减速器设计计算说明书Word格式.docx
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10000vw/(πD)
=60000×
1.2/(π×
300)
=76.394r/min
单级齿轮传动比3-5
两级齿轮传动比i=9-25
n=i×
nw
=687.5-1909.8r/min
为了降低成本确定
n=1500r/min
电动机尺寸参考《机械设计课程设计》书表8-186、表8-187确定
Pw=3.06KW
η=0.9084
Pm=4KW
nw=76.394r/min
根据《机械设计课程设计》书表8-184选择电动机Y112M-4,其满载转速nm=1440r/min,质量47kg
4.传动比及动力学计算
4.1传动比的计算及分配
(1)总传动比
(2)传动比分配
4.2各轴转速
(1)高速轴
(2)中间轴
(3)低速轴
(4)工作轴
4.3各轴功率
4.4各轴转矩
(5)电动机转轴
i=nm/nw=1440/76.39=18.85
i1=1.3i2i=i1×
i2
求得i1=4.95i2=3.81
n1=nm=1440r/min
n2=n1/i1
=1440/4.95
=290.91r/min
n3=n2/3.81=76.394r/min
nw=n3=76.24r/min
P1=P0*ηc
=3.37*0.99=3.33KW
P2=P1*ηr*ηg
=3.33*0.97*0.995
=3.21KW
P3=P2*ηr*ηg
=3.21*0.97*0.995
=3.11KW
Pw=P3*ηr*ηc
=3.11*0.995*0.99
T1=9550*P1/n1=22.08N·
m
T2=9550*P2/n2=105.38N·
T3=9550*P3/n3=388.78N·
Tw=9550*Pw/nw=382.53N·
T0=9550*P0/nw=22.34N·
i=18.85
i1=4.95
i2=3.81
n1=1440r/min
n2=290.91r/min
n3=79.394r/min
nw=76.24r/min
P1=3.33KW
P2=3.21KW
P3=3.11KW
Pw=3.06KW
T1=22.08N·
T2=105.38N·
T3=388.78N·
Tw=382.53N·
T0=22.34N·
算得参数如下:
轴名
参数
电动机轴
1轴
2轴
3轴
工作轴
转速n(r/min)
1440
290.91
76.394
功率P(KW)
3.37
3.33
3.21
3.11
3.06
转矩T(N·
m)
22.34
22.08
105.38
388.78
382.53
传动比i
1
4.95
3.81
效率η
0.99
0.965
0.985
5、齿轮的设计计算
计算机说明
5.1高速级齿轮设计
(1)齿轮材料选取
(2)许用接触应力
(3)按齿面接触强度设计
(4)按弯曲疲劳强度校核齿轮强度
(5)公差计算选取
5.2低速级齿轮设计
传动无特殊要求
小齿轮:
考虑到直径问题设计成齿轮轴,选用45钢正火,169-217HBS
大齿轮选用45钢正火,169-217HBS
查表得σHlim1=460MPa,
σHlim2=460MPa,SHmin=1
[σH1]=[σH2]=460MPa
σH=460MPa
小齿轮转矩T=22.08N·
载荷平稳,取载荷综合系数K=1.2
齿宽系数Ψd=1
小齿轮分度圆直径d1≥
=40.8mm
小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=99
m=d1/z1=2.045mm
取m=2.5mm
分度圆直径d1=z1m=50mm,d2=z2m=247.5mm,中心距a=148.75mm
齿宽b=Ψd×
d1
=50mm
取小齿轮齿宽b1=56mm,大齿轮齿宽b2=50mm
v=πd1n/(60*1000)
=π*50*1440/(60*1000)
=3.77m/s
由《机械设计》表6-4确定齿轮采用8级精度
由《机械设计》图6-30得复合齿形系数
YFs1=4.38,YFs2=3.96
SFmin=1
σFlim1=σFlim2=360MPa
[σF1]=[σF2]=360MPa
σF1=2KT1YFs1/(bm2z1)
=33.19MPa<
[σF1]
σF2=σF1YFs2/YFs1
=33.19×
3.96/4.38
=30.01MPa<
[σF2]
最小侧隙jnmin=0.100mm
由《机械设计课程设计》书表8-95确定
Esns=Esns1=Esns2
=-jnmin/(2cosα)
=-0.0585mm
齿厚公差
Tsn=2tanα(br2+Fr2)1/2
br=1.26×
IT9
br1=1.26×
62=0.0781mm
br2=1.26×
115=0.1450mm
Fr1=0.034Fr2=0.056
Tsn1=0.062mm
Tsn2=0.113mm
Esni1=Esns-Tsn1=-0.115mm
Esni2=Esns-Tsn2=-0.166mm
上偏差
Ebns1=Ebns2=Esns×
cosα
=-0.050mm
下偏差
Ebni1=Esni1×
=-0.108mm
Ebni2=Esni2×
=-0.156mm
公法线长度
Wk1=m×
Wk’1
=2.5×
7.6604
=19.151mm
Wk2=m×
Wk’2
35.3361
=88.340mm
查《机械设计课程设计》书表8-73、表8-74至表8-91得
fp1=±
0.015fp2=±
0.018
Fp1=0.042Fp2=0.070
Fα1=0.020Fα2=0.025
Fβ1=0.027Fβ2=0.029
fa=±
0.0315
传动无特殊要求,采用软齿面齿轮设计
小齿轮选用40MnB,241-286HBS
查表得σHlim1=720MPa,
[σH1]=720MPa
[σH2]=460MPa
小齿轮转矩
T=105.38N·
=70mm
小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数z2=114
m=d1/z1=2.33mm
分度圆直径d1=z1m=75mm,d2=z2m=285mm,中心距a=148.75mm
d1=75mm
取小齿轮齿宽b1=80mm,大齿轮齿宽b2=75mm
=π*75*290.9/(60*1000)
=1.14m/s
由《机械设计书》表6-4确定齿轮采用8级精度
YFs1=4.14,YFs2=3.96
σFlim1=530MPa
σFlim2=360MPa
[σF1]=530MPa
[σF2]=360MPa
=73.99MPa<
=73.99×
3.96/4.14
=70.77MPa<
130=0.1638mm
Fr1=0.043Fr2=0.074
Tsn1=0.065mm
Tsn2=0.131mm
Esni1=Esns-Tsn1=-0.123mm
Esni2=Esns-Tsn2=-0.189mm
=-0.116mm
=-0.177mm
10.7526
=26.882mm
38.4982
=96.246mm
0.017fp2=±
0.020
Fp1=0.053Fp2=0.092
Fα1=0.022Fα2=0.029
Fβ1=0.028Fβ2=0.031
小齿轮、大齿轮均选用45钢正火,169-217HBS
m=2.5mm
z1=20
z2=99
d1=50mm
d2=247.5mm
a=148.75mm
b1=56mm
b2=50mm
α=20°
设计满足要求
Esns1=Esns2=-0.0585mm
Ebns1=Ebns1=-0.050mm
Ebni1=-0.108mm
Ebni2==-0.156mm
Wk1=19.151mm
Wk2=88.340mm
fα=±
z1=30
z2=114
d1=75mm
d2=285mm
a=180mm
b1=80mm
b2=75mm
Ebns1=Ebns2=-0.050mm
Ebni1=-0.116mm
Ebni2=-0.177mm
Wk1==26.882mm
Wk2=96.246mm
Fp1=0.053Fp2=0.092
6轴的设计计算
6.1轴选择材料
6.2轴最小直径计算
6.3各轴各段直径确定
无特殊要求,选45号钢正火处理,169-217HBS
减速器工作时,轴主要受转矩作用,先考虑转矩设计轴最小直径
D≥C
,C取118
P与n从4轴的工况计算中取得
D1≥15.6mm
D2≥26.3mm
D3≥40.6mm
考虑到高速轴和低速轴需要和联轴器配合,根据《机械设计课程设计》书表8-178确定
D1min=20mm
D3min=45mm
中间轴需要设计键槽,并取标准化的值D2min=30mm
与联轴器配合处直径20mm,与毛毡圈配合处为24mm,轴承处直径为30mm齿轮处设计为一体
套筒、轴承处直径为30mm,齿轮处直径40mm,中间轴环处52mm
联轴器处直径为45mm,与毡圈配合处为48mm,滚动轴承处为50mm,中间轴环处为72mm,与齿轮配合处直径60mm
45号钢正火处理,169-217HBS
D2min=45mm
D3min=30mm
6.4箱体内各部分合理分布
箱体内部零件分布如上图所示,齿轮端面距离箱体内壁10mm,中间轴两齿轮端面距离为10mm,低速级大齿轮齿顶圆距离箱体内壁,考虑到螺栓中心距离外边缘与外壁均有要求,轴承旁凸台厚度=16+18+8=42mm
6.5各轴完整设计
(1)高速轴的设计如下:
轴承选取6006深沟球轴承,需要挡油环,所以12段长14mm;
齿轮端面距离箱壁10mm,23段应略大于10mm,取15mm;
45段根据7.4可得l=10+80+10=100mm;
56段不需要挡油环,长13mm;
67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm,轴承盖厚10mm,轴承座端面至箱体内壁48mm,调整长度1mm,轴承距离箱体内臂3mm,轴承宽度13mm,所以L=10+10+48+1-13-3=53mm;
78段考虑与联轴器的配合长36mm。
轴与联轴器之间采用平键连接,查表得键尺寸b=6,h=6,键长取30mm
1处倒角为1.5×
45o,8处倒角为1×
45o,2、6处查轴承安装要求可知圆角r=1mm,3、4、5、7处无特殊要求根据轴肩高度取圆角。
3、4取3mm,5取2mm,7取1mm。
配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1,确定与联轴器处的公差配合为m6,与轴承处的公差配合为k5,与密封毡圏处公差配合为f9。
(2)中间轴设计
大小齿轮齿宽分别为80mm与50mm,所以23段长78mm,45段长48mm;
轴承选用6206深沟球轴承,齿轮端面与箱体内壁距离为10mm,所以12段取28mm,56段取34mm;
34段取10mm。
大齿轮小齿轮均采用平键连接,b=12mm,h=8mm,45段键槽42mm,23段键槽72mm。
1、6处倒角为1.5×
45o,2、3、4、5处无特殊要求根据轴肩高度取圆角,这里均取2mm。
配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1,与轴承处的公差配合为k5。
(3)低速轴设计
齿轮齿宽75mm,所以23段取71mm;
34取10mm;
齿轮端面距离箱体内壁10mm,加上套筒与轴承,12段取33mm;
45段根据6.4取68mm;
56段装6010深沟球轴承取16mm;
67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm,轴承盖厚12mm,轴承座端面至箱体内壁48mm,调整长度1mm,轴承距离箱体内臂3mm,轴承宽度16mm,所以L=10+12+48+1-16-3=52mm;
78段考虑到与联轴器配合长度取80mm
齿轮与轴采用平键连接,b=18mm,h=11mm,键长66mm;
轴与联轴器采用平键连接,b=14mm,h=9mm,键长72mm。
1、8处倒角取2×
45°
,2、3、4无特殊要求圆角半径取2mm,5处要与轴承配合圆角半径取1mm,6、7考虑到轴肩高度取1mm。
配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1,确定与联轴器处的公差配合为m6,与轴承处的公差配合为k5,与密封毡圏处公差配合为f9。
6.6轴受力分析并校核
(1)高速轴:
转矩T=22.08N·
m,齿轮分度圆直径d=50mm
Ft=2T/d=833.2N,Fr=Ft×
tanα=303.3N受力图如下(齿轮轴承受力均简化成集中作用于本身中点)
因受力较为简单,直接求出各自轴承的合力:
R1=746.4NR2=193.5N
弯矩图如下
参考《机械设计》书12-4节及表12-1、表12-3
45号钢正火σB=600MPa,钢轴应力校正系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=55/95=0.58,[σ-1]b=55MPa
在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=22080N·
mm
当量弯矩Me=
图如下:
Memax=29096N·
此轴需要校核两个面,一齿轮中心面,二联轴器连接处
齿轮中心截面:
直径d≥
=17.4mm
此处实际直径为36mm校核安全
联轴器连接处截面:
=13.25mm
此处轴实际直径为20mm,已能消除键的影响校核安全
转矩T=105.38N·
m,齿轮分度圆直径分别为247.5mm,75mm
Ft1=2T/d1=851.6N,Fr1=Ft1×
tanα=309.9N
Ft2=2T/d2=2810.1N,Fr2=Ft1×
tanα=1022.8N
受力图如下
经计算
R1V=612.2NR1H=2207.4NR2v=100.2NR2H=1454.3N
弯矩图如下
MHmax=132444N·
mm,Mvmax=36730N·
轴采用45号钢,σB=600MPa,取[σ-1]b=55MPa,[σ0]b=95MPa,应力校正系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=0.58,
弯矩只存在于12(两齿轮)之间,可知Memax在1(小齿轮中心面)处,需要校核
Mmax=137442N·
mmT=105380N·
Memax=
=150420N·
小齿轮中心面:
=30.13mm
此处实际直径为36mm,能消除键的影响校核安全
转矩T=388.78N·
m,齿轮分度圆直径285mm
Ft=2T/d=2728.3N,Fr=Ft×
tanα=993.0N
受力分析
经计算得R1=1978.1N,R2=925.3N
弯矩图如下:
轴采用45号钢,σB=600MPa,取[σ-1]b=55MPa,[σ0]b=95MPa
应力校正系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=0.58
在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=388780N·
=35.8mm
此处实际直径为60mm校核安全
=34.5mm
此处轴实际直径为45mm,已能消除键的影响
7轴承的计算
轴承预期寿命为:
2×
8×
300×
3=14400h
(1)高速轴轴承为6006深沟球轴承
基本额定动载荷为13200N,转速1440r/min,ε=3
当量载荷P=Kp(XR+YA),Kp=1.2,X=1,Y=0,R为径向载荷,A为轴向载荷
R1=746.4N,R2=193.5N
按受力大的轴承计算寿命,Pmax=Kp(XR+YA)=895.7N
L10=
=37044h>
14400h符合要求
(2)中间轴轴承为6006深沟球轴承
基本额定动载荷为19500N,转速290.9r/min,ε=3
R1=2290.7N,R2=1457.7N
按受力大的轴承计算寿命Pmax=Kp(XR+YA)=2749N
L10=
=20449.6h>
(3)低速轴轴承为6010深沟球轴承
基本额定动载荷为22000N,转速76.39r/min,ε=3
R1=1978.1N,R2=925.3N
按受力大的轴承计算寿命Pmax=Kp(XR+YA)=2373.7N
=173854h>
8键联接的校核
查《机械设计》书表11-10得许用抗压应力[σp]=100MPa
联轴器处的键:
此轴段长度36mm,键长略小于其值取30mm
T=22080N·
mmLc=L-b=30-6=24mm
h=6mmd=20mmσp=
=30.7MPa<
[σp]校核安全
大齿轮处的键:
此轴段长度48mm,键长略小于其值取42mm
T=105380N·
mmLc=L-b=42-12=30mm
h=8mmd=40mmσp=
=43.9MPa<
小齿轮处的键:
此轴段长度78mm,键长略小于其值取72mm
mmLc=L-b=72-12=60mm
=21.95MPa<
(3)轴
齿轮处的键:
此轴段长度71mm,键长略小于其值取66mm
T=388780N·
mmLc=L-b=66-18=48mm
h=11mmd=60mmσp=
=49.1MPa<
联轴器处的键:
此轴段长度76mm,键长略小于其值取72mm
T=388780N·
mmLc=L-b=72-14=58mm
h=9mmd=45mmσp=
=66.2
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