0=500Pca(2.5-ka)/kaZV+qV2
=500×
4.4/(2.5-0.93)/0.93×
4×
5.63
+0.1×
5.632N=168.09N
则作用在轴承的压轴力FQ:
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
168.09×
sin157.580/2
=1324.96N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
参考表6-2初选材料。
小齿轮选用45钢,调质;
齿面硬度为197~286HBW。
大齿轮选用45钢,正火,齿面硬度156~217HBW;
根据小齿轮齿面硬度236HBW和大齿轮齿面硬度190HBW,按图10-21a线查得齿面接触疲劳极应力为:
限
σHlim1=580MPaσHlim2=530Mpa
按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为:
σEF1=244MpaσEF2=204Mpa
按图10-20c查得接触寿命系数KHN1=1.02KHN2=1.1
按图10-20c查得弯曲寿命系数YN1=0.9YN2=0.95其中
N1=60rn1tn=60×
1×
(960/3)×
5×
300×
16=4.6×
108
N2=N1/4.19=1.098×
108
根据要求取安全系数S=1
[σH1]=(KHN1×
σHlim1)/S=(1.02×
580)=591MPa
[σH2]=(KHN2×
σHlim2)/S=(1.1×
530)=583MPa
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥2.23[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE/σH)2]1/3
确定有关参数如下
可用齿数比:
u=320/76.。
37
根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置
由表10-7取φd=1.1
1)转矩T1
T1=95.5×
105P/n1=95.5×
105×
3.8/320
=113406N·
2)载荷系数k
由原动机为电动机,工作机为带式输送机,载荷平稳,齿轮在两轴承间对称布置。
试选K=1.2
3)由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.9
d1≥2.32[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE/σH)2]1/3
=2.32[(1.2×
113406/1.1)(4.19+1/4.19)(189.9×
591.6)2]1/3
=58.18mm
(3)确定齿轮传动主要参数及几何尺寸
中心距a=(1+u)d1/2=(1+4.19)×
58.18/2
=150.98mm
取a=150mm
由经验公式m=(0.007~0.02)a=1.2~3.
取标准m=2.5
取β=15°
Z1=d1cosβ/m=(58.18cos15°
)/2.5=22.18
取Z1=25则Z2=uZ1=4.19×
25=104.8
取Z2=105
反算中心距
a=m/2(Z1+Z2)cosβ=2.5/2(25+105)cos15°
=165
a=165符合要求
实际传动比u0=Z2/Z1=105/25=4.2
传动比误差
(u-u0)/u=(4.2-4.19)/4.19×
100%=0.2%<
5%(允许)
螺旋角β=arccosm(Z1+Z2/2a
=arccos2.5×
(2105)/(2×
165)=12..753°
在8°
~15°
内,合适
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1/cosβ=2.5×
25/cos12.753°
=63.7mm
d2=mZ2/cosβ=2.5×
105/cos12.753°
=267.9mm
齿顶高ha=h*am=1×
2.5=2.5mm
齿根高hf=(h*a+c*)=(1+0.25)×
2.5=3.125mm
齿全高h=ha+hf=5.625mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha=63.7+2×
2.5=68.7mm
da2=d2+2ha=267.9+2×
2.5=272.9mm
齿根圆直径df1=d1-2hf=63.7×
3.125=57.45mm
df2=d2-2hf=261.65mm
齿宽:
b=φdd1=1.1×
63.7mm=70.07mm
取b1=70mmb2=b1-(5~10)mm=65mm
(4)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×
1000=3.14×
63.7×
320/60×
1000=1.067m/s
(5)精确计算载荷
KT1=KAKfaKfβKVT1
K=KAKfaKfβKV
查表10-2,KA=1;
查图10-8KV=1.05
查表10-13Kfa=1.3查表10-4φd=1.1,得Kfβ=1.32
K=KAKfaKfβKV=1×
1.05×
1.3×
1.32=1.80
KT1=KAKfaKfβKVT1=1.80×
113.41=204.34N·
KFtI=2KT1/d1=2×
204.34×
103/63.7=6.42KN
(6)验算轮齿接触疲劳承载能力
σH=ZHZE[KFt/bd1(u+1/u)]1/2
=2.4×
189.9
×
[2.69×
103/67×
56(4.764+1/4.764)σH]1/2
=400.3MPa<
[σH]=537.8MPa
(7)验算轮齿弯曲疲劳承载能力
查图6-20Yβ=0.9
ZV1=Z1/cos3β=22/cos311.1863°
=23.31
ZV2=Z2/cos3β=104/cos311.1863°
=110.17
根据课本表7-10得,:
YF1=4.28YF2=3.93
σF1=KFtYF1Yβ/bm
=2.69×
103×
4.28×
0.9/67×
2.5
=61.86MPa<
[σF1]1
σF2=KFtYF2Yβ/bm
3.39×
=56.8<
[σF2]
齿根弯曲强度足够
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1.选择轴的材料确定许用应力
由于设计的是一级减速器的输入轴,旋转方向假设左旋,属于一般轴的设计问题,选用45钢调质处理硬度217~255HBW[σ1]=60Mpa
2、估算轴的基本直径
根据表15-3,取C=105
主动轴:
d≥C(PI/nI)1/3=105(3.8/320)1/3=23.96
考虑有键槽,将直径增5%.则
d1=23.96×
(1+5%)mm=25.15mm取d1=26mm
从动轴:
d≥C(PII/nII)1/3=105(3.65/76.37)1/3
=38.10考虑有键槽,将直径增大5%则
d2=38.10×
(1+5%)mm=40.10mm取d2=42mm
3、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,主动轴采用齿轮轴.
(2)确定轴各段直径和长度
初选用7207C角接触球轴承,其内径为35m,宽度为17mm要安装挡油盘所以取
d1=35m
L1=26mm。
由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为L=65mm,所以d2=d3=40mm
L3=L4=16mm
安装轴承和挡油盘所以取d4=35m
L4=26mmd5=30mmL5=55mm
由前面计算得d6=26mm取L6=31mm
(3)按弯矩复合强度计算
1)主动轴的强度校核
圆周力Ft=2T1/d1=2×
113406/63.7=3560.63N
径向力Fr=Fttanα/cosβ
=3560.63×
tan20°
/cos12.753°
=1180.53N
轴向力Fa=Fttanβ=3560.63×
tan12.7530=721.93N
2)计算轴承支反力图1
(2)1(4)
水平面
RAH=(FQ×
82+Fa×
d1/2-Fr×
67.5)/(67.5+67.5)
=(1324.96×
82+721.93×
63.7/2-1180.53×
67.5)/135
=555.17N
RBH=FQ+Fr+FAN
=1324.96+1180.53+288.61+
=2505.49N
垂直面RAV=RBV=Fr/2=1180.53/2=590.27N
(1)绘制水平面弯矩图(如图1(3))和垂直面弯矩图(如图1(5))
小齿轮中间断面左侧水平弯矩为
MCHL=RAH×
67.5=3.7473×
104N·
mm
小齿轮中间断面右侧水平弯矩为
MCHR=RAH×
67.5-Fa×
d1/2
=555.17×
67.5-721.93×
31.85=1.448×
右轴颈中间断面处水平弯矩为
MBH=FQ×
82=1324.96×
82=1.0864×
105N·
小齿轮中间断面处的垂直弯矩为
MCV=RAV×
67.5=800.54×
67.5
=3.9845×
(2)按下式合成弯矩图(如图1(6))
M=(MH2+MV2)1/2
小齿轮中间断面左侧弯矩为
MCL=(MCHL2+MCV2)1/2
=[(3.7473×
104)2+(3.9845×
104)2]1/2
=5.4698×
104N·
小齿轮中间断面右侧弯矩为
MCR=(MCHR2+MCV2)1/2
=[(1.448×
104)2+(3.985×
=4.239×
(3)画出轴的转矩T图1(7)
T=113406Nmm
(4)按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1(8)
Me=(MH2+(aT2))1/2
这里,取a=0.6,
aT=0.6×
113406=6.8043×
由图1
(1)可知,在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为
MC=(MCR2+(aT2))1/2=[(6.8043×
104)2+(4.2394×
104)2]1/2=8.107×
MB=(MBH2+(aT2))1/2=[(1.086467×
105)2+(6.80436×
104)2]1/2=7.656×
(5)校核轴的强度取B和C两截面作为危险截面B截面处的强度条件:
σ=MB/W=MB/0.1d3=1.28195×
105/0.1×
353
=29.90<
[σ-1]
C截面处的强度条件:
σ=MC/W=MC/0.1d3
=1.281953×
57.453
=6.76Mpa<
结论:
按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全
从动轴的设计计算
1选择轴的材料,确定许用应力
由于设计的是单级减速器的输出轴,属于一般轴的设计问题,选用45#调质钢,硬度217~255HBS,[σ-1]=60Mpa
2、轴的结构设计
(1)轴的零件定位,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,靠平键和过盈配合实现周向固定。
(2)确定轴的各段直径和长度
初选用7210C型角接触球轴承,其内径为50mm,宽度为20mm。
d1=50mm
由于要安装挡油盘所以取L1=39mm。
d2=66mmL2=8mm
安装齿轮的所以d3=58mm,L3=64mm
安装轴承和挡油盘所以取d4=48mm
L4=50mm
d5=44mmL5=54mm
由前面计算得d6=42mm。
取L6=50mm
(3)从动轴的强度校核
①圆周力Ft:
Ft=2T2/d2=2×
456429/267.9=3407.5N
②径向力Fr:
Fr=Fttanα/cosβ
=3407.5×
tan200/cos12.753°
=1271.6N
③轴向力Fa:
Fa=Fttanβ
tan12.7530=691.9N
(4)计算轴承支反力
水平面:
RAH=(Fa×
d2/2-Fr×
=(721.9×
267.9/2-1271.6×
=807.5N
RBH=Fr+FAN
=1271.6+807.5
=2079.1N
垂直面RAV=RBV=Fr/2=1271.6/2=635.8N
(3)画出水平弯矩MH图2(3)垂直弯矩MV图2(5)
大齿轮中间断面左侧水平弯矩
MCHL=RAH×
67.5=54506Nmm
大齿轮中间断面右侧水平弯矩为
MCHR=RAH×
67.5-Fad2/2
=807.5-691.9×
267.9/2
=-3.967×
104Nmm
大齿轮中间断面处的垂直弯矩为
MCV=RAV×
67.5
=4.292×
(4)计算合成弯矩
M=(MH2+MV22)1/2
大齿轮中间断面左侧弯矩为
=4.380×
大齿轮中间断面右侧弯矩为
=5.744×
(5)画出轴的轴转矩T图2(7)
T=4.56429×
105N·
(6)按下式求当量弯矩并画当量弯矩图2(8)
Me=(MH2+(aT2))1/2
aT=2.73857×
由图2
(1)可知,在大齿轮中间断面左侧处的最大当量弯矩分别为
MC=(MCR2+(aT2))1/2=[(57440)2+(2.73857×
105)2]1/2
=2.79816×
105N·
(7)校核轴的强度去C截面作为危险截面
C截面处的强度条件:
=2.79826×
105/0.1×
583
=14.34Mpa<
按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全
RAV
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5年,要求一天工作16小时,一年工作日为300天,得
16×
5=24000小时
1、由上面的设计,初选轴承的内径
小齿轮轴的轴承内径d1=35mm
大齿轮轴的轴承内径d2=50mm
由于轴承要承受径向和轴向的载荷,故选择角接触球轴承,查手册:
小齿轮轴上的轴承选择型号为7207AC
大齿轮轴上的轴承选择型号为7210AC
7207AC型号的轴承的主要参数:
d=35mm Cr=22.5KN
Cor=16.5KN D=72mm
B=17mm
7210AC型号轴承的主要参数:
d=50mm Cr=32.8KN
Cor=26.8KN D=90mm
B=20mm
2小齿轮轴的轴承
(1)计算轴承的轴向载荷和径向载荷
小齿轮轴的轴向力Fa1=721.93N
A端轴承所受的径向力
FRA=(RAH2+RAV2)1/2=[(555.17)2+(590.27)2]1/2
=810.33N
B端轴承所受的径向力
FRB=(RBH2+RBV2)1/2=[(2505.49)2+(590.27)2]1/2
=2574.08N
两轴承的派生轴向力查表得:
FS=0.68FR
则FSA=0.68FRA=551.02N
则FSB=0.68FRB=1750.37N
由于FSA水平向右FSB水平向左Fa1水平向右
有FSA+Fa1=551.02+721.93=1272.95N<
FSB
因而轴有向左移动的趋势,即轴承A被压紧,轴承B被放松
FAa=Fa+FSB=-721.93+1750.37=1028.44N
FAb=FSB=1750.37N
(2)计算当量动载荷
FAa/FRA=1028.44/810.33=1.269>
0.68
FAb/FRB=1750.37/2574.08=0.679
查手册,得:
P1=(0.41FRa+0.87FAa)
=(0.41×
810.33+0.87×
1028.44)=1226.98N
P2=FRB=1750.37N
P2>
P1所以只需校核轴承2的寿命
(3)轴承寿命计算
由于有轻微冲击,故由表13-6,取fp=1.02工作温度低于1000C,查表13-4,得fT=1.0轴承2的寿命为:
LH=106/60n(ftC/fpP)3
=106/(60×
960)×
(22500/1.02×
1750.37)3
=34739h>
24000h
∴预期寿命足够
2、计算从动轴承
(1)计算轴的轴向载荷和径向载荷
大齿轮轴的轴向载荷Fa2=691.9N
A端所承受的径向力
FRA=(RAH2+RAV2)1/2=[(807.5)2+(635.8)2]1/2
=1027.76N
FRB=(RBH2+RBV2)1/2=[(2079.1)2+(635.8)2]1/2
=2174.14N
则FSA=0.68FRA=698.904N
则FSB=0.68FRB=1478.42N
由于FSA水平向右FSB水平向左Fa2水平向右有:
FSA+Fa2
=698.904+691.9=1390.8N<
FSB=1478.42N
FAa=Fa+FSB=-691.9+1478.42=786.52N
FAb=FSB=1478.42N
FAa/
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