单级直齿圆柱齿轮减速器.docx
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单级直齿圆柱齿轮减速器
设计课题:
设计带式输送机运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。
运输机连续工作,单向运转载荷轻度震动,使用期限5年,每天工作24小时,输送带运动速度误差不超过5%,传动不逆转,载荷平衡,起动载荷为名义载荷的1.25倍。
原始数据:
输送带工作拉力F(N)
输送带工作速度v(m/s)
滚筒直径D(mm)
2100
1.8
450
设计任务要求:
减速器装配图纸一张(1号图纸)。
设计说明书一份。
一.传动方案拟定
采用V带传动与齿轮传动的组合,即可满足传动比要求,同时由于带传动具有良好的缓冲,吸振性能,适应大起动转矩工况要求,结构简单,成本低,使用维护方便。
二.电动机选择
1、电动机类型和结构的选择:
选择Y系列三相异步电动机,此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机,其结构简单,价格低廉,维护方便,适用于无特殊要求的各种机械设备。
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=2100×1.8/1000×0.85
=4.45KW
3、确定电动机转速
n卷筒=60×1000·V/(π·D)
=(60×1000×1.8)/(180·π)
=191r/min
根据手册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’=3~7。
故电动机转速的可选范为
Nd=I’×n卷筒
=(3~7)×191
=473~1337r/min
则符合这一范围的同步转速有:
750r/min,1000r/min.根据容量和转速,由指导书附表2-1查出Y系列1000r/min电动机的具体型号为Y132M2-6,额定功率为5.5KW,满载转速为960r/min。
三、确定传动装置的传动比:
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=nm/n卷筒=960/191=5.03
根据指导书,取齿轮i齿轮=5(单级减速器i=3~6合理)
四.计算传动装置的运动和动力参数
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴,Ⅱ轴,......
以及i0,i1,......为相邻两轴间的传动比
η01,η12,......为相邻两轴的传动效率
PⅠ,PⅡ,......为各轴的输入功率(KW)
TⅠ,TⅡ,......为各轴的输入转矩(N·m)
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转速(r/min)
可按电动机轴至工作运动传递路线推算,得到各轴的运动和动力参数。
1.运动参数及动力参数的计算
(1)计算各轴的转数:
Ⅰ轴:
nⅠ=n电动机=960(r/min)
Ⅱ轴:
nⅡ=nⅠ/i1
=960/5.03=191r/min
卷筒轴:
nⅢ=nⅡ
(2)计算各轴的功率:
Ⅰ轴:
PⅠ=Pd×η01=Pd×η1
=4.45×0.97=4.32(kw)
Ⅱ轴:
PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3
=4.32×0.98×0.97
=4.11(kw)
卷筒轴:
PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4
=4.11×0.98×0.97
=3.91(KW)
计算各轴的输入转矩:
电动机轴输出转矩为:
Td=9550·Pd/nm=9550×4.45/960
=44.27N·m
Ⅰ轴:
TⅠ=Td·η1
=44.27×0.99=43.83N·m
Ⅱ轴:
TⅡ=TⅠ·i·η12=TⅠ·i1·η2·η4
=43.83×5.03×0.98×0.99=213.87N·m
卷筒轴输入轴转矩:
TⅢ=TⅡ·η2·η4
=207.50N·m
计算各轴的输出功率:
由于Ⅰ~Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:
故:
P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=4.32×0.98=4.23KW
P’Ⅱ=PⅡ×η轴承=4.11×0.98=4.02KW
计算各轴的输出转矩:
由于Ⅰ~Ⅱ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率:
则:
T’Ⅰ=TⅠ×η轴承
=43.83×0.98=42.95N·m
T’Ⅱ=TⅡ×η轴承
=213.87×0.98=209.59N·m
T’卷=207.50X0.98
=203.35N·m
综合以上数据,得表如下:
轴名
效率P(KW)
转矩T(N·m)
转速n
r/min
传动比i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
4.45
44.27
960
1.00
0.97
Ⅰ轴
4.45
4.32
43.83
42.95
960
5.03
0.95
Ⅱ轴
4.23
4.11
213.87
209.59
191
1.00
0.97
卷筒轴
4.02
3.91
207.50
203.35
191
五、齿轮传动的设计:
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面,大齿轮选软齿面,小齿轮的材料为45号钢调质,齿面硬度为250HBS,大齿轮选用45号钢正火,齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下:
传动比i齿=5
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=5×20=100
实际传动比I0=100/20=5
传动比误差:
i-i0/I=5-5/5=0%<2.5% 可用
齿数比:
u=i0=5
由课本取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9550×P/n1=9550×4.45/960
=44.26N•m
(4)载荷系数k
由课本取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本查得:
σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa
由课本查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
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=625×0.92/1.0Mpa
=575
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa
=460
故得:
d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=766[1×44.26×(5+1)/0.9×6×460]1/3mm
=27.3mm
模数:
m=d1/Z1=27.3/20=1.385mm
根据课本表9-1取标准模数:
m=1.5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=1.5×20mm=30mm
d2=mZ2=1.5×100mm=150mm
齿宽:
b=φdd1=0.9×27.3mm=24.57mm
取b=25mm b1=30mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=100由表相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本公式:
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由课本查得:
σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa
由图6-36查得:
YNT1=0.88 YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa
=410Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa
=204Mpa
将求得的各参数代入式(6-49)
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa
=8Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa
=1.2Mpa< [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)=1.5/2(20+100)=90mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×30×960/60×1000
=1.507m/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=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm、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
轴上零件的定位和固定方式(如图)
1,5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒
6—密封盖7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器
(2)确定轴各段直径和长度
工段:
d1=22mm 长度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:
d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm,
宽度为16mm.
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+16+55)=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得:
c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
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=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=40mm
②求转矩:
已知T2=34747.5N•mm
③求圆周力:
Ft
根据课本式得
Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N
④求径向力Fr
根据课本式得
Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=50mm
(1)绘制轴受力简图
(2)绘制垂直面弯矩图
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=316N
FAZ=FBZ=Ft/2=868N
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=235.3×50=11.765N•m
(3)绘制水平面弯矩图 截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N•m
(4)绘制合弯矩图
MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m
(5)绘制扭矩图
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=35N•m
(6)绘制当量弯矩图
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
=[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m
(7)校核危险截面C的强度
由式σe=Mec/0.1d33
=55.5/0.1×353
=12.9MPa< [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)
根据课本取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm
取d=35mm
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7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。
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41mm,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d2=300mm
②求转矩:
已知T3=271N•m
③求圆周力Ft:
根据课本式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求径向力式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(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σe=Mec/(0.1d)
=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[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
24×365×5=43800小时
1、计算输入轴承
(1)已知n1=960r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本得轴承内部轴向力
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
根据课本得e=0.68
FA1/FR1 y1=0 y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本取f P=1.5 根据课本式得 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 ∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7206AC型的Cr=23000N 由课本式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>43800 ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=191r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本得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 根据课本得: e=0.68 ∵FA1/FR1 y1=0 ∵FA2/FR2 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2 取fP=1.5 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
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