单圆柱齿轮减速器一带传动.docx
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单圆柱齿轮减速器一带传动
设计单级直齿圆柱齿轮减速器
一、已知条件
1.输送带工作拉力F=2200N
2.输送带工作速度v=1.1 3.滚筒直径D=240mm 4.使用年限8年 二、电动机选择 1.确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n滚筒=60×1000V/πD =(60×1000×1.1>/(3.14×240> =87.58r/min 确定电动机转速: 取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=3~5。 取V带传动比Ib=2~4,则总传动比的范围为I=6~20。 故电动机转速的可选范围为nd=I×n筒=<6~20)×87.58=526~1751r/min 符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min。 2、电动机输出功率: 工作机功率 PW=fv/1000=(2200×1.1>/1000=2.42KW 传动装置的效率: η总=η带×η4滚动轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.994×0.97×0.99×0.96 =0.85 电机所需的工作功率: Pd=Pw/η总 =2.42/0.85 =2.847KW 3确定电动机型号 方案 型号 功率 KW 同步转速r/min 满载转速r/min 传动比 方案Ⅰ Y100L2-4 3 1500 1430 16.32 方案Ⅱ Y132S-6 3 1000 960 10.96 方案Ⅲ Y132M-8 3 750 710 8.11 因为I=6~20所以选用方案2 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比: i总=n电机/n筒=960/87.58=10.96 2、分配各级传动比 取i带=3.0i齿轮=i总/i带=10.96/3=3.65 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 n电机=960r/min nI=n电机/i带=960/3.0=320r/min nⅡ=nⅠ/i齿轮=320/3.65=87.67r/min n滚筒=nⅡ 2、计算各轴的功率 P =Pd×η滚动轴承×η带=2.847×0.99×0.96=2.706KW P =P ×η滚动轴承×η齿轮=2.706×0.99×0.97=2.598KW P滚筒=P ×η轴承×η联轴器=2.598×0.99×0.99=2.547KW 3计算各轴扭矩 T电机=9550×(Pd/n电机>=9550×(2.847/960>=28.322N·m T =9550×(P /n >=9550×(2.706/320>=80.757N·m T =9550×(P /n >=9550×(2.598/87.67>=283.003N·m T滚筒=9550×(PⅢ/nⅢ>=9550×<2.547/87.67)=277.448N·m 轴名 电动机轴 轴 轴 滚筒轴 转速n/ 960 320 87.67 87.67 功率P/ 2.847 2.706 2.598 2.547 转矩T/ 28.322 80.757 283.003 277.448 传动比i 3 3.65 1 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选带型号 查表13-8得kA=1.2 Pc=KAP=1.2×<2.847×0.99)=3.382KW (2)根据Pc=3.382KW,n电机=960r/min,确定带轮基准直径dd1、dd2,并验算带速v 选用A型V带 小带轮基准直径为80~100mm 则取dd1=100mm>dmin=80mm dd2= 取dd2=300mm 实际从动轮传动比 i=dd2/dd1=300/100=3 实际从动轮转速 n2=n1/i=960/3=320r/min 从动轮转速误差为: <320-320)/320×100%=0% 在±5%范围内,为允许值。 验算带速V: V=<πdd1n1)/<60×1000) =<3.14×100×960)/<60×1000) =5.024m/s 在5~25m/s范围内,带速合适。 (3)确定带的局准长度Ld和实际中心距a 初步取a=1.5(dd1+dd2>=1.5(100+300>=600mm 1.7(dd1+dd2>≤a0≤2(dd1+dd2> 1.7(100+300>≤a0≤2×(100+300> 所以有: 280mm≤a0≤800mm 取a=600mm,符合280mm≤a0≤800mm L0=2a0+1.57(dd1+dd2>+(dd2-dd1>2/4a0 =2×600+1.57(100+300>+(300-100>2/<4×600) =1844.67mm 由表<13-2)选取基准长度Ld=1800mm 则实际中心距为: a≈a0+ =600-22.33=577.67mm (4>验算小带轮包角α1 α1=180°-(dd2-dd1)/a×57.3° =180°-(300-100>/577.67×57.3°=160.16° α1>120°<适用) <5)确定带的根数Z 令n电机=960r/min,d1=100mm,查表13-3得 P0=0.95KW 查表13-5得△P0=0.11KW 由α1=160.16°查表13-7得Kα=0.95,表13-2得KL=1.01, 由此得: Z≥PC/[P0]=PC/[(P0+△P0>KαKL] ≥3.382/[<0.95+0.11)×0.95×1.01]≥3.33 圆整得Z=4根 (6>求单根V带的初拉力F0及带轮轴上的压力FQ 查表13-1得q=0.1kg/m 单根V带的初拉力: F0=500PC/ZV<2.5/Kα-1)+qV2 =[500×3.382/(4×5.024>×(2.5/0.95-1>+0.1×5.0242]N =140N 则作用在带轮轴上的压力FQ为: FQ=2ZF0sin<α1/2)=2×4×140sin<159.78°/2) =1093N 2、齿轮传动的设计计算 <1)选择齿轮材料及确定许用应力 齿轮采用软齿面。 小齿轮选用40MnB调质,齿面硬度为241~286HBS, σHlim1=730Mpa,σFE1=600Mpa(表11-1>,大齿轮选用ZG35SiMn调质,齿面硬度241~269HBS,σHlim1=620Mpa,σFE1=510Mpa(表11-1>。 由表11-5,取SH=1.0,SF=1.25, [σH]1=σHlim1/SH=730/1.0=730MPa [σH]2=σHlim2/SH=620/1.0=620MPa [σF]1=σFE1/SF=600/1.25=480MPa [σF]21=σFE2/SF=510/1.25=408MPa (2>按齿面接触疲劳强度设计 设齿轮按8级精度制造。 取载荷系数K=1.5表11-3)齿宽系数 φd=0.8<表11-6) 取ZE=188<表11-4) d1≥﹛<2.5ZE)2kT1(u+1>/ψdu[σH]2﹜1/3 =﹛2×<2.5×188)2×1.5×80757×(3.65+1>/(0.8×3.65×6202>﹜1/3 =60.52mm 取小齿轮齿数Z1=21。 则大齿轮齿数: Z2=iZ1=3.65×21=76.65 经圆整后得Z2=77 实际传动比i齿轮=77/21=3.67 传动比误差: <3.67-3.65)/3.65=0.55%<2.5%可用 模数m=d1/Z1=60.52/21=2.882 齿宽b=φdd1=0.8×60.52=48.416,取b2=50mm,b1=55mm 按表4-1取m=3mm,实际的d1=z×m=21×3mm=63mm,d2=77×3mm=231mm 中心距a= <3)验算轮齿弯曲强度 齿形系数YFa1=2.95,<图11-8),YSa1=1.56<图11-9) YFa2=2.27,YSa2=1.75 由式11-5 σF1=2KT1YFa1YSa1/ σF2=σF1YFa2YSa2/ <4)计算齿轮的圆周速度V V=<πd1n1)/<60×1000)=<3.14×63×320)/<60×1000)=1.055m/s 对照表11-2可知选用8级精度是合宜的 大齿轮因为分度圆半径较大采用锻造毛坯的腹板式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下<需要根据后面轴的设计来确定大齿轮的详细参数): 轴孔直径d= 50mm 轮毂直径d1=1.6d=1.6×50=80mm;取d1=80mm 轮毂长度L=B2=1.5d=60mm 轮缘厚度δ0=<3~4)m=9~12mm;取δ0=12mm 轮缘内径D2=da2-2h-2δ0=237-2×6.75-2×12=199.5mm取D2=200mm 腹板厚度c=0.3B2=0.3×50=15mm;取c=15mm 腹板中心孔直径D0=0.5 腹板孔直径d0=0.25 取d0=30mm 齿轮倒角n=2m 名称 小齿轮 大齿轮 中心距a 147 模数mn 3 传动比i 3.65 分度圆直径d 63 231 齿顶圆直径da 69 237 齿根圆直径df 55.5 223.5 齿宽b 55 50 材料及齿面硬度 40MnB调质241~286HBS ZG35SiMn调质241~269HBS 齿数Z 21 77 六、轴的设计计算 <一)输入轴的计算 (1>选用45钢正火,查表14-1得: 硬度170~217HBS [σ-1]=275MPaA=110 (2>估算轴的最小直径 轴的输入功率为PⅠ=2.706KW,转速为nⅠ=320r/min d≥ (3>确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段,由于带轮与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取D1=24mm,又带轮的宽度B= 则第一段长度L1=70mm 右起第二段直径取D2=30mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度,取第二段的长度L2=33+12=45mm 右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用6207型轴承,其尺寸为d×D×B=35×72×17,那么该段的直径为D3=35mm,长度为L3=17+10+2=29mm 右起第四段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要增加5%,小齿轮的分度圆直径为63mm,则第四段的直径取40mm,齿轮宽为b=55mm,为了保证定位的可靠性,取轴段长度为L4=53mm 右起第五段,考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩,取轴肩的直径为D5=46mm,长度取L5=10mm 右起第六段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为D6=35mm,长度L6=17+10-10=17mm 各阶梯轴直径和各段轴长度列表如下: 名称 1 2 3 4 5 6 直径d 24 30 35 40 46 35 长度L(mm> 70 45 29 53 10 17 所以两轴承间的距离是L=112mm (4>求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径: d1=63mm 作用在齿轮上的转矩为: T1=80757N·mm 求圆周力: Ft Ft=2T2/d2=2×80757/63=2563.71N 求径向力Fr Fr=Ft·tanα=2563.71×tan200=933.11N Ft,Fr的方向如下图所示 <5)轴长支反力,根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。 水平面的支反力: RA=RB=Ft/2=1281.86N 垂直面的支反力: 由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA’=RB’=Fr/2=466.56N <6)画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩: 水平面的弯矩: MC=RA×112/<2×1000)=71.78N·m 垂直面的弯矩: MC1’=MC2’=RA’×112/<2×1000)=26.13N·m 合成弯矩: <7)画转矩图: T=Ft×d1/2=80.757N·m <8)画当量弯矩图 因为是单向回转,转矩为脉动循环,α=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩: <9)判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面。 已知MeC2=90.46N·m,由课本表14-1查得σB=600Mpa, 由表14-3查得[σ-1b]=55则: C剖面的轴径d4=40mm≥25.43mm故: 强度足够所以确定的尺寸是安全的。 <二)输出轴的设计计算 1,5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—密封盖 7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器 (1>选用45钢正火,查表14-1得: 硬度170~217HBS [σ-1]=275MPaC=118~107取C=110 (2>估算轴的最小直径轴的输入功率为PⅡ=2.598KW 转速为nⅡ=87.67r/min d2≥C(PⅡ/nⅡ>1/3=110×(2.598/87.67>1/3=34.045mm (3>确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取35mm,根据计算转矩TC=KT2=1.5×283=424.5N·m,n=87.67r/min,查标准GB/T5014—2003,选用LXZ2型弹性柱销联轴器,半联轴器长度为L1=82mm,轴段长L1=80mm ②右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取40mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,故取该段长为L2=30+12=42mm; 右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用6209型轴承,其尺寸为d×D×B=45×85×19,那么该段的直径为45mm,长度为L3=19+12.5+2=33.5mm 右起第四段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要增加5%,大齿轮的分度圆直径为231mm,则第四段的直径取50mm,齿轮宽为b=50mm,为了保证定位的可靠性,取轴段长度为L4=48mm 右起第五段,考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩,取轴肩的直径D5=56mm,长度取L5=12.5mm 右起第六段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为D6=45mm,长度L6=19+12.5-12.5=19mm 阶梯轴直径和各段轴长度列表如下: 名称 1 2 3 4 5 6 直径d 35 40 45 50 56 45 长度L(mm> 80 42 33.5 48 12.5 19 所以两轴承间的距离是L=114mm (4>求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径: d2=231mm 作用在齿轮上的转矩为: T2=283003N·mm 求圆周力: Ft Ft=2T2/d2=2×283003/231=2450.24N 求径向力Fr Fr=Ft·tanα=2450.24×tan200=891.82N Ft,Fr的方向如下图所示 <5)轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。 水平面的支反力: RA=RB=Ft/2=1225.12N 垂直面的支反力: 由于选用深沟球轴承则Fa=0 那么RA’=RB’=Fr/2=445.91N <6)画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩: 水平面的弯矩: MC=RA×114/<2×1000)=68.83N·m 垂直面的弯矩: MC1’=MC2’=RA’×114/<2×1000)=25.42N·m 合成弯矩: <7)画转矩图: T=Ft×d2/2=283.003Nm <8)画当量弯矩图 因为是单向回转,转矩为脉动循环,α=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩: <9)判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面。 已知MeC2=185.35N·m,由课本表14-1查得σB=600Mpa, 由表14-3查得[σ-1b]=55则: C剖面的轴径d4=50mm≥32.30mm故: 强度足够所以确定的尺寸是安全的。 绘制轴的工艺图<见图纸) 七.滚动轴承设计 根据条件,轴承预计寿命 Lh=8×300×16=38400h, 1.输入轴的轴承设计计算 <1)初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用,所以P=Fr=933.11N <2)求轴承应有的径向基本额定载荷值,查表16-8得ft=1,查表16-9得fp=1.2,对滚子轴承取ε=10/3,则 <3)选择轴承型号 查表6-1,选择6207轴承Cr=25.5KN各部分尺寸如下表: 轴承代号 尺寸/mm d D B 6207 35 72 17 由课本式有 ∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 2.输出轴的轴承设计计算 <1)初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用,所以 P=Fr=891.82N <2)求轴承应有的径向基本额定载荷值,查表16-8得ft=1,查表16-9得fp=1.2,对滚子轴承取ε=10/3,则 <3)查课本表6-1,选择6209轴承,Cr=31.5KN各部分尺寸如下表: 轴承代号 尺寸/mm d D B 6209 45 85 19 由课本式有 ∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 八、联轴器的设计 <1)类型选择 由于两轴相对位移很小,运转平稳,且结构简单,对缓冲要求不高,故选用弹性柱销联。 <2)载荷计算 计算转矩TC=TC=KT2=1.5×283=424.5N·m,其中KA为工况系数,由表得KA=1.5 <3)型号选择 根据TC,轴径d,轴的转速n,查标准GB/T5014—2003,选用LXZ2型弹性柱销联,其额定转矩[T]=560Nm,许用转速[n]=6300r/m,故符合要求。 九、键联接的选择及校核计算 <一)输出轴选用平键连接 L1处: 健尺寸: b×h=10×8mm;键槽尺寸: 宽度基本尺寸为b=10mm,深度t=5.0mm,长度L=56mm。 选用GB/T1096键10×8×56 校核: [σP]=110MPa σP=4T/dhl=4×283003/﹙35×8×56﹚ =72.195<[σP] 所以合格。 L4处: 健尺寸: b×h=14×9mm;键槽尺寸: 宽度基本尺寸为b=14mm,深度t=5.5mm,长度L=32mm。 选用GB/T1096键14×9×32 校核: [σP]=110MPa σP=4T/dhl=4×283003/﹙50×9×32﹚ =78.612<[σP] 所以合格。 <二)输入轴选用平键连接 L1处: 健尺寸: b×h=8×7mm;键槽尺寸: 宽度基本尺寸为b=8mm,深度t=4.0mm,长度L=50mm。 选用GB/T1096键8×7×50 校核: [σP]=110MPa σP=4T/dhl=4×80757/﹙24×7×50﹚ =38.456<[σP]所以合格。 L4处: 健尺寸: b×h=12×8mm;键槽尺寸: 宽度基本尺寸为b=12mm,深度t=5.0mm,长度L=36mm。 选用GB/T1096键12×8×36 校核: [σP]=110MPa σP=4T/dhl=4×80757/﹙40×8×36﹚ =28.041<[σP]所以合格。 十、减速器装配图设计 <一)铸铁减速器箱体的主要结构尺寸 名称 符号 尺寸 箱体壁厚 δ 8 箱盖壁厚 δ1 8 箱盖凸缘厚度 b1 12 箱座凸缘厚度 b 12 箱座底凸缘厚度 b2 20 地脚螺钉直径 df 18 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁连接螺栓直径 d1 14 盖与座连接螺栓直径 d2 10 检查孔盖螺钉直径 d4 6 定位销直径 d 8 df、d1、d2至外箱壁距离 C1 24、20、16 df、d2至凸缘边缘距离 C2 22、14 轴承旁凸台半径 R1 22、14 外箱壁至轴承座端面距离 l1 45 齿轮顶圆与内箱壁距离 Δ1 10 齿轮端面与箱体内壁距离 Δ2 10 箱盖、箱座肋厚 m1、m 6.86.8 <二)减速器装配草图的尺寸 名称 符号 尺寸 小、大齿轮齿宽 b1、b2 55、50 齿轮顶圆与箱体内壁的距离 Δ1 10 齿轮端面与箱体内壁的距离 Δ2 10 箱体内壁至轴承端面的距离 Δ3 10 小齿轮顶圆与箱体内壁的距离 Δ5 10 轴承宽度 B 19、17 轴承座宽度 L 45 轴承端盖定位圆柱面长度 m 23 外伸轴段上旋转零件的内端面与轴承盖外端面的距离 l1 10 大齿轮齿顶圆至箱体内壁的距离 Δ6 40 箱底至箱底内壁的距离 Δ7 20
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