单级圆柱齿轮减速器设计Word文件下载.docx
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1000V/πD
=60×
1000×
2.3/π×
400
=109.8r/min
二.电动机选择
1、电动机类型的选择:
卧式封闭型Y系列(ZP44)三相异步电动机
2、电动机功率选择:
①传动装置的总功率:
查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为η联轴器=0.99;
η齿轮=0.97;
η轴承=0.98;
η带=0.96;
η=0.95;
η总=η带×
η轴承3η齿轮×
η联轴器×
η
=0.824
②电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η带
=900×
2.3/1000×
0.824
=2.51kw
按手册表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I1=3~6。
取V带传动比I2=2~4,则总传动比范围为I总=6~24。
故电动机转速范围为
n电动机=I总×
n筒=(6~24)×
109.8=658.8-2635.2r/min
符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。
根据容量和转速,查有关手册有三种适用的电动机型号:
现比较
两种如下
型号
额定功率
同步转速
满载转速
电动机质量
总传动比
Y132m-6
3kW
1000r/min
960r/min
63kg
7.9
Y100L2-4
1500r/min
1430r/min
38kg
11.68
根据传动方案:
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Y100L2-4
③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Y100L2-4。
其主要性能:
额定功率:
3kW,满载转速1430r/min。
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=1430/109.8=13.02
2、分配各级传动比:
1).取V带i带=2.8(单级减速器i=2~4合理)
2).∵i总=i齿轮×
i带
∴i齿轮=i总/i带=13.02/2.8=4.65
所得传动比符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮传动的常用范围
四、传动装置的运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
电动机轴为Ⅰ轴,减速器高速轴为Ⅱ轴,低速轴为Ⅲ轴
nI=n电动机=1430r/min
nII=nI/i带=1430/2.8=510.71r/min
nIII=nII/i齿轮=510.71/4.65=109.83r/min
2、计算各轴的功率
PI=3kw
PII=PI×
η带=2.51×
0.96=2.41kw
PIII=PII×
η轴承×
η齿轮=2.41×
0.98×
0.97=2.29kw
3、计算各轴扭矩
T1=9550×
Po/nI=9550×
2.51/1430=16.76N·
m
TII=9550×
PII/nII=9550×
2.41/510.71=45.07N·
TIII=9550×
PIII/nIII=9550×
2.29/109.83=199.12N·
运动和动力参数计算结果整理于下表:
轴名
功率PKW
转矩TNm
转速r/min
输入
输出
电动机轴
2.51
16.76
1430
I轴
2.41
2.3618
45.07
43.72
510.71
II轴
2.29
2.2443
199.12
193.15
109.83
五、传动零件的设计计算
㈠.皮带轮传动的设计计算
1).确定计算功率Pc
由于每天工作时间T=16h,运输装置工作时有轻度冲击,由机械设计基础表13-8查得工作情况系数KA=1.2,故Pc=KA×
P=1.2×
3kW=3.6kW
2).选择V带的带型
根据Pc,n1由机械设计基础图13-5选择A型V带。
3).确定带轮的基准直径并验算带υ
①由机械设计基础表13-9取小带轮的基准直径d1=95mm>
dmin=75。
d2=i×
d1(1-0.02)=260.68mm
由机械设计基础表13-9得,取d2=265mm
V带的速度
V=π×
d1×
n/60×
1000=π×
95×
1430/60×
1000=7.11m/s
其中速度在5-25m/s的范围内,带速合格。
5).确定V带的中心距a和基准长度Ld
①根据式0.7(dd1+dd2)<
a<
2(dd1+dd2)算得336<
960mm则取ao=540mm②由式(8-22)计算基准长度
L≈2a0+0.5π(d1+d2)+0.25(d2-d1)2/a0
=2×
540+0.5π×
(95+265)+0.25×
(265-95)2/540
=1658.87mm
由机械设计基础P212页,取Ld=1600mm
确定中心距a=ao+(Ld-L)/2=510mm
6).验算小带轮的包角α
由包角公式α≈1800-(d2-d1)57.50
=1800-(265-95)×
57.50=160.90>
1200
7).计算带的根数z
①由d1=95mm和nI=1430r/min,查机械设计基础图13-3得Po=1.41kW.
根据nI=960r/min,i=208和A型V带,查机械设计基础表13-5得ΔPo=0.17kW
查表13-7得Kα=0.96,Kl=0.99,
②V带根数z=Pc/(Po+ΔPo)KαKl=3.6/(1.41+0.17)×
0.96×
0.99=2.39(根),取整z=3根
9).计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min
由机械设计基础表13-1得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以
(Fo)min=500(2.5-Kα)Pc/zυKα+qυ2
=500×
(2.5-0.96)×
3.6/(0.96×
3×
7.11)+0.1×
7.112
=140.4N
实际处拉力Fo>
(Fo)min
10).计算压轴力Fp
最小值压轴力为(Fp)min=2z(Fo)minSin(0.5α1)
140.4×
Sin(160.9/2)
=830.7N
㈡.齿轮设计计算
1).选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
①由传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。
②输送机为一般工作机,速度不高,故选用8级精度(GB10095—88)。
③材料选择:
由表10-1选择小齿轮材料为45号钢(调质),硬度为260HBS,σHlim1=610MPa,σFE1=460MPa。
大齿轮材料为45钢(正火处理),硬度为215HBS,σHlim2=400MPa,σFE2=320MPa两者材料硬度差为45HBS
由机械设计基础表11-5,取SH=1.0,SF=1
[σH]1=σHlim1/SH=610/1.0MPa=610MPa
[σH]2=σHlim2/SH=400×
1.05/1.0MPa=420MPa
[σF]1=σFE1/SF=460/1.0MPa=460MPa
[σF]2=σFE2/SF=320/1.0MPa=320MPa
2).按齿面接触强度设计
①由机械设计基础表11-3试选载荷系数Kt=1.2.由机械设计基础表11-6取齿宽系数φd=0.9
②计算小齿轮传递的转矩。
由公式T1=95.5×
105P1/n1=95.5×
105×
2.41/510.71=45066N·
m
④由表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188MPa1/2。
⑥由公式10-13计算应力循环次数(一年按300计算)
N1=60n1jLh=60×
510.71×
(6×
300×
16)=8.83×
108
N2=8.83×
108/4.65=1.90×
⑨由设计计算公式(10-9a)进行试算,
即d≥[2(u+1)ZH2KtT1ZE2/u[σH]2φd]1/3则小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值得:
d1t≥(2×
1.2×
45066×
5.65×
2.52×
1882/1.1×
4.65×
420)1/3=53.9mm
取小齿轮的齿数为Z1=24,则大齿轮的齿数为Z2=i×
Z1=4.65×
24=111.6取Z2=112
故实际传动比i=112/24=4.67
⑾计算齿宽b=φd·
d1t=0.9×
53.09mm=47.781mm
由此取b1=55mmb2=50mm
⑿计算齿宽与齿高之比b/h。
模数mt=d1t/z1=53.09/24mm=2.21mm
由机械设计基础表4-1,取m=2.5
齿高h=2.25mt=2.25×
2.5mm=5.625mm
则b/h=58.4/5.625=10.38
⒀计数中心距
由课表取,d1=z×
m=24×
2.5=60mm.d2=112×
2.5=280mm
中心距a=d1+d2/2=60+280/=170mm
3).按齿根弯曲强度设计
由机械设计基础图11-8和图11-9,取YFa1=2.76YFa2=2.2
YSa1=1.58YSa2=1.83
σF1=2k×
T1×
YFa1×
YFa2/bz1m2=52.33MPa<
[σF]
σF2=σF1×
YFa1.YFa2/YSa1.YSa2=48.31Mpa
4).齿轮的速度
υ=πd1tn1/60×
1000
=π×
60×
510.71/60000=1.6m/s
六、轴的设计计算
Ⅰ、输入轴的设计计算
1》、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
由机械设计基础表14-1和表14-3可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,其中[σb+1]=210Mpa
[σ0]bb=100Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输入端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥C
查机械设计基础表14-2可得,45钢取C=118
则d≥118×
(P/n)1/3mm=19.8mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,轴的直径要增大5%,
故d=19.8×
(1+5%)=20.69.取d=22mm
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,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分
布,齿轮右面用轴肩定位,左面用套筒轴或者弹性挡圈轴向定位,
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,右轴承从右面
装入,齿轮套筒,左轴承和联轴器依次从左面装入(见附图1)
将估算轴d=22mm作为外伸端直径d1与联轴器相配,考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=26mm,齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=30mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=35mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=30mm.
择轴承型号.由由手册初选深沟球轴承,代号为6206,查手册表6-1可得:
轴承宽度B=16,安装尺寸D=30mm,故轴环直径d5=40mm.
2).确定轴的各段直径和长度
①、Ⅰ段:
d1=22mm
考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=50mm
②II段:
d2=26mm
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,并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动,为此,取该段长为L2=55mm。
③III段直径d3=30mm
初步选择滚动轴承型号,因只受径向作用力,选择深沟球轴承,参照工作状况以及轴径要求选6206,查手册d×
D×
B=30×
16(手册表6-1)。
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。
故取长度为L3=36mm
④Ⅳ段直径d4=35mm
由于齿轮的宽度b2=55mm,此段轴的是齿轮轴分度圆直径为D=60mm,可知此段的长度为L=55mm
⑤Ⅴ段直径d5=40mm.作为齿轮的轴向定位故此取长度为L=20mm
⑥初步选择滚动轴承型号为6206,查手册d×
16,故最后一段为L=17mm。
如图:
由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=111mm
3、按弯矩复合强度计算
①已知转矩T1=45.07N·
m根据(6-34)式得圆周力
Ft=2TIII/d2=2×
45.07/60=1502N
②求径向力Fr
根据(6-35)式得Fr=Ft·
tanα=1502×
tan200=546.7N
③因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=55.5mm
④绘制轴受力简图(如上图a)
⑤绘制垂直面弯矩图(如上图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=546.7/2=273.35N
FAZ=FBZ=Ft/2=1502/2=751N
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=FAyLA=273.35×
55.5=15.17N·
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=751×
55.5=41.68N·
⑥绘制水平面弯矩图(如上图c)
⑦绘制合弯矩图(如上图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(15.172+41.682)1/2=44.35N·
⑧绘制扭矩图(如上图e)
转矩:
T=45.07N·
⑨绘制当量弯矩图(如上图f)转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化,
查机械设计基础P235取α=0.6,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[15.172+(0.6×
45.07)2]1/2=31N.m
⑩校核危险截面C的强度由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33
=31/(0.1×
0.033)
=11.48MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
Ⅱ、输出轴的设计计算
1、轴的材料设计
1》、选择轴的材料确定许用应力
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
则d≥118×
(P/n)1/3mm=32.48mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,
故d=32.48×
(1+5%)=34.104.取d=35mm
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,轴承对称布置在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配,考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=45mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:
轴承宽度B=19,安装尺寸D=45mm,故轴环直径d5=60mm.
2)、确定轴的各段直径及长度
①Ⅰ段:
d1=35mm
考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=56mm
d2=40mm
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,并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动,为此,取该段长为l2=57mm。
③III段直径d3=45mm
初选用6209深沟球轴承,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,取套筒长为20mm。
故取长度为L3=41mm
④Ⅳ段直径d4=50mm
由于齿轮的宽度b2=50mm,此段轴的长度要比齿轮宽小2,可知此段的长度为L=48mm
⑤Ⅴ段直径d5=60mm.作为齿轮的轴向定位故此取长度为L=10mm
⑥最后一段为L=30mm,其中包括轴承定位轴肩d=50mm,L=10mm,由于初选的轴承为6209深沟球轴承,其内径为45mm,宽度为19mm,故轴d=45mm,长度为L=20mm。
如图
由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=110mm
3)、按弯矩复合强度计算
①已知转矩TII=199.12N·
Ft=2TII/d2=2×
199.12/280=1422.3N
②求径向力Fr根据(6-35)式得
Fr=Ft·
tanα=1422.3×
tan200=517.7N
LA=LB=55mm
④绘制轴受力简图(如图a)
⑤绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=517.7=258.9N
FAZ=FBZ=Ft/2=1422.3/2=711.15N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
MC1=FAyLA=258.9×
55=14.24N·
⑥绘制水平面弯矩图(如图c)
MC2=FAZL/2=711.15×
55=39.11N·
⑦绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(14.242+39.112)1/2=41.62N·
⑧绘制扭矩图(如图e)转矩:
T=199.12N·
⑨绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭转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=[41.622+(0.6×
199.12)2]1/2=127N.m
⑩校核危险截面C的强度
由式(6-3)σe=Mec/0.1d33
=[41.622+(0.6×
199.12)2]1/2/(0.1×
0.0453)
=13.9MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
七、滚动轴承校核计算
1、输入轴上的轴承
根据根据条件,轴承预计寿命
L'
h=6×
16=34560h
由初选的轴承的型号为:
6206,
查设计手册表6-1可知:
d=30mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=23.0KN,基本静载荷CO=15.0KN,
(1)已知n1=510.71(r/min)
两轴承径向反力:
FR1=FR2=751N
根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63×
751=473.13N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
由此可知Fa/Fr=0,并且Fa/Fr<
e.由此得其系数为x=1,y=0。
(3)计算当量载荷P
根据课本P279表16-9
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