单级圆柱齿轮减速器Word文件下载.docx
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图1:
传动方案
所需电动机功率Pd=F*V/(1000ηw*ηa)=4.837kw
因载荷平稳,电动机额定功率Pcd略大于Pd即可。
查表(19-1)所示Y型系列三相异步电动机参数,选用电动机的额定功率Pcd=5.5kw
确定电动机转速nw
nw=60*1000*V/πd=60*1000*1.7/280π=116r/min.
单级圆柱齿轮减速器V带传动的传动比i1’=2~4,一般传动比范围为直齿i2’=3~5,则总传动比合理范围ia’=6~20.
nw=nd’/ia’nd’=ia’*nw<
=4*116=464r/min
由此,选定同步转速为750r/min.
根据电动机的额定功率Pcd=5.5kw和同步转速为750r/min
查表(19-1)所示Y型系列三相异步电动机参数,确定电动机的型号是Y1132S-4,同步转速750r/min,其主要性能列于下表
型号
额定功率
满载转速Nm
启动转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y160M2-8
5.5kw
715r/min
2.0
图2:
技术参数
B.确定传动装置中各轴的运动和动力参数
(1)计算总的传动比iε
iε=nm/nw=715/116=6.17
(2)分配各级的传动比
为使V带传动外廓尺寸不致过大,保证各级传动件协调合理。
取V带的传动比i01=√(1.3~1.5)iε=2.8
则i12=iε/i01=2.21
(3)计算传动装置各轴的运动和动力参数
A).各轴的转速
电机轴nm=715r/min1轴n1=nm/i01=255.4r/m
2轴n2=n1/i12=115.6r/min
3轴(卷筒轴)n3=n2=115.6r/min
B).各轴的输入功率
电动机轴实际输出功率Pd=4.837kw
1轴P1=Pd*η01=Pd*η带=4.65kw
2轴P2=P1*η12=P1*η齿轮*η轴承=4.46kw
3轴(卷筒轴)P3=P2*η23=P2*η轴承*η联轴器=4.33kw
C).各轴的输入转矩
电动机轴Td=9550*Pd/Nm=64606N*m
1轴T1=Td*i01*η01=Td*i01*η带=173660N*mm
2轴
T2=T1*i12*η12=T1*i12*η齿轮*η轴承=368590N*mm
3轴(卷筒轴)T3=T2*i23*η23=T2*i23*η轴承*η联轴器
因2轴和3轴是由联轴器联接,故i23=1.
T3=357606N*mm
将各轴的运动和动力参数计算结果整理于下表中
轴名
功率(P)kw
转矩(T)N*mm
转速(V)r/min
传动比i
效率P
电机轴
4.837
64606
715
2.8
0.96
1轴
4.65
173660
255.4
2.21
2轴
4.46
368590
115.6
1
0.97
3轴
4.33
357606
图3:
电动机的选择和各级传动比的分配
2.V带的传动设计
(1)确定计算功率Pca
由表8-7工作情况系数KA查得KA=1.3
Pca=KA*Pd=1.3*4.837=6.288kw
(2)选择V带的带型
根据Pca=6.288kwnm=715r/min由图18.1普通带型图选用A型
(3)确定带轮的基准直径Dd并验算带速V
A).初选小带轮的基准直径Dd1,由表8-6V带轮的最小基准直径和表8-8普通V带轮的基准直径系列Dd1=100mm
B).验算带速V,按式8-13文献[1]验算带的速度
V=π*Dd1*nm/(60*1000)=3.742m/s
因为带速5m/s<
V<
30m/s,故带速合适
C).计算大带轮的基准直径,根据式(8-15a),求大带轮的直径Dd2
Dd2=i01*Dd1=2.8*100=280mm
根据表8-8普通V带轮的基准直径系列,得Dd2=280mm
D).确定V带的中心距a0和基准Ld
根据式8-20[0.7(Dd1+Dd2)<
=a0<
=2(Dd1+Dd2)]
初定中心距a0=500mm
根据式8-22[Ld0≈2a0+π/2*(Dd1+Dd2)+(Dd2-Dd1)2/4a0=1610mm
由表8-2V带的基准长度系列和长度系数Kl
选取V带的基准长度Ld=1600mm
按式8-23[a≈a0+(Ld-Ld0)/2]
a≈495mm
amin=a-0.015Ld=471mm
amax=a+0.3Ld=543mm
V带的实际中心距为471~543
E).验算小带轮上的包角α1
α1=180°
-(Dd2-Dd1)*57.3°
/a=159>
90°
F).计算带的根数Z
1.计算单根V带的额定功率Pr
根据Dd1=100mmnm=715r/min
查表8-4a单根普通V带的基本额定功率得P0=0.753kw
根据nm=715r/mini01=2.8A型带
查表8-4b单根普通V带额定功率的增量△P0得△P0=0.09kw
查表8-5包角修正系数得Ka=0.966
查表8-2V带的基准长度系列及长度系数Kl得Kl=0.99
于是,
Pr=(P0+△P0)*Ka*Kl=(0.753+0.09)*0.966*0.99=0.866kw
2.计算V带的根数Z
Z=Pca/Pr=7.8
因此选用8根V带
G).计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min
由表8-3V带单位长度的质量,得A型带的q=0.10kg/m
故,(F0)min=500*(2.5-Ka)Pca/(Ka*Z*V)+QV2
得(F0)min=168N
应使V带的初拉力大于其最小值,即F0>
(F0)min
H).计算压轴力Fp
压轴力的最小值为(Fp)min
(Fp)min=2*Z*(F0)min*Sin(α1/2)
=2643N
3.齿轮的传动设计
输入功率P1=4.65kw,小齿轮的转速n1=255.4r/min,齿数比u=i12=2.21,工作寿命10年(设每年工作300天),三班制。
(1)选定齿轮的类型,精度等级,材料及齿数。
a).按图1:
传动方案所示,选用直齿圆柱轮传动;
b).运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88)
c).材料的选择
由表10-1常用齿轮材料及其力学特性,选用小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS;
e).选小齿轮的齿数Z1=24,大齿轮的齿数Z2=u*Z1=2.21*24=53.04
故取Z2=53
(2)按齿面接触强度设计
由设计计计算公式(10-9a)进行试算
d1>
=2.32*3√{(KT1/ψd)*(u+1)/u*(ZE/[σH])2
1.确定公式(10-9a)中各计算数值
a).试选载荷系数Kt=1.3
b).小齿轮传递的转矩T1=173874N*mm
c).由表10-7圆柱齿轮的齿宽系数ψd,选取ψd=1
d).由表10-6弹性影响系数ZE,选取ZE=189.9Mpa1/2
e).由图10-21齿轮的接触疲劳强度极限σHlim,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa
f).由式N=60n1*j*Lh计算应力循环次数
N1=60*n1*j*Lh=60*255.4*1*(3*8*300*10)=1.103*109
N2=N1/i12=0.499*109
g).由图10-19接触疲劳寿命系数KHN(当N>
Nc时,可根据经验在网纹区内取KHN值)取KHN1=0.96KHN2=0.97
h).计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1﹪,安全系数S=1,由式(10-22)得
[σH]1=KHN1*σHlim1/S=0.96*600=576Mpa
[σH]2=KHN2*σHlim2/S=0.97*550=533.5Mpa
2.计算
a).试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小值
d1t>
=2.32*3√{(KT1/ψd)*(u+1)/u*(ZE/[σH])2}
=2.32*3√{1.3*173874/1*3.21/2.21*(189.8/533.5)2}
=80.357mm
b).计算圆周速度V
V=πD1tn1/(60*1000)=1.07m/s
c).计算齿宽b
b=ψd*d1t=80.357mm
d).计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/Z1=80.357/24=3.348
齿高h=2.25*mt=2.25*3.348=7.533mm
b/h=80.357/7.533=10.67
e).计算载荷系数
根据V=1.07m/s,7级精度,由图10-8动载系数Kv值,取Kv=1.01
直齿轮KHa=kFa=1
由表10-2使用系数KA,取KA=1
由表10-4接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KHβ,用插值法查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,取KHβ=1.318
由b/h=10.67,KHβ=1.318,查图10-13弯曲强度计算的齿向载荷的分布系数KFβ,取KFβ=1.28
故载荷系数K=KA*Kv*KHa*KHβ=1.331
f).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t*3√(K/Kt)=80.357*3√(1.331/1.3)=80mm
g).计算模数m
m=d1/Z1=80/24=3.33
(3)按齿根弯曲强度设计
由式(10-5)得弯曲强度设计公式如下
m>
=3√{2K*T1/(ψd*Z12)*(YFa*YSa/[σF])}
(A).确定公式内的各计算数值
a).由图10-20C调质处理钢的σFE,查得:
小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa.
b).由图10-18弯曲疲劳寿命系数KFN(当N>
NC时,根据经验在网纹区内取KFN值)取KFN1=0.90KFN2=0.92
c).计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得
[σF]1=KFN1*σFE1/S=0.90*500/1.4=321.43MPa
[σF]2=KFN2*σFE2/S=0.92*380/1.4=249.71MPa
d).计算载荷系数K
K=KA*Kv*kFa*KFβ=1*1.03*1*1.29=1.293
e).查取齿形系数
由表10-5齿形系数YFa及应力校正系数YSa得
YFa1=2.65YFa2=2.308
YSa1=1.58YSa2=1.709
f).计算大,小齿轮的YFa*YSa/[σF]并加以比较
YFa1*YSa1/[σF]1=2.65*1.58/321.43=0.01302
YFa2*YSa2/[σF]2=2.308*1.709/249.71=0.01579
大齿轮的数值大
(B).设计计算
=3√{2K*T1/(ψd*Z12)*(YFa2*YSa2/[σF]2)}
=3√2*1.293*173874/(1*242)*0.01579
=2.31mm
对比计算结果,由齿面疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数2.31,并就近圆整为标准值m=2.5mm,接触强度算得的分度圆直径d1=80mm
小齿轮齿数Z1=d1/m=80/2.5=32
大齿轮齿数Z2=u*Z1=2.21*32=70.7≈71
这样设计出来的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
(4)几何尺寸的计算
a).计算分度圆直径
d1=Z1*m=32*2.5=80mm
d2=Z2*m=71*2.5=178mm
b).计算中心距
a=(d1+d2)/2=129mm
c).计算齿轮宽度
b=ψd*d1=1*80=80mm
圆整后取B2=80mm,B1=85mm
ha=ha*mhf=(ha*+c*)mda1=d1+2hada2=d2+2ha
df1=d1-2hfdf2=d2-2hf
其中ha*=1,c*=0.25
得ha=2.34mm,hf=2.925mm,
da1=94.68mm,da2=214.68mm,
df1=87.075mm,df2=207.075mm
将大、小齿轮的运动和动力参数计算结果整理于下表中
名称
单位
小齿轮
大齿轮
模数m
mm
2.5
压力角α
°
20
分度圆直径d
80
178
齿顶高ha
齿根高hf
3.1
齿宽b
85
齿顶圆直径da
齿根圆直径df
183
中心距a
129
齿数比
/
图4:
大、小齿轮的运动和动力参数
4.Ⅰ轴的设计与校核
1,Ⅰ轴上的功率P1=4.65kw,转速n1=255.4r/min,
转矩T1=173660N*mm
2,求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为d1=90mm,
得,圆周力Ft=2T1/d1=2*173660/80=4341.5N
径向力Fr=Ft*tan20°
=4341.5*0.364=1580N
法向载荷Fn=Ft/cos20°
=4341.5/0.939=4620N
3,初步确定轴的最小直径
选轴的材料为45钢,调质处理,根据表15-3轴常用几种材料的[ζT]及A0值,取A0=105,按式(15-2)估算轴的最小直径
dmin=A0*3√(P1/n1)=29.50mm
该轴的最小直径是安装带轮处轴的直径D1-2,由带轮基准直径Dd2=280mm<
300mm,知带轮采用腹板式
取D1-2=30mm,L=50mm
4,轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案,如图5所示:
图5:
轴上零件装备方案
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度。
1.为了满足带轮的轴向定位要求,1-2轴段右端需制出一轴肩;
故取2-3的直径d2-3=37mm,左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=50mm,带轮和轴配合的长度(毂孔)L=50mm,为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上。
故1-2段的长度应该比L略短一些,现取L1-2=48mm.
2.初步选择滚动轴承
因轴承只受径向力,故选用单列深沟球轴承,参照工作要求并根据d2-3=37mmmm,由轴承产品目录中初步选取6308型深沟球轴承,其尺寸为d*D*B=40mm*90mm*23mm,故d3-4=d2-3=40mm,而d7-8=23mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,由表13-3参考文献[4]查得6038型轴承的定位轴高度为h=5mm。
因此,取d6-7=50mm
3.取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=45mm,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位,齿轮轮毂的宽度为85mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略小于轮毂宽度,故取L4-5=81mm,齿轮的右端采用轴肩位,轴刻肩高度h>
0.07d,故取h=5mm,则轴环处的直径d5-6=55mm,轴环宽度b>
=1.4h,取L5-6=10mm.
4.轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖的外端面与带轮右端面的距离L=15mm,故取L2-3=35mm
5.取齿轮距箱体内壁的距离a=12mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,s=8mm,已知滚动轴承宽度B=23mm,则
L3-4=B+s+a+(85-81)=47mm
L6-7=a+s-L5-6=10mm
至此,已初步确定了各轴的各段直径和长度。
(3),轴上零件的周向定位
带轮、齿轮与轴的周向定位,均用平键连接
按D4-5由表6-1查得平键截面b*h=14mm*9mm,键槽用键槽铣刀加工,长为70mm,同时为了保证齿轮与轴配合好的对中性选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;
同样,带轮与轴的连接选用平键为8mm*7mm*40mm滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。
此外选轴的直径尺寸公差为j6
(4),确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2零件倒角C与圆角半径R的推荐值,取轴左端倒角
为1*45°
,右端倒角为1.2*45°
各轴肩处的圆角半径见图5
5,求轴上的载荷
首先根据轴的结构图(图5)做出轴的计算简图。
先确定轴承的支点位置,再做出轴的弯矩图和扭矩图。
图6:
轴的弯矩图和扭矩图
其中,L1=71.57mm,L2=74mm,L3=74mm,Fpmin=2643N
水平面支反力:
FNH1=[Ft*L3+Fpmin(L1+L2+L3)]/(L2+L3)=6090.6N
FNH2=Ft+Fpmin-FNH1=4341.5+2643-6096.6=893.9N
水平弯矩
MH1=Fpmin*L1=2643*71.5=188974.5N*mm
MH2=FNH2*L3=893.9*74=66148.6N*mm
MB=MH1=188974.5N*mm
垂直面支反力:
FNV1=Fr*L3/(L2+L3)=1580/2=790N
FNV2=Fr-FNV1=1580-790=790N
垂直弯矩MV=FNV1*L3=790*74=58460N*mm
总弯矩MC=(MH22+MV2)1/2=88279N*mm
扭矩T1=173660N*mm
6,按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上最大弯矩的扭矩的截面(即危险截面B)的强度,根据式(15-5)及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6.
轴的计算应力:
σca=[MB2+(α*T1)2]1/2/W
抗弯截面系数:
W=0.1*d3=0.1*403=6400mm3
得σca=33.7MPa
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1轴的常用材料及其主要力学性能,查得[σ-1]=60MPa,σca<
[σ-1],故安全。
7,精确校核轴的疲劳强度
(1)判断危险截面
M2=Fpmin*25=66075N*mm
M3=Fpmin*60=158580N*mm
M4=-FNH1*35.5+FPMIN*107=66585N*mm
截面A只受扭矩作用,虽然键糟、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面A无需校核。
截面2的直径d2=30mm,截面3的直径d3=37mm,截面4的直径d4=40mm.
三者直径相差不大,所受扭矩也相同,截面3所受弯矩最大,从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面3处过盈配合引起的应力集中也较严重。
截面5,6,7显然不必校核。
故只需校核截面3左右两侧即可。
(2)截面3左侧
抗弯截面系数:
W=0.1*d3=0.1*373=5065.3mm3
抗扭截面系数:
WT=0.2*d3=0.2*373=10130.6mm3
弯矩:
M=158580N*mm
截面3上的扭矩T:
T=173660N*mm
截面上的弯曲应力σb=M/W=158580/5065.3=31.3MPa
截面上的扭转切应力τT=T/WT=173660/10130.6=17.14MPa
轴的材料为45钢,调质处理。
由表15-1轴的常用材料及其主要力学性能,查得σB=640MPa,σ-1=275MPa,τ-1=155MPa
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及αT
按附表3-2查取
因r/d=1.6/37=0.043,D/d=40/37=1.081
经插值后可查得,ασ=1.94,αT=1.29
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82*(1.94-1)=1.77
kT=1+qT(αT-1)=1+0.85*(1.29-1)=1.25
由附图3-2的尺寸系数ξσ=0.78,由附图3-2的扭转尺寸系数ξT=0.86
轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为βσ=βT=0.92
轴未经表面强化处理,即βq=1,则按式(3-12)及式(3-12a)得综合系数为
Kσ=kσ/ξσ+1/βσ-1=1.77/0.78+1/0.92-1=2.35
KT=kT/ξT+1/βT-1=1.25/0.86+1/0.92-1=1.5