一级减速器计算过程及计算说明.docx
- 文档编号:30719113
- 上传时间:2023-08-19
- 格式:DOCX
- 页数:16
- 大小:21.62KB
一级减速器计算过程及计算说明.docx
《一级减速器计算过程及计算说明.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《一级减速器计算过程及计算说明.docx(16页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
一级减速器计算过程及计算说明
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组:
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
(1)工作条件:
使用年限10年,工作为两班工作制,载荷平稳,环境清洁。
(2)原始数据:
滚筒圆周力F=1300N;带速V=1.4m/s;
滚筒直径D=250mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×η润滑轴系×η联轴器×η齿轮×η滚筒×η两对轴承
=0.96×0.97×0.98×0.97×0.96×0.99×0.99
=0.834
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=1300×1.4/1000×0.834
=2.18kw
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×250
=107.00r/min
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=3~5。
取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~20。
故电动机转速的可选范围为
n’d=I’a×n筒=(6~24)×107.00=642~2140r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)堵转转距
/kw同步转速满载转速额定功率
1Y132S-82.27507102.0
2Y112M-62.210009402.0
3Y100L1-42.2150014202.2
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P10页第一表。
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Y112M-6。
其主要性能:
额定功率:
2.2KW,满载转速940r/min,额定转矩2.0。
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=940/107=8.78
2、分配各级传动比
(1)据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=4(单级减速器i=3~5合理)
(2)∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=8.78/4=2.2
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电机=940r/min
nII=nI/i带=940/2.2=427.27(r/min)
nIII=nII/i齿轮=427.27/4=106.82(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
PI=P工作=2.18KW
PII=PI×η带=2.18×0.96=2.092kw
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.092×0.99×0.97
=2.100kw
3、计算各轴扭矩(N?
m)
TI=9.55×106PI/nI=9550×2.18/940
=22.1N?
㎜
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×22.1/427.27
=49.4N?
m
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×22.1/106.82
=197.6N?
m
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
由课本表8-21查得:
kA=1.3
PC=KAP=1.2×2.2=2.64kw
由课本表8-21得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由课本表8-6和图8-13得,推荐的小带轮基准直径为
80~100mm
则取dd1=100mm>dmin=80
dd2=i?
dd1=2.2×100=220mm
选取标准值dd2=220mm
实际从动轮转速n2’=n1/i=940/2.2
=427.27r/min
转速误差为:
n2-n2’/n2=(427.27-427.27)/427.27
=0<0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×1000
=π×100×940/60×1000
=4.92m/s
带速合适。
(3)确定带长和中心矩
根据课本公式得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(100+220)≤a0≤2×(100+220)
所以有:
224mm≤a0≤640mm
由课本公6得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×500+1.57(100+220)+(220-100)2/4×600
=1508.4mm
根据课本表(8-4)取Ld=1600mm
根据课本式(8-16)得实际中心距:
a≈a0+Ld-L0/2=600+(1600-1508.4)/2
=645.8mm
amin=a-0.015Ld=645.8-0.015×1600=621.8mm
amax=a-0.015Ld=645.8+0.015×1600=669.8mm
(4)验算小带轮包角,由式8-17得:
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-220-100/645.8×57.30
=1800-10.660
=169.340>1200(适用)
(5)确定带的根数
由课本式(8-18)得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL,根据dd1=100mm,n1=940r/min,查表8-9用内差法得:
P0=0.94kw
功率增量为:
△P0=Kbn1(1-1/Ki)
由表8-18查得:
Kb=1.0275/1000
根据传动比i=2.2,查表8-19得:
Ki=1.1373则:
△P0=[(1.0275/1000)×940×(1-1/1.1373)]=0.12kw
由表8-4得带长度修正系数KL=1.01,由图8-11得包角系数Kα=0.98可得普通V带根数为:
Z=1.95/(0.94+0.12)×0.98×1.01
=1.86根
圆整得Z=2根
(6)计算轴上压力
由课本表8-6查得单根A型普通V带的初拉力:
F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2
=[500×1.95/2×4.92×(2.5/0.98-1)+0.1×4.922]N
=156.1N
则作用在轴上的压力FQ,
FQ=2ZF0sinα1/2=2×2×156.1sin166.15/2
=614.6N
(7)设计结果:
选用2根A-1800,GB11544-89V带,中心距a=600mm,带轮直径dd1=100mm,dd2=250mm,轴上压力FQ=614.6N
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45Cr调质,齿面硬度为220~250HBS。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬170~210HBS;根据《机械零件设计手册》选8级精度。
齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由公式
确定有关参数如下:
传动比i齿=4
取小齿轮齿数Z1=25。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=4×25=100
查表取标准值Z2=100
实际传动比I0=100/25=4
传动比误差:
i0-i/I=(4-4)/4=0<2.5%可用
齿数比:
u=i0=4
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.18/427.27
=48700N?
mm
(4)载荷系数k
由课本P192表10-11取k=1.1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由课本P188图10.24查得:
σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×427.27×1.1×(52×10×5×16)
=1.17×109
NL2=NL1/i=1.17×109/4=2.93×108
由课本P190图10.27查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=1 ZNT2=1.15
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=σHlim1ZNT1/SH=560×1.0/1.0Mpa
=560Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.15/1.0Mpa
=609.5Mpa
故得:
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×48700×(4+1)/1.0×4×5602]1/3mm
=44.33mm
模数:
m=d1/Z1=44.33/25=1.77mm
根据课本P173表10.3取标准模数:
m=2mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据(10-24)式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=2×25mm=50mm
d2=mZ2=2×100mm=200mm
齿宽:
b=φdd1=1×50mm=50mm
取b=50mm b1=55mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=25,Z2=100由表相得
YFa1=2.65 YSa1=1.59
YFa2=2.18 YSa2=1.80
(8)许用弯曲应力[σF]
根据公式:
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
由课本P189图10-25B查得:
σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa
由图10.14查得:
YNT1=1YNT2=1
试验齿轮的应力修正系数YS1=1.59YS2=1.80
按一般可靠度选取安全系数SF=1.3
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YS1YNT1/SF=210/1.3
=162(Mpa)
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=190/1.3
=146(Mpa)
将求得的各参数代入公式
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1.1×28200/40×1.52×25)×2.65×1.59Mpa
=27.4Mpa<[σF]1
σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1
=(27.4×2.18×1.8/2.65×1.59)Mpa
=25.5Mpa<[σF]2
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/2(Z1+Z2)=2/2(25+100)=125mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×427.27/60×1000
=1.11m/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#调质,硬度217~255HBS
根据课本,并查表,取c=107~118
d≥(107~118)(1.11/427.27)1/3mm=14.44~15.93mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=(14.44~15.93)×(1+5%)mm=(15.16~16.73)
∴选d=17mm
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
工段:
d1=17mm 长度取L1=45mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:
d2=d1+2h=17+2×2×1.5=23mm
∴d2=23mm
初选用6205型深沟球轴承,其内径为25mm,
宽度为15mm.
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,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,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L2=(2+20+15+55)=92mm
III段直径d3=30mm
L3=L1-L=45-2=43mm
Ⅳ段直径d4=35mm
由手册得:
c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=30+2×3=36mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:
(30+3×2)=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=15mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=78mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=50mm
②求转矩:
已知T2=48700N?
m
③求圆周力:
Ft
根据公式得
Ft=2T2/d2=2×48700/50=1948N
④求径向力Fr
根据公式得
Fr=Ft?
tanα=1504×tan200=4358.0N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=37.5mm
(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=2179N
FAZ=FBZ=Ft/2=974N
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=182.05×50=9.1N?
m
(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=500.2×50=25N?
m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N?
m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=48N?
m
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N?
m
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据课本表(14.1)取c=(107~118)
d≥c(P3/n3)1/3=(107~118)(1.11/119.4)1/3=(22.5~248)mm
考虑轴的最小直径处要安装连轴器会有键槽存在,故将估算
直径加大3%~5%,取为23.2~26.04。
由设计手册取标准值
d1=25
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6206型滚动球轴承,其内径为30mm,宽度为15mm。
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,则取套筒长为20mm,则该段长96mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d3=150mm
②求转矩:
由公式T3=88781.4
③求圆周力Ft:
根据课本P12(6-34)式得
Ft=2T3/d2=2×88781.4/150=1183.8N
④求径向力Fr由公式得
Fr=Ft?
tanα=1183.8×0.36379=430.6N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=430.6/2=215.3N
FAZ=FBZ=Ft/2=1183.8/2=591.9N
(2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N?
m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N?
m
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(16.12+44.262)1/2
=47.1N?
m
(5)计算当量弯矩:
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N?
m
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1×453)
=20.5Mpa<[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
52×5×16×10=41600小时
1、计算输入轴承
(1)已知nⅡ=376r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为滚动轴承6206型
根据课本P265(15.1)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2)∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P263表(11-8)得e=0.68
FA1/FR1 y1=0 y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本P263表(15.12)取fP=1.5 根据课本P262(11-6)式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2故取P=750.3N ∵滚动球轴承ε=3 根据手册得6206型的Cr=19500N 由公式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>6240h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选6206型角接触球轴承 根据课本P265表(11-12)得FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=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=569.1N (3)求系数x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本P263表(11-8)得: e=0.68 ∵FA1/FR1 y1=0 ∵FA2/FR2 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2 根据表(11-9)取fP=1.5 根据式(11-6)得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)计算轴承寿命LH ∵P1=P2故P=1355 ε=3 根据手册6206滚动型轴承Cr=19500N 根据课本P296表(15.4)得: ft=1 根据公式得 Lh=16670/n(ftCr/P)ε =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>6240h ∴此轴承合格
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 一级 减速器 计算 过程 说明
![提示](https://static.bdocx.com/images/bang_tan.gif)