一级圆柱齿轮减速器Word格式文档下载.docx
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查表2—2,取V带传动效率η为0.96,滚动轴承(两对)η为0.99,齿轮效率η为0.97,联轴器效率η为0.98
由η总=η带×
η轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.96×
0.99×
0.97×
0.98
=0.90
(2)电机所需的工作功率:
Po=
≈1.77KW
因载荷平稳,电动机额定功率Pm只需略大于Po即可,安表10-1中Y系列电动机技术数据表选取电动机的额定功率Pm为2.2KW
(3确定电动机的转速
滚筒轴工作转速为;
nW=60x1000V/(πD)
=60x1000x1/(πx250)
=76.39r/min
安表2-1推荐的各级传动比围为:
V带传动比围
i′=2-4,单级圆柱齿轮传动比围:
i″=3-5,则总传动比围i′=2x3-4x5=6-20,可见电动机的转速可选围为:
n′=i′·
nw
=(6-20)x76.39
=458.34-1527.8r/min
符合这一围的同步转速有750r/min和1000r/min三种,为减少电动机的重量和价格,由附表10-1选常用的同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y100L1-4,其满载转速nw=1420r/min
(3)选用电动机
查JB/T96161999选用Y100L1-4三相异步电动机,主要参数如下表1-2:
型号
额定功率KW
转速r/min
堵转扭矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y100L1-4
2.2
1420
三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比
1、总传动比:
工作机的转速
n筒=60x1000V/(πD)
i总=n电动/n筒=1420/76.93=18.6
2、分配各级传动比
i总=i齿×
i带为使V带传动的外廓尺寸不致过大,取V带传动的传动比i带=4,则齿轮传动比:
i齿=i总/i带=18.6/4=4.65
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
n电=1420r/min)
nⅠ=n电/i带=1420/4=355(r/min)
nⅡ=nⅠ/i齿=355/4.65=76.34(r/min)
n筒=nⅡ=76.34(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P电=Po=1.77KW
PⅠ=Po×
η带=1.77×
0.96=1.7KW
PⅡ=Po×
η齿轮=1.7×
0.97
=1.57KW
P筒=PⅠ×
η联轴器=1.57×
0.98=1.52KW
3、计算各轴转矩
T电=9550Po/n电=9550×
1.77/1420=11.9N·
m
TI=9550PⅠ/nⅠ=9550×
1.7/355=45.73N·
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550×
1.57/76.34=196.4N·
T筒=9550P筒/n筒=9550×
1.52/76.34=190.15N·
将上述数据列表如下:
轴名
参数
电动机
I轴
II轴
滚筒轴
转速n(r/min)
355
76.34
功率p(kw)
1.77
1.7
1.57
1.52
转矩T(N·
m)
11.9
45.73
196.4
190.15
传动比i
4
4.65
1.00
效率η
0.96
五、V带传动设计
1、选择普通V带截型
由表15-8得:
kA=1.2P电=2.2KW
PC=KA·
P电=1.2×
2.2=2.64KW
据PC=2.64KW和n电=1420r/min
由图15-8得:
选用A型V带
2、确定小带轮基准直径
由表15-8,表15-4,表15-6,取dd1=100mm
3、确定大带轮基准直径
dd2=i带=4×
100=400mm
4、验算带速
带速V:
V=π·
dd1·
n1/(60×
1000)
=π×
100×
1420/(60×
=7.43m/s
带速太高,离心力增大,使带与带轮间的磨檫力减小,容易打滑,带速太低,传动功率一定时所需的有效拉力过大,也会打滑。
一般应使普通V带在5—25m/s围。
在5—25m/s围,带速合适
5、初定中心距a0
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
得350≤a0≤1000
取a0=700mm
6、确定带的基准长Ld
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²
/4a0
=2×
700+3.14(100+400)+(400-100)²
/(4×
700)
=2217.5mm
根据表15-2选取相近的Ld=2240mm
7、确定实际中心距a
a≈a0+(Ld-L0)/2
=700+(2240-2217.54)/2
=722.64mm
8、验算小带轮包角
α1=180°
-57.3°
×
(dd2-dd1)/a
=180°
(400-100)/72.64
=156.2°
>
120°
(适用)
9、确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查表15-7得P0=1.32KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表15-9得△P0=0.17KW
查表15-10,得Kα=0.93;
查[1]表15-12得KL=0.96
Z≧PC/[(P1+△P1)KαKL]
=5.24/[(1.32+0.17)×
0.93×
0.96]
=1.98
取Z=2根
10、计算轴上压力
由表15-1查得q=0.11kg/m,单根V带的初拉力:
F0=500
(2.5/Kα-1)+qV²
=500x
(2.5/0.93-1)+0.11x5.637.43²
=156.03kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)
2×
156.03sin(156.03°
/2)
=610.7N
11、计算带轮的宽度B
B=(Z-1)e+2f
=(2-1)×
15+2×
9
=33mm
六、齿轮传动设计
(1)选择齿轮材料与热处理:
所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。
选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度229-286HBW;
大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为169-217HBW;
精度等级:
运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度
(2)按齿面接触疲劳强度设计
该传动为闭式软齿面,主要失效形式为疲劳点蚀,故按齿面接触疲劳强度设计,再按齿根弯曲疲劳强度校核。
设计公式为:
d1=
①载荷系数K查表13-8K=1.2
②转矩TITI=45730N·
mm
③解除疲劳许用应力
[σH]=σHlimZN/SH
按齿面硬度中间值查图13-32σHlim1=600Mpa
σHlim2=550Mpa
接触疲劳寿命系数Zn:
按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn计算
N1=60×
355×
1×
300×
16
=5.11x10
N2=N1/i齿=5.11x10
/4.65
=1.1×
10
查图13-34中曲线1,得ZN1=1.05ZN2=1.13
按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1·
ZN1/SHmin
=600x1.05/1
=630Mpa
[σH]2=σHlim2·
ZN2/SHmin
=550x1.13/1
=621.5Mpa
故得:
[σH]=621.5Mpa
④计算小齿轮分度圆直径d1
由表13-9按齿轮相对轴承对称布置,
取φd=1.08ZH=2.5
由表13-10得ZE=189.8
将上述参数代入下式
d1≥
=
=42.68mm
取d1=50mm
⑤计算圆周速度
V=nIπd1/(60×
=355×
3.14×
50/(60×
=0.93m/s
V<6m/s故取8级精度合适
(3)确定主要参数
①齿数取Z1=20
Z2=Z1×
i齿=20×
4.65≈93
②模数m=d1/Z1=50/20=2.5
符合标准模数第一系列
③分度圆直径
d2=Z2m=20×
2.5=50mm
d2=Z2m=93×
2.5=232.5mm
④中心距
a=(d1+d2)/2
=(50+232.5)/2
=141.25mm
⑤齿宽
b=φdd1=1.08×
50=54mm
取b2=60mmb1=b2+5mm=65mm
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
①齿形因数YFs
查图13-30
YFs1=4.26YFs2=3.97
②许用弯曲应力[σF]
[σF]=σFlim·
YN/SF
由图13-31按齿面硬度中间值得
σFlim1=240MpaσFlim2=220Mpa
由图13-33得弯曲疲劳寿命系数YN:
YN1=1YN2=1
按一般可靠性要求,取弯曲疲劳安全系数SF=1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σF1]=σFlim1·
YN1/SF=240×
1/1=240Mpa
[σF2]=σFlim2·
YN2/SF=220×
1/1=220Mpa
校核计算
σF1=2KT1YFS1/(b1md1)
1.2×
45730×
4.35/(60×
2.5×
50)=63.66Mpa<
[σF1]
σF2=σF1·
YFS2/YFs1
=63.66×
3.97/4.26
=57.8Mpa<
[σF2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(5)齿轮的几何尺寸计算
齿顶圆直径da
da1=d1+2ha=60+5=65mm
da2=d2+ha=232.5+5=237.5mm
齿全高h
h=(2ha*+c*)m=(2+0.25)×
2.5=5.625mm
齿根高hf=(ha*+c*)m=1.25×
2.5=3.125mm
齿顶高ha=ha*m=1×
2.5=2.5mm
齿根圆直径df
df1=d1-2hf=60-6.25=53.75mm
df2=d2-2hf=232.5-6.25=226.25mm
(6)齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。
大齿轮的有关尺寸计算如下:
轴孔直径d=60mm
轮毂直径D1=1.6d=60×
1.6=96mm
轮毂长度L=1.2d=1.2×
60=72mm
轮缘厚度δ0=(3-4)m=7.5-10mm
取δ0=10mm
轮缘径D2=da2-2h-2δ0=237.5-2×
5.625-20
=206.25mm
取D2=206mm
腹板厚度C=(0.2-0.3)b=12-18mm
取C=18mm
腹板中心孔直径D0=0.5(D1+D2)=0.5(96+216)
=156mm
腹板孔直径d0=15-25mm取d0=20mm
齿轮倒角取C2
七、轴的设计
从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查表19-14可知:
σb=600Mpa,
查表19-17可知:
[σb]-1=55Mpa
2、按扭矩估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥
·
A
查表19-16A=115
则d≥115×
mm=31.51mm
考虑键槽的影响,故应将轴径增大5%
即d=31.51×
1.05=33.09mm
要选联轴器的转矩Tc
Tc=KTⅡ=1.5×
196400=2.95×
N·
mm
(查表20-1工况系数K=1.5)
查附录6选用连轴器型号为YL9
考虑联轴器孔径系列标准
故取d=38mm
3、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。
(1)联轴器的选择
联轴器的型号为YL9联轴器:
38×
112
(2)确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置。
在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器,齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
(3)确定各段轴的直径
将估算轴d=38mm作为外伸端直径d1与联轴器相配(如图),考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=41mm,齿轮和右端轴承从右侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=45mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。
齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,d5=55mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号
由附表5-1初选深沟球轴承,代号为6209,轴承宽度B=19。
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=119mm
4、按弯矩复合强度校核
(1)齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
T=TⅡ=196.4N·
齿轮作用力:
圆周力:
Ft=2000T/d=2000×
196.4/232.5
=1689.46N
径向力:
Fr=Fttan20°
=1689.46×
tan20°
=614.96N
(2)因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=59.5mm
(3)计算支承反力
FHA=FHB=Ft/2=1689.46/2=844.37N
FVA=FVB=Fr/2=614.96/2=307.48N
由两边对称,知截面的弯矩也对称。
截面在水平面弯矩为
MHC=FHA·
L/2=844.37×
119÷
2000=47.52N/m
截面在竖直面上弯矩为:
MVC=FVA·
L/2=307.48×
2000=18.25N/m
MC=(MHC²
+MVC²
)½
=(47.52²
+18.25²
=N/m
转矩:
(8)校核轴的强度
转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化,取α=0.6,中间截面处的当量弯矩:
Me=[MC²
+(αT)²
]½
=[116.4+(0.6×
196.4)²
=165.6N·
(9)校核危险截面所需的直径
de=
=31.1mm
考虑键槽的影响,故应将轴径增大5%
de=31.1×
1.05=32.7mm<50mm
结论:
该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查[1]表19-14可知:
查[1]表19-17可知:
[σb]
=55Mpa
单级齿轮减速器的高速轴为转轴,输入端与带轮相接,从结构要求考虑,输入端轴径应最小,最小直径为:
查表19-16A=115
mm=19.4mm
即19.4×
1.05=20.37mm
选取标准直径d=30mm
3、轴的结构设计
(1)确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮轴的齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置。
两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,带轮靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
(2)确定各段轴的直径
将估算轴d=30mm作为外伸端直径d1与带轮相配(如图),考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=35mm,装轴承处d3应大于d2,取d3=40mm,齿轮与轴承出过渡轴径d4应大于d3,取d4=45mm。
齿轮左端直径d5与d4相同,d5=50mm,左端轴承处轴径d6与右端相等取45mm,d7与右端轴承处轴径相等,d6=40mm.
由附表5-1初选深沟球轴承,代号为6208,轴承宽度B=18。
(5)确定轴各段直径和长度
由草绘图得
Ⅰ段:
d1=30mm长度L1=45mm
II段:
d2=35mm长度L2=50mm
III段:
d3=40mm长度L3=28mm
Ⅳ段:
d4=45mm长度L4=8mm
Ⅴ段:
d5=50mm长度L5=65mm
Ⅵ段:
d4=45mm长度L6=8mm
Ⅶ段:
d7=40mm长度L7=28mm
T=TⅠ=45.7N·
小齿轮与大齿轮啮合,受的力为作用力与反作用力:
Ft=1828N
Fr=665.392N
水平平面以B点为支点(FQ离B点为87.5)
∑MB=0;
-FHA×
119-Fr×
59.5-FQ×
87.5=0
FHA=-(Fr×
59.5+FQ×
87.5)/119
=-(665.392×
59.5+610.7×
=-377.3N
∑Fy=0;
FHA+Fr+FHB-FQ=0
FHB=FQ-FHA–Fr
=610.7+377.3-665.392
=322.6N
竖直平面
FVA=FVB=Ft/2=1828/2=914N
在水平面弯矩为
L/2=-377.3×
119/2000=22.45N·
MHB=-FQ×
87.5/1000=-610.7×
87.5/1000=-53.4N·
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在竖直面上弯矩为:
MVC=FVAL/2=914×
2000=54.4N·
(6)绘制合弯矩图(如图d)
=(22.45²
+54.4²
=58.8N·
MB=(MHB²
=-53.4N·
转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化,取α=0.6,此轴为此轮轴截面B处的当量弯矩:
=[58.8²
+(0.6×
45.7)²
=39.8N·
(9)校核危险截面B所需的直径
=19.3mm<43.75mm
八、滚动轴承的选择及校核计算
(1)根据根据条件,轴承预计寿命
Lh=10×
16=48000h
从动轴上的轴承
由初选的轴承的型号为:
6209,
查附表5-1基本额定动载荷Cr=21KN
查表19-6Kp=1
两轴承径向反力FVA=FVB=Ft/2=1689.46/2=844.73N
P=Kp×
FR1=1×
1689.43=1689.43N
Cr'
=P
=1689.43×
=8093N<Cr
故所选用轴承合适
(2)主动轴上的轴承:
由初选的轴承的型号为:
6209
查附表5-1基本额定动载荷Cr=29500KN
FBR=1×
=665.392N
=665.392×
=5320N<Cr
九、键的校核计算
(1)主动轴外伸端d=30mm,考虑到键在轴中部安装,故选键8x40(GB/T1096-2003)
b=8mmh=7mmL=40mm
选择45钢,查表19-11其许用挤压应力[σp]=100-120MPa
σp=4·
T/dhL
=4x45.73x1000/[30x7x(40-8)]
=27.2MPa<
[σp]
故所选键联接强度足够。
(2)从动轴外伸端d=38mm,考虑到键在轴中部安装,故选键10x105(GB/T1096-2003)
b=10mmh=8mmL=105mm
选择45钢,其许用挤压应力[σp]=100-120MPa
=4x196.4x1000/[38x8x(105-10)]
(3)与齿轮联接处d=50mm,考虑到键在轴中部安装,故在同一方为母线上。
选键14x53(GB/T1096-2003)
b=14mmh=9mmL=53mm
=4x169.4x1000/[50x9x(53-14)]
=44.8MPa<
十、联轴器的选择
型号
公称转矩T(N·
许用转速n(r/min)
轴孔