单级圆柱齿轮减速器设计书Word文档格式.docx
《单级圆柱齿轮减速器设计书Word文档格式.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《单级圆柱齿轮减速器设计书Word文档格式.docx(32页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
式中:
n为电动机满载转速;
nw为工作机轴转速。
取带的传动比为h=3,则减速器的传动比i2=ib/3=4.19
5.计算传动装置的运动和动力参数
6.计算各轴的转速。
I轴:
n1=n/i1=960/3=320r/min;
II轴:
n2=n1/4.19=76.4;
r/min
滚筒轴:
n3=n2=76.4r/min
7.计算各轴的功率
I轴:
P1=P1=3.530.96=3.3888(Kw);
I轴P2=P123=3.38880.990.97=3.25(Kw);
滚筒轴的输入功率:
P3=P242=3.250.980.99=3.15(Kw)
8.
电动机选用:
Y112M1-6型
i1=3,
i2=4.19
n1=320r/min
n2=76.4;
r/min
n3=76.4r/min
计算各轴的转矩
电动机轴的输出转转矩:
Ti=9550P/n=95503.53/960=35.12KN•m
I轴的转矩T2=Tiii12=35.1230.96
0.99=100.1KN•m
H轴的转矩T3=T2i22
3=100.14.190.990.97=402.8KN•m
第二部分传动部分的计算
三.带型零件设计
根据工作要求,选择V型带
1.计算功率:
Pea=KaP=1.24=4.8
Ka---工作情况系数,查表取值1.2;
机械设计156页
p---电动机的额定功率
2.选择带型
根据Pea=4.8,n=960,可知选择A型;
机械设计157页
由表8—6和表8—8取主动轮基准直径dd1=100mm
则从动轮的直径为dd2=300mm据表8—8,
取db2=315mm
3.验算带的速度
vdd丁二3,14100960=5.02m/s机械设计157页
601000601000
5.02m/s25m/sV带的速度合适
4.确定普通V带的基准长度和传动中心矩
V型带的功率:
Pea=4.8W
带速v=5.02m/s
根据0.7(ddi+dd2)<
ao<
2(ddi+dd2),初步确定中心矩
机械设计第八版152页a=500mm
o
5.计算带所需的基准长度:
Ldo2ao(ddidd2)/2(dd2ddi)/4a°
25003.14(100+315)/2+(315-100)2/4500=1674.7mm
机械设计158页由表8-2选带的基准长度Ld=1800mm带轮的实际中
6.计算实际中心距a心距:
a=563mm
aa°
(LdLJ/2=500(18001674.7)/2=563mm
机械设计第八版158页
验算小带轮上的包角
1
11800(dd2dd1)57.30/a=158.12。
90。
7.确定带的根数Z
Z=Pca机械设计第八版158页
(P。
Wkki
由n=960r/min,dd1=100mn查表8—4a和表8—4b
得:
p°
=°
.96,P0=°
12
带的根数z:
Z=5
查表8—5得:
k0.949,查表8—2得:
r1.01,
贝卩Z=Pca=4.8/(0.96+0.12)0.949
)kkl
1.01=4.637
取Z=5根
8.计算预紧力
主动轮:
腹板式
从动轮:
轮辐式
小齿轮的齿数为Z1=20,则大齿轮的齿数为
z2=84
F0500Pca(2.51)qv2机械设计158页
厂0VZkv
查表8-3得q=0.10(kg/m)
贝SF05004.8(-^1)0.105.022157.5N
5.0250.949
9.计算作用在轴上的压轴力
Fp2zF°
sin(1/2)25157.5sin(158.12°
/2)=1546.4N
4.带轮结构设计
带轮的材料采用HT150
主动轮基准直径dd1=100mm故米用腹板式(或实心式),
从动轮基准直径db2=315mm米用轮辐式。
5.齿轮的设计
1.选定齿轮的类型,精度等级,材料以及齿数;
(1).按传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动;
(2).减速器运输机为一般工作机器,工作速度不是太高,
所以选用7级精度(GB10095-88);
(3).选择材料。
由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质),硬度为280HBS大齿轮的材料为45刚(调质),硬度为240HBS二者的材料硬度相差为40HBS
(4).选小齿轮的齿数为乙=20,贝卩大齿轮的齿数为Z2
=204.19=84,
(5)选取螺旋角。
初选螺旋角=14o
2.按齿面接触强度进行设计
由设计公式进行计算,即
dlt丿肛手宀乙丘)机械设计第八版203页yduh
选用载荷系数K=1.6
t
计算小齿轮传递的转矩
T95.5105R/n11.011345105Ngmm
由表10-7选定齿轮的齿宽系数1;
机械设计第八版
d
205页
1由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa2
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1=600Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa
3.计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%安全系数S=1,得:
K
h1-^=540MPa
―HNSlim2=522.5Mpa
机械设计第八版205页
由图10-30选取区域系数
zh=2.433
图10-26得
a1
0.74,a20.84,则
a1a21.58
J—540522.5MPa531.25MPa
22
4.计算
1)试算小齿轮分度圆的直径d1t,带入H中较小的值
圆周的速度
v=2.6778m/s
di.{虹罟(ZhZ^=53.3mm
\dUH
(1)计算圆周的速度V
d1tn1=3.1453.39602.6778(m/s)
(2)计算齿宽b
bd=153.3=53.3mm
d1t
(3)计算齿宽和齿高之比。
1t=2.665mm
z1
齿高h
2.25m=2.252.665=5.996mm
=8.889
5.99625
计算纵向重合度0.318dz1tan0.318120tan14o1.586
(4)计算载荷系数。
根据V=2.678mm/s;
7级精度,可查得动载系数k=1.1;
v丿
齿轮kK=1.4;
HF
可得使用系数kA=1;
机械设计第八版193页
A
小齿轮相对支承非对称布置时,k=1.31;
H
机械设计第八版196页
由b9.1,k=1.31可得K=1.35
hHF
故载荷系数KKKKK=11.11.41.312.03
AVHH
(5)按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。
=53.3
57.701mm
(6)计算模数m。
m一1COS=2.799;
z
5.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的计算公式
2
m3张「罗(丫FaYSa);
机械设计第八版201页IdZlF
(1)确定公式各计算数值
1)计算载荷系数KKKKK=
AV
11.11.41.352.08
2)根据纵向重合度1.586,从图10-28查得螺旋角影
响系数丫0.88。
3)计算当量齿数
Z1
Zv13
COS
21.89
Z2
Zv23
91.95
查取齿形系数。
查得Y2.7
机械设计第八版200页
4)查取应力校正系数。
查表可得丫S1=1.565
Sa1
Y2.22
a2
Sa2
=1.785
丫FaYsa
F
计算大,小齿轮的
YY
—Fa1Sa1=0.0139
F1
并加以比较。
—Fa2Sa2=0.0166
F2
12021.58
关,可取由弯曲强度算得的模数2.09
并就近圆整为标准值
m=2按接触强度计算得的分度圆直径
d1=57.701mm,算
出小齿轮数
d1cos57.701cos140
z127.99
m2
取Zi=28得大齿轮的
小齿轮齿数
Z1=28
大齿轮齿数
Z2=117
齿数Z=4.1928=117.29
取整Z2=117
大齿轮的数值大。
5)设计计算。
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免了浪费
6.
中心距a=150mm
几何尺寸的计算
(1)计算中心距
(Z1Z2)ma
2cos
149.73mm取整为150mm
(2)修正螺旋角
arccos(ziZ2)m_arccos(28117)2=14o24'
arccos—arccos=1424
2300
因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正。
(3)计算分度圆直径
d=Zim28o2'
57.82mm
1coscos1424
d=Z2m117o2,241.6mm
2coscos1424
(4)计算齿轮的宽度
bd157.82=57.82mm取整B=60mm
d1
六.轴的设计与校核
1.主动轴的计算。
(1)选择轴的材料
选取45钢,调制处理,参数如下:
硬度为HBS=220
抗拉强度极限(TB=650MPa
屈服强度极限(Ts=360MPa
弯曲疲劳极限(T-1=270MPa
剪切疲劳极限t-1=155MPa
许用弯应力[(T-1]=60MPa
2.初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知
n广320r/min;
p1=3.389(KW);
查表可取
Ao=115;
机
械设计第八版370页表15-3
三.轴的机构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案
=25
皿=30mm
如图(轴1),从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。
皿卫=dvii-viii=3
5mm
dv-广40mm
d=41mm
IV-v
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d刑-广40mm
1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d,取d=25
17
mm为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上,故
I段的长度应比带轮的宽度略短一些,取带轮的宽度为80
mm现取li=77mm。
带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度h0.07d~0.1d,
117取h=2.5mm,贝卩d皿=30mm
轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,取盖端的外端面与带轮的右端面间的距离I=25mm故取丨=45mm.
2.。
因为轴主要受径向力的作用,一般情况下受轴向力较
小的作用,故选用深沟球滚动轴承,由于轴35mm故轴承
的型号为6207,其尺寸为d35mmD72mm,B=17mm.
所以d皿卞=dvii-viii=35mm
3.取做成齿轮处的轴段V-W的直径dv辱=40mm
1v-w=58mm
取齿轮距箱体壁间距离a—10mm考虑到箱体的铸造误差,
4.在确定滚动轴承位置时,应距箱体壁段距离s,
取s—4mm贝卩iivv8mmdv=41mm
dv-W=47mmd-皿=40mm
至此,已经初步确定了各轴段的长度和直径
(3)轴上零件的轴向定位
齿轮,带轮和轴的轴向定位均采用平键(详细的选择见后面的键的选择过程)
(4)确定轴上的倒角和圆角尺寸
参考课本表15-2,
取轴端倒角为1X45°
各轴肩处的圆角半径R=1.2mm
四.危险截面的强度一主动轴的强度校核
(1)主动轴上的功率R=3.388kw,转矩Ti=100.1N•m转速m=320r/min
(2)计算齿轮受力:
圆周力Ft二2Tl=2X100.1X1000/57.82=3462.4N
d1
径向力FrFttann3462.4Xtan200=1301.1N
coscos14.41
轴向力FaFttan=3462.4Xtan14.41°
=889.6N
作主动轴受力简图
L=i1+12=69.5+55.5=125mm
1.求支反力:
7水平支反力:
FhaFhb^34;
2^1731.2"
PH!
F卩
-1J
"
JJ
垂直支反力
Fr丨2Fa
2=(1301.1X55.5+889.6X57.701/2)/125=7
83N
F比
a
—2=(1301.1X69.5-889.6X57.701/2)/125=51
8.1N2•作弯矩图。
水平弯矩MH图,
MhcFHBl11731.2x69.5=120318.4N•mm
•I
fR1
..“Milllllllll1
1血1111||"
:
r1=.一
垂直面弯矩Mv图,
C点左边Mvc=Fva12=78355.5=43456.5N-mm
C点右边MVC=FVB11=518.169.5=36007.95N•mm
■IJ\l
'
1•r
..irllllllllW\\\1IIl
•Ir
1lllh
3.求合成弯矩M作出合成弯矩图,
C点左边
MC二寸~~MCV120318.4243456.52127925.7N-mm
C点右边
MC<
mHcmVc'
1203184236007.952125590.9N-mm
JJ”
.HllllllllllllllIlliIlliIllillllllllllll
.n-.ii
III,.
IlMlllm
=-
4.轴传递的转矩
T二Ftdi/2=3462.457.701/2=99891.9N•mm
5.危险截面的当量弯矩。
该轴单向工作,转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考
虑,取=0.6.
Me'
=vMc(T)2=127925.72(0.699891.9)2=141269.9
N•mm
Me=JmC(T)2={125590.92(0.699891.9)2=
139159.2N•mm
6.计算危险截面的轴径。
由教材公式14-6
主动轴的轴距
符合要求
d3Me=.141269-9=28.6
\0.1[1b]、0.160
考虑到键槽对轴的削弱,d值增大5%d30.09mm而该危险截面的轴径为39mm符合要求。
二.从动轴的强度校核
(1)计算齿轮受力:
圆周力Ft=2T2/d2=2000X402.8/241.6=3334.4N
径向力FrFttann3334.4Xtan200=1253N
coscos14.410
轴向力FaFttan=3334.4Xtan14.410=856.7N
作从动轴受力简图
L=l1+l2=69.5+55.5=125mm
—|J
-匚丫—
H11
J.
i—L
T!
*■
7-'
F—
Fr
一Fj
T
1.求支反力:
水平支反力:
FHA
Fhb=Ft二3334.4=1667.2N
垂直支反力:
FVA
F」2Fa2
L
d2
=(1253x69.5+856.7x241.6/2)/125=1524
.6N
Frll
F归
—2=(1253x55.5-856.7x241.6/2)/125=271.6N
FHi
rHr
fi绡
-4
]Q!
—
2.弯矩图。
水平弯矩Mh图,
mhcfhbi21667.2x55.5=92529.6N•mm
」1•.・TI
dilllllllllII
‘■Mii
IIIlllllll[||inill.
「丨
1一
■
垂直面弯矩Mv图
C点左边:
C点右边:
Mvc=Fva11=1524.669.5=105959.7N
mvc=Fvb12=271.655.5=15073.8N•mm
「illll1
-■-■'
i
L-1/,J.fJt\■n1*1
11lllllllllll
4i"
'
r—
3.求合成弯矩M作出合成弯矩图,
C点左边:
Mc=,mHcMv:
92529.62105959.72140674N-mm
MCMHCmVc92529.62150738293749.4N•mm
_zCG/z1-i-1I
.illllII1111llllllllllllllrun.
T二Ftd2/2=3334.4241.6/2=281995.5N•mm
该轴单向工作,转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑,取=06
=、.Mc2(T)21406742(0.6281995.5)2=220038.4N•m
mm
Me=.MC(T)2=、93749.42(0.6281995.5)2=193433.9N-
Jfi-J.
Me
d\0-1[1b
眾。
4=33-22mm
从动轴符合要求。
从动轴的轴距
考虑到键槽对轴的削弱,d值增大5%d34.88mm
而该危险截面的轴径为39mm符合要求。
第二部分滚动轴承的选择及校核
因为轴主要受径向力的作用,一般情况受轴向较小的作用,故选用深沟球滚动轴承。
一.计算主动轴轴承,
输入轴轴承选择6207。
根据设计条件,轴承的预期寿命为:
16360528800h前面已算得径向负荷Fr=1301.1N,
Fa=889.6N,n1=320r/min
查参考书《机械设计课程设计》表18—3得基本额定动负
荷
动载荷Cr=25.5kN静载荷C°
r=15.2kN
B=17mm,D=72mm,d=35mm
Fa/Cor=889.6/(15.2X1000)=0.05852,取e=0.44,Y=1.0
(1)计算当量动负荷Pr
由教材《机械设计基础》中的公式16—4得PrXFrYFa
F=889.6=0.68>
e=0.44
Fr1301.1
由表16-11查得X=0.56
所以PrXFrYFa=0.56X1301.1+1.0X889.6=1618.2N
即轴承在Fr=1301.1N和Fa=889.6N作用下的使用寿
命,
相当于在纯径向载荷为1618.2N作用下的使用寿命。
(2)计算轴承寿命
主动轴轴承选
择6207
查教材表16—8各表16—9得:
ft=1,fp=1.1.
对于球轴承,取=3
由参考书2中公式15-5得
106(ftCr
60nfppr
预期寿命为:
5年,两班制。
预期寿命足够
从动轴轴承选
择