单级圆柱齿轮减速器附装配图Word文档下载推荐.docx
《单级圆柱齿轮减速器附装配图Word文档下载推荐.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《单级圆柱齿轮减速器附装配图Word文档下载推荐.docx(26页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
数据来源S3-10
输出轴功率P/kw
输出轴转速n/min
55
二、电动机的选择
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、选择电动机的类型。
2、电动机输出功率Pd
3、电动机的转速
4、选定电动机的型号
按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式冷鼠笼型三相异步电动机。
电动机输出功率
η总=η1η2η2η3η4
=****=
故电动机输出功率Pd
Pd=P/η总==
电动机额定功率Ped
查表20-1,得Ped=
由表2-1,得V带传动常用传动比范围i1=2~4
单级圆柱齿轮i2=3~6,nw=55r/min
nd=nw·
i1·
i2=330~1320r/min
在该范围内电动机的转速有:
750r/min、1000r/min,取电动机同步转速为1000r/min。
根据电动机所需的功率,并考虑电动机转速越高,总传动比越大,减速器的尺寸相应越大,所以选用Y132M2-6.额定功率,满载转速960r/min,额定转矩m,最大转矩m。
电动机
Y132M2-6
输出功率
Pd=
额定功率
Ped=
η总=
三、传动比的计算设计
1、计算总传动比
2、各级传动比分配
i总=n/nw=960/55=
n为电动机满载转速,nw为输出轴转速
取V带传动的传动比i1=2,开式齿轮传动的传动比i3=3
则减速器的传动比i2=i/(i1*i2)=
四、各轴总传动比各级传动比
1、各轴转速
2、各轴输入功率
3、各轴的转矩
电动机轴为0轴,减速器高速轴为1轴,低速轴为2轴,输出轴为3轴。
n0=960r/min
n1=n0/i1=480r/min
n2=n1/i2=166r/min
n3=55r/min
P0=
P1=P0*n1=*=
P2=P1*n2*n3=**=
P3=
T0=9550*P0/n0=·
m
T1=·
T2=·
T3=·
n1=480r/min
n2=166r/min
P1=
P2=
T0=·
计算结果汇总如下表,以供参考
相关参数
轴
电动轴0
1轴
2轴
w卷筒轴
功P(KW)
转速n(r/min)
960
480
166
转矩T()
传动比i
2
效率
五、传动设计
1、确定设计功率PC
2、选择普通V带型号
3、确定带轮基准直径dd1、dd2。
4验证带速V
5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a0。
带长L0
6、校核小带轮包角α1
7、确定V带根数Z
8、求初拉力F0及带轮轴上的压力F0
由<
<
机械设计基础>
>
表10-7得KA=
PC=KAP=×
=
根据PC=,n0=960/min。
由表10-8应选B型V带。
由课本图10-88知,小带轮基准直径的推荐值为112~140mm。
由《机械设计基础》表10-8取dd1=125mm,
dd2=dd1*n1/n2=125*960/480=250mm
按表10-8取标准直径dd2=250mm,则实际传动比i、带速V分别为:
i1=dd2/dd1=250/125=2
V=πdd1n1/60×
1000=(125×
π×
960)/(60×
1000)m/s=s
V值在5~25m/s范围内,带速合格。
(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
(125+250)≤a0≤2(125+250)
≤a0≤750mm
初取中心距a0=500mm
L0=2a0+(dd1+dd2)π/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×
500+(125+250)π/2+(250-125)2/(4×
500)
由表10-2选取基准长度Ld=2000mm
实际中心距a为
a≈a0+(La-L0)/2
=500+()/2mm=514mm
α1=180o-(dd1-dd2)/α×
=×
(4250-125)/514
=166o>120o(符合要求)
查表10-4,由线性插值法
P0=+查表10-5,10-6,有线性插值法
△P0=
Ka=
查表10-2,得KL=
V带轮的根数Z
Z=Pc/[(P0+△P0)*Ka*Ka]
=[(+)**]
=(根)
圆整得Z=4
由表10-1查得B型普通V带的每米长质量q=m,得单根V带的初拉力为
F0=500×
(K-1)(Pc/zv)+qv2
=500〔)()+×
〕
可得作用在轴上的压力Q为
Q=2×
F0Zsin(a1/2)
×
4×
sin(1660/2)
=1700N
KA=
Pc=
dd1=125mm
dd2=250mm
i=2
V=s
a0=500
Ld=2000mm
a≈514mm
α1=166o
Z=4
F0=
Q=1700N
六、齿轮传动设计
根据数据:
传递功率P1=电动机驱动,
小齿轮转速n1=480r/min,
大齿轮转速n2=166r/min,传递比i=,单向运转,载荷变化不大,使用期限五年,三班制工作。
设计步骤
计算方法和内容
1、选择齿轮材料
2、确定材料许用接触应力
3、按齿轮面接触疲劳强度设计
4、几何尺寸计算
5、校核齿根弯曲疲劳强度
6、齿轮其他尺寸计算
7、选择齿轮精度等级
开式齿轮
(1)选择齿轮材料和热处理
(2)确定材料许用接触应力
(3)按齿面接触疲劳强度进行设计
(4)几何尺寸计算
(5)校核齿根弯曲疲劳强度
3、主要尺寸计算
(6)齿轮其他尺寸计算
(7)齿轮精度等级
小齿轮选用45钢,调质处理,硬度为250HBS;
大齿轮选用45钢,调质处理,硬度为220HBS。
两齿轮齿面硬度差为30HBS,符合软齿面传动的设计要求。
查表12-6,两齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为
Hlim1=480+(HBS1-135)
=480+*(250-135)=
Hlim2=
查表12-7,SHlim=
[σH1]=Hlim1/SHlim=1=
[σH2]=
因两齿轮均为钢质齿轮,可求出d1值。
确定有关参数与系数:
转矩T1=99880N·
mm
查表12-3,,取K=
查表12-4,取弹性系数ZE=
齿宽系数ψd=1
[σH]以较小值[σH2]=代入
d1=
=
齿数Z1=30
则Z2=Z1*u=30*3=90
模数m=d1/Z1=30=
查表5-1,圆整m=2mm
中心距a=m/2(Z1+Z2)=120mm
齿宽b2=d1*ψd=
取整b2=61mm
b1=b2+(5~10)mm
取b1=70mm
查表12-5,两齿轮的齿形系数,应力校正系数分别为
Z1=30时YF1=YS1=
Z2=90时YF2=YS2=
查表12-6,两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
σFlim1=190+(HBS1-135)
=190+*(250-135)=213MPa
σFlim2=207MPa
查表12-7,SHlim=
[σF1]=Flim1/SHlim=213/1=213MPa
[σF2]=207MPa
两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为
σF1=2kT1/(bd1m)*YF1*YS1
=2**99880/(61**2)**
=<[σF1]
σF2=<[σF2]
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
分度圆直径
d1=mZ1=2*30=60mm
d2=180mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha=60+2*2=64mm
da2=184mm
齿根圆直径
df1=d1+2hf=60-2*=55mm
df2=175mm
中心距
a=120mm
齿宽
b2=61mmb1=70mm
V1=
=s
查表12-2,选齿轮精度第II公差等级为9级
小齿轮选用45钢,调质处理,硬度为230HBS;
大齿轮选用45钢,调质处理,硬度为230HBS。
两齿轮齿面硬度差相等,符合开式齿轮齿面传动的设计要求。
Hlim1=Hlim2=480+(HBS-135)
=480+(230-135)=
查表12-7,取SHlim=
[σH1]=[σH2]=Hlim/SHlim=
T2=274420N·
查表12-3,K=
查表12-4,ZE=
ψd=
u=4
[σH]=
齿数Z1=20
Z2=Z1*u=80
模数m=d1/Z1=
查表5-1,取整m=6mm
中心距a=m(Z2+Z1)/2=300mm
齿宽b2=55mmb1=60mm
Z1=20时YF1=YS1=
Z2=80时YF2=YS2=
查表12-6,两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
σFlim1=σFlim2=190+(HBS-135)
=190+*(230-135)=209MPa
两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
[σF1]=[σF2]=209MPa
=2**274420/(55**6)**
σF2=<[σF2]
所以,两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
d1=mZ1=6*20=120mm
d2=480mm
da1=d1+2ha=132mm
da2=492mm
df1=d1+2hf=105mm
df2=465mm
中心距a=300mm
齿宽b2=55mmb1=60mm
V1=s,查表12-2,选齿轮精度第II公差等级为10级。
Hlim1=
[σH1]=
u=3
T1=99880N·
K=
ZE=
ψd=1
Z1=30
Z2=90
m=2mm
a=120mm
b2=61mm
b1=70mm
YF1=YS1=
YF2=YS2=
σFlim1=213MPa
[σF1]=213MPa
σF1=
σF2=
Hlim1=Hlim2=
[σH1]=[σH2]=
Z1=20
Z2=80
m=6mm
a=300mm
b2=55mmb1=60mm
σFlim1=σFlim2=209MPa
七、轴的设计
主动抽1轴传动功率P2=,
转速n2=166r/min,工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。
1、选择轴的材料,确定许用应力。
2、按钮转强度估算轴径。
3、设计轴的结构并绘制结构草图
(1)、确定轴上零件的位置和固定方式
(2)、确定各轴段的直径和直径
(3)齿轮上的作用力大小
(4)校核轴的强度
4、
从动轴设计
(1)选取轴的材料和热处理,确定许用应力
(2)估算最小直径
(3)确定轴上零件的布置和固定
(4)确定各轴段的直径和直径
(5)齿轮上的作用力
(6)校核轴的强度
(7)计算当量弯矩
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率,对材料五特殊要求,故选用45钢并经正火处理。
查表16-1得强度极限σb=600MPa,在查表16-5得许用弯曲应力[σb]-1=55MPa。
根据表16-2得A=107~118.得:
d≥A×
.
=(107~118)×
考虑到轴的最小直径出要安装V带轮,会有键槽存在,故将估算直径加大3%~5%,。
查书表12-4得d1=25mm。
(1)、确定轴上零件的布置方案和定位方式,如16-1图所示将齿轮布置在中间,对称于两端轴承。
齿轮用轴肩与轴套作轴向定位,用平键和配合H7/K6作周向定位。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的,用平键和配合H7/K6作周定位。
(2)、确定轴的各段直径
①、由上述可知轴段1直径最小d1=25mm
查表得L1=50mm
②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的V带轮,进行定位,轴段2上应有轴肩,同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承,轴段2必须满足轴承内径的标准,至少应满足:
d2=d1+(1-5)mm=26-30mm
取轴径d2=28mm
L2=70mm
③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位,只要求有一定圆角即可,至少应满足:
d3
d2
取d3=30mm
L3=33mm(套筒15mm)
。
④、轴段4一般要比轴段3的直径大1-5mm,所以有
d4=
L4=68mm
⑤、轴环直径d5=30mm
L5=7mm
⑥、为了便于拆卸左轴承,d6=d4+2a,取d6=
L6=8mm
(7)、轴段7与轴段3安装相同型号的轴承,所以该轴径为:
d7=30mm
L7=16mm
分度圆直径d=60mm
转矩T=99880N·
圆周力Ft=2T/d
=99880*2/60=3329N
径向力Fr=Fttan200=1211N
轴向力Fa=0
水平支座反力
FRAX=FRBX=Ft/2=1665N
水平面弯矩
MCH=70FRAX=116550N·
垂直面支座反力
FRAZ=FRBZ=Fr/2=
垂直面弯矩
MCV=70FRAZ=42385N·
合成弯矩
Mc=
=124018N·
最大当量弯矩
查表得a=
Medmax=
=1941189N·
进行ab面校核
Mea=aT=59928N·
da=
由于考虑键槽,
da=*=
da<d1(安全)
db=
db=*=
db<d4(安全)
选用45钢,正火处理
由于考虑键槽,直径增大5%,d=
确定轴上零件的布置方案和定位方式,如16-1图所示将齿轮布置在中间,对称于两端轴承。
1 右起第一段,开式齿轮左边由轴肩,右边用轴端挡圈固定
d7=40mm,L7=60mm
2 右起第二段,d6=45mm
L6=70mm
3 右起第三段,轴承安装段,d5=50mm,L5=37mm
4 右起第四段,齿轮轴段,d4=56mm,L4=59mm
5 右起第五段,d3=60mm,L3=7mm
6 右起第六段,d2=50mm,L2=8mm
7 右起第七段,L1=20mm,d1=50mm
分度圆直径d=180mm
转矩T=274420N·
=274420*2/180=3049N
径向力Fr=Fttan200=1110N
FRAX=FRBX=Ft/2=1525N
MCH=70FRAX=106750N·
FRAZ=FRBZ=Fr/2=555N
MCV=70FRAZ=38850N·
=113600N·
Meb=
=2288977N·
Mea=aT=164652N·
da
d=
d1=25mm
L1=50mm
d2=28mm
d3=30mm
L3=33mm
d5=30mm
d6=
Mc=124018N·
Medmax=1941189N·
Mea=59928N·
d6=45mm
d5=50mm,L5=37mm
d4=56mm,L4=59mm
d3=60mm,L3=7mm
d2=50mm,L2=8mm
L1=20mm,d1=50mm
Ft=3049N
Fr=1110N
Fa=0
MCH=106750N·
MCV==38850N·
Mc=113600N·
Meb=2288977N·
Mea=164652N·
八、轴和键的校核
一、
输入轴轴承
1、选用输入轴轴承型号
2、计算轴承寿命
3、由预期寿命求所需c并校核
二、
输出轴轴承
1、选用输出轴的型号
2、轴承预期寿命
选用比较便宜的深沟球轴承60200型,已知轴承内径40mm,故选6206,因为无轴向力,故载荷P=Fr=1023N。
因为该轴承要工作5年且8小时连续工作,所以有
预期寿命L`10h=5*365*8=14600h
查表14-7知:
载荷系数fp=
查表14-8知:
温度系数fT=1
根据选择6208型,并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=
C=
=9196N
C<Cr(这对轴承符合使用)
选用比较便宜的深沟球轴承60200型,已知轴承内径50mm,故选6210,因为无轴向力,故载荷P=Fr=1080N。
根据选择6210型,并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=
=6500N
P=Fr=1023N
L`10h=14600h
fp=
fT=1
C=9196N
P=Fr=1080N
C=6500N
九、键的设计
1、V带轮的键
2、齿轮键
3、开式齿轮的键
此段轴径d1=25mm,B=50mm
查机械设计课程设计表14-1,选取A键8×
44GB/T1096-2003
L=44b=8h=7
l1=L-20=24mm
键的挤压应力
Σp=
键的许用挤压应力
[σp]=110MPa
Σp<[σp](键的强度足够)
由轴径d1=,B=70mm。
查表14-1,选取A型,得A键10×
65GB/T1096-2003.在同表查得健宽b=10mm,健高h=8mm,L=65mm。
l1=L-20=40-20=20mm
键的挤压用力
=<[σp]=110MPa
所以键的强度足够。
此段轴径d1=40mm,B=60mm
查表14-1,选取A型键,得
A键12×
54GB/T1096-2003
L=54mm,b=12mm,h=8mm
l1=54-20=34mm
选择A型键
L=44mm
b=10mm
h=8mm
十、减速器附件的设计
轴中心距
箱体壁厚
箱盖壁厚
机座凸缘厚度
机盖凸缘厚度
机盖底凸缘厚度
箱座,箱盖加强肋厚
地脚螺栓直径
地脚螺钉数目
轴承旁联结螺栓直径
盖与座连接螺栓直径
轴承端盖的螺钉直径d3和数目n
轴承盖外径
窥视孔盖螺钉直径d4
df、d1、d2至外壁距离
df、d2至凸缘距离
箱体外壁至轴承座端面距离
δ1=+1mm=≥8mm
δ1=+1≥8mm
b=×
δ=12mm
b1=δ1=12mm
b2=δ=×
8=20mm
m=m1=δ=
df=+12
=取整偶数18mm
a≤250,n=4
d1==查表3-3取15mm
d2=(~)df
=9mm取d2=10mm
d3=M6~M8=8mm
n=4
D2=65mm
d4=(~)df=8mm
C1=18mm
C2=24mm
L1=C1+C2+(5~10)=50