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

《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（9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。

ﻫ（２）　原始数据:

滚筒圆周力Ｆ=130０N;带速V=１.4m/s；ﻫ滚筒直径Ｄ=250ｍm。

ﻫﻫ二、电动机选择ﻫ1、电动机类型的选择：

Ｙ系列三相异步电动机ﻫ2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率:

ﻫη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

    ＝０.８3４ﻫ

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

＝1３00×1.4/1000×０.83４ﻫ＝2.１8ｋwﻫﻫ3、确定电动机转速:

计算滚筒工作转速:

ﻫn筒＝６０×１000V/πDﻫ=6０×100０×１.４/π×２５0

=１０７.00r/ｍｉnﻫ  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/miｎﻫ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ﻫ/kw　同步转速满载转速　额定功率

1Y13２Ｓ-82．27５０71０２.0

2Ｙ１1２M-62.210０0　9402.０ﻫ3　Y100L１－４　2.2１500　14２0　2.2

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。

ﻫ4、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。

ﻫﻫ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＝8.7８ﻫ2、分配各级传动比ﻫ

（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

ﻫ四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r／min）ﻫnI=n电机＝940ｒ/minﻫｎＩI=nI/ｉ带=９40／２．2＝4２7．27（r/ｍin）ﻫnIII=nＩI/ｉ齿轮=4２7．2７/4＝　1０６.８2（r/min）ﻫ２、　计算各轴的功率（KW）ﻫPI=P工作=2.1８KWﻫPＩI=PI×η带=２.1８×０.96=2.092ｋｗﻫPＩＩＩ=ＰII×η轴承×η齿轮=2.０9２×0.99×0.97ﻫ＝2．１０0kｗﻫ3、计算各轴扭矩（N?

m）ﻫＴI=9.５5×106PＩ/nI=9550×2．18／9４0ﻫ=２2．1N？

㎜

ＴＩI＝９.55×10６PＩI/ｎIＩﻫ＝9.５5×１06×22．１/427.２７

=49．4N?

mﻫTＩII＝９.55×１06PIII/ｎIII＝9.5５×106×22．1/1０6．82

＝１9７．6N？

m

  ﻫ五、传动零件的设计计算ﻫ1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带ﻫ由课本表8-21查得:

kA=1．３ﻫPC＝ＫAＰ=1.2×2.2=2.64kｗﻫ由课本表8-21得:

选用Ａ型V带ﻫ

（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ﻫ80~1０0mmﻫ  则取dｄ1=１00ｍｍ＞dｍin=80ﻫ  dｄ２＝i?

ｄd1=２．2×１00=220mm

选取标准值dd２＝２２0ｍm

  ﻫ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）/４27.2７ﻫ          =0<０.05（允许）ﻫ带速V:

V=πｄｄ1ｎ1/60×100０ﻫ=π×100×940/60×1000ﻫ    ＝4.92m／ｓ

带速合适。

ﻫ（3）　确定带长和中心矩ﻫ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≤640mｍﻫ由课本公６得:

ﻫL0=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＝66９.８mmﻫ（４）验算小带轮包角,由式８－17得:

ﻫα1=1800-dｄ２－dd1/a×57.３0ﻫ  =1８０0-２2０-100/6４5.８×57.３0

=１800-10.660

  =１6９.340>1２０0（适用）

（５）确定带的根数ﻫ由课本式（８－18）得ﻫZ=PC/P’=ＰC/（P1＋△P1）KαＫL,根据dd1=100mm,n1=９40r/ｍiｎ,查表8-9用内差法得:

P0=０.94ｋwﻫ功率增量为：

△P0=Kbn1（1-1/Kｉ）ﻫ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：

ﻫ△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:

ﻫZ=1.９５/（0.9４+0．12）　×0．98×1.01ﻫ＝1.8６根ﻫ圆整得Z=2根ﻫﻫ（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]Nﻫ=１56.1Nﻫ则作用在轴上的压力FQ，ﻫFQ=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＝6１４.6Nﻫ

2、齿轮传动的设计计算ﻫ  

（1）选择齿轮材料及精度等级ﻫ  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）1／３ﻫ由公式

确定有关参数如下：

传动比i齿=4ﻫ取小齿轮齿数Ｚ1=2５。

则大齿轮齿数：

ﻫＺ2=iZ1=４×25=１００

查表取标准值Ｚ2=１0０ﻫ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ﻫ齿数比:

ｕ=i０=４ﻫ（３）转矩Ｔ1ﻫT1=9．55×１06×P/n1＝9．55×106×2.18/427．27

=48７００N?

mmﻫ（4）载荷系数kﻫ由课本P192表1０-11取k＝1.1

（5）许用接触应力[σH]ﻫ[σＨ]＝σHｌimZNT/SH由课本P18８图10.２4查得:

ﻫσＨlimZ1=560Ｍpa  σHlimＺ2=5３0Mpaﻫ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:

ﻫＺＮＴ1＝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：

ﻫd1≥7６.４3（kT1（u+１）/φdu[σH]2）1/3ﻫ＝76.4３［１×487０0×（4+1）/1.０×４×560２]1／3mmﻫ=44.33mmﻫ模数:

ｍ=ｄ１/Z1=4４．3３/２5=1.77mｍ

根据课本P1７3表１0.3取标准模数:

m=２mｍﻫ（6）校核齿根弯曲疲劳强度ﻫ根据（1０－24）式

σF=（2ｋＴ１/bm2Z1）YＦaYSａ≤[σH]ﻫ确定有关参数和系数

分度圆直径:

d1=ｍZ１=2×25ｍｍ=５0mmﻫｄ2=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＝1.59ﻫＹFａ2=２.18  YＳa２=1.80ﻫ（8）许用弯曲应力[σF]

根据公式：

ﻫ[σF]=σFliｍYＳTYNT/SF

由课本P１８9图10-25B查得:

σFｌim1＝210ＭpaσFｌim2=190Mpa

由图10.14查得：

YNＴ1＝1　YＮT2＝１ﻫ试验齿轮的应力修正系数YS1=１．59YS２＝１.８0ﻫ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ﻫ［σF]1＝σＦlｉm1YS1YＮT１/SF=2１0／1.3

＝16２（Mpa）ﻫ[σF］2=σＦlｉm2　YSＴYNT２/SF=190／１.3

=146（Mpa）ﻫ将求得的各参数代入公式

σF1＝（２kT1/bm2Ｚ1）YＦa1YSa１

=（2×１．1×28２00／４0×1.52×２５）×2．6５×１.59Mｐaﻫ=2７.4Ｍpa＜［σF]1ﻫσＦ2＝σF１YＦ2YS2/YF1YＳ１

=（27．4×2.18×1.8／２.６5×1.59）Mpaﻫ＝2５.5Mpａ<　［σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够ﻫ（9）计算齿轮传动的中心矩ａﻫa＝m/２（Z1+Z２）=2/2（25＋10０）=125mm

（１0）计算齿轮的圆周速度ＶﻫＶ=πd1n1/６0×10０0=３.14×５０×4２７.27／60×1000ﻫ=1.11m／sﻫ

六、轴的设计计算ﻫ输入轴的设计计算ﻫ1、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=107～118ﻫd≥（107~１1８）（1.1１/４27.27）1/3ｍm=１4.44~15.93mmﻫ考虑有键槽,将直径增大５%，则ﻫd=（1４．4４~15．93）×（１+５%）ｍm=（１5.1６~1６.73）ﻫ∴选d=17mmﻫ

２、轴的结构设计ﻫ（１）轴上零件的定位,固定和装配ﻫ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ﻫ工段：

ｄ1＝17mm  长度取L１=4５mmﻫ∵h=２c  c=1.5mm

II段:

d2=ｄ1+2h=17+2×2×１.５=23ｍｍﻫ∴d2＝2３ｍm

初选用6205型深沟球轴承，其内径为２5ｍm，

宽度为15mm.ﻫ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:

ﻫL2=（2+20+15+５5）=９２mｍ

IＩI段直径d3=３０mm

L３=L1-L=４5-2=4３ｍmﻫⅣ段直径ｄ４=35mmﻫ由手册得：

c=1．5  h=２ｃ=2×1.5=３ｍmﻫd４=ｄ3+2ｈ＝30＋2×3＝36mmﻫ长度与右面的套筒相同,即L4＝2０mmﻫ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）=36mｍﻫ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=7８mｍﻫ（3）按弯矩复合强度计算ﻫ①求分度圆直径：

已知ｄ１=５0mmﻫ②求转矩:

已知T2＝48700N?

ｍﻫ③求圆周力:

Ftﻫ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=37．５ｍｍﻫﻫ

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）ﻫ轴承支反力:

ﻫFAY=FBY＝Fr/2=21７9N

FAZ=FBZ=Ｆt/2＝９74Ｎﻫ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ﻫMＣ1=FAｙＬ/2=1８２.05×50＝９.1N?

mﻫ（３）　绘制水平面弯矩图（如图c）ﻫ截面Ｃ在水平面上弯矩为：

ﻫMＣ２=FAＺL/２=5０0.２×50=25N?

mﻫ（4）绘制合弯矩图（如图d）

ＭＣ=（MC12＋MC22）1／２=（9.12+252）1/２＝26.６N？

mﻫ（5）绘制扭矩图（如图e）ﻫ转矩：

T=9.５5×（P2/n2）×106=48N?

mﻫ（6）绘制当量弯矩图（如图ｆ）ﻫ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:

ﻫMec=[ＭＣ2+（αT）2]1/2

＝[２6.6２+（1×48）２]1／２=54.88N？

mﻫ（7）校核危险截面C的强度ﻫ由式（6-3）ﻫσe=Ｍｅc/0.１d33=９9.６/0.1×4１3

=14.5MPa<　[σ-1］b=60MPaﻫ∴该轴强度足够。

ﻫ

输出轴的设计计算ﻫ1、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）ﻫd≥c（P３/n3）1/3=（107～１１8）（１.11/119．4）1／３=（22.5~２48）mmﻫ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＝25ﻫﻫ2、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ﻫ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。

ﻫ（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ﻫＦt＝2T3/d2=２×8８78１.4/１５０=11８３．8Nﻫ④求径向力Fr由公式得

Fr=Ft？

tanα=１183.8×０．36379=430．６Ｎﻫ⑤∵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=5９1.9Nﻫ

（2）由两边对称,书籍截Ｃ的弯矩也对称ﻫ截面C在垂直面弯矩为

MC1=ＦAYL／2=32８.6×４9＝1６．1Ｎ?

ｍﻫ（３）截面C在水平面弯矩为

ＭＣ２=FAＺL/2＝９03.35×4９=44.26N?

ｍﻫ（４）计算合成弯矩ﻫMＣ=（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=1ﻫMeｃ=[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

ﻫ

七、滚动轴承的选择及校核计算ﻫ根据根据条件，轴承预计寿命ﻫ52×5×16×１0=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=５00.2Nﻫ初先两轴承为滚动轴承62０6型ﻫ根据课本P２６5（１5.1）得轴承内部轴向力ﻫFS＝0．63FR则FS1=ＦS2＝0.63ＦR１=3１5.1Nﻫ

（2）∵FS１+Ｆａ=ＦS２  　Fa=0

故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端ﻫＦA1=ＦS1＝31５.１N  FA２=FS2=３15.1N

（3）求系数x、yﻫFA1/FR1=３1５.1N/500.2N=０.6３ﻫFA2／FＲ2=315．1N/500.2N=0.63ﻫ根据课本Ｐ２63表（1１-8）得e=0．６８

ＦA１/ＦR1

        y１＝0          y２=０ﻫ（4）计算当量载荷P1、P２

根据课本Ｐ26３表（１５.12）取ｆ　P=１．5ﻫ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）=７５0．3Ｎﻫ（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）εﻫ＝16６70/458．2×（１×230０0／750.3）３

＝1047５０0h>624０h

∴预期寿命足够

ﻫ2、计算输出轴承ﻫ

（1）已知nⅢ=７6.４r／miｎﻫ      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=5６9.1Nﻫ

（2）计算轴向载荷FA１、FA2

∵FS１+Fa=FS2    Ｆa=0ﻫ∴任意用一端为压紧端,1为压紧端，２为放松端ﻫ两轴承轴向载荷:

FA1=FA２=ＦS1=5６9.1N

（３）求系数x、ｙﻫFＡ1/FR１=569.1/903．３5=０.6３ﻫＦA2/FR2=569.1/930.３５＝0.6３

根据课本P263表（11-8）得：

e=０.6８ﻫ∵FＡ1/FR1<ｅ  ∴x１=1  

          y1=0ﻫ∵FＡ２/FR2<ｅ  ∴ｘ2＝1

          ｙ2＝0

（4）计算当量动载荷Ｐ１、P2ﻫ根据表（11-9）取fP＝1.５ﻫ根据式（1１－6）得ﻫP１=ｆP（x1FＲ１+y1FA1）＝1．5×（1×９03.35）=135５N

P２=fP（x2FR2＋ｙ2FA2）=1．５×（１×903．３5）=13５５Nﻫ（5）计算轴承寿命LHﻫ∵Ｐ１＝Ｐ2故P=１３5５  　ε=３

根据手册62０6滚动型轴承Cｒ=１9５00Nﻫ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）３ﻫ=２488378.６h＞6２４０h

∴此轴承合格