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单级圆柱齿轮减速器[1].doc

上传人:fmgc7290 文档编号:8720277 上传时间:2019-07-09 格式:DOC 页数:21 大小:217.50KB
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资源描述

1、1设计题目:单级圆柱齿轮减速器计算过程及计算说明一、传动方案拟定 第九组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动带式输送机的传动装置简图1电动机;2三角带传动;3减速器;4联轴器;5传动滚筒;6皮带运输机1、传动方案的分析与拟定(1) 工作条件:连续单向运转,载荷平稳,空载启动,使用年限 10 年,小批量生产,工作为二班工作制,环境清洁。(2) 原始数据:滚筒圆周力 F=1900N;带速 V=2.55m/s;滚筒直径 D=240mm;滚筒长度 L=250mm。3、方案拟定:采用带传动与齿轮传动的组合,即可满足传动比要求,同时由于带传动具有良好的缓冲,吸振性能,适应大起动转矩工况要求,结构简单,成本

2、低,使用维护方便。二、电动机选择1、电动机类型的选择: Y 系列三相异步电动机22、电动机功率选择:(1)传动装置的总功率:总 =带 2 轴承 齿轮 联轴器 滚筒=0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率:P 工作 =FV/1000总=19002.55/10000.85=5.7KW查手册得 P 额 = 7.5kw3、确定电动机转速:计算滚筒工作转速:n 筒 =601000V/(D)=6010002.25/500=97.45r/min按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ig=34。取 V 带传动比 ip=2.53.5,则总传动比理时范围为

3、 I 总 =7.514。4、确定电动机型号故电动机转速的可选范围为Nd =i 总 nw=(7.514)97.45=7311364r/min适合这一范围的有 750r/min 和 1000r/min,因此选择电动机的型号为 Y 系列160M-6,n 满 =970r/min.三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比:i 总 =n 电动 /n 筒 =970/97.45=9.952、分配各级转动比总传动比等于各传动比的乘积:i 总 =i 齿轮 i 带3取齿轮 i 带 =3(单级减速器 i=2.53.5 合理)i 总 =i 齿轮 i 带i 齿轮 =i 总 /i 带 =9.95/3=3.32四、运动

4、参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)n0=n 满=970 r/minnI=no/i 带 =970/3=323(r/min)nII=nI/i 齿轮 =323/3.32=97.29(r/min)nIII= nII =97.29(r/min)2、 计算各轴的功率(KW )Po=P 工作 =5.7KW 轴: P I=Po带 =5.70.96=5.5KW轴:P II=PI轴承 齿轮 =5.50.980.97 =5.2KW卷筒轴:pIII= P II轴承 联轴器 =5.20.980.99=5.05 KW3、 计算各轴扭矩(Nmm)To=9550Po/no=95505.7/970=56.12 N

5、mTI=9550PI/nI=95505.5/323=162.62NmTII=9550PII/nII=95505.2/97.29=510.43NmTIII=9550PIII/nIII=95505.05/97.29=715.22Nm轴号 功率P/kWN /(r.min-1) T/(N m)i0 5.7 970 56.121 5.5 323 162.622.52 5.2 97.29 510.43 4.0243 5.05 97.29 495.71 1五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通 V 带截型由课本 P130 表 8.12 得:k A=1.1PC=KAP=1.17.5=

6、8.25KWnI=970r/min由课本 P131 图 8.12 得:选用 A 型 V 带(2) 确定带轮基准直径,并验算带速查资料表 65,66则取 dd1=125mmdmin=75dd2=nI/ nIIdd1=970/323125=375mm由课本 P115 表 8-3,取 dd2=375mm实际转动比 i= dd2/dd1 =375/125=3带速 V:V=dd1nI/601000=125970/601000=6.3m/s(带速合适)(3) 确定带长和中心矩根据课本 P132 式(8-14 )得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(125+375)a02(125+375

7、)所以有:350mm a01000mm预选 a0=650由课本 P132 式(8-15 )得 带的基准长度:L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2+dd1)/4a05=2650+1.57(125+375)+(375+125)2/(4650)=2181mm根据课本 P117 表 8.4 取基准长度:L d=2240mm根据课本 P132 式(8-16 )得:aa0+(Ld-L0)/2=650+(2240-2181)/2=679.5mmamin=a-0.015 Ld =679.5-0.032240=747mmamax=a+0.015 Ld =679.5+0.032240=646mm(4

8、)验算小带轮 包角一般使 11200(特殊情况下允 许 1900,若不 满足此条件,可适当增大中心距或减小两带轮的直径差。根据课本 P132 式(8-17 )得1=1800-【(dd2-dd1 )/a】57.30=1800-【(375-125)/679.5】57.30=158.901200(满足)(5)确定带的根数由式 确定 V 带根数,1cLPzK查 63 表得 1.18kW,查 67 表得 0.11kW1P查 62 表得 0.99, 0.89L则 Z=PC/((P0+P0) =2.71/(0.97+0.11)0.990.89LK= 2.47 故要取 3 根 A 型 V 带6)计算 轴上压力

9、由课本 P121 表 8-6 查得 A型普通 V带的每米长质量 q=0.1kg/m,由课本 P132式(8-19 )单根 A型普通 V 带的初拉力:6F0=(500PC/ZV)(2.5/K-1)+qV2=(5002.64/34.92)(2.5/0.98-1)+0.14.922N=141.1N则作用在轴承的压力 FQ,由课本 P133 式(8-20)FQ=2ZF0sin1/2=23141.1sin167.8/2=840.4N(7)设计结果: 选用 3 根 A-1600,GB11544-1997 A 型普通 V 带中心距 a=500mm,带轮直径 dd1=100mm,dd2=236mm 轴上压力

10、FQ=840.4N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级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 45C 调质,齿面硬度为 220240HBS。大齿轮选 用 45 钢正火, 齿面硬度 170210HBS;根据机械零件设计手册选 8级精度。齿面精糙度 Ra3.26.3m(2)按齿面接触疲 劳强度设计由 d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式公式确定有关参数如下:传动比 i 齿 =3.32取小齿轮齿数:Z 1=25。则大齿轮齿数:Z 2=iZ1=3.3225=83实际传动比 I0=83/25=3.32传动比误差:(i-i 0)/I=(3.32-3.32)

11、/3.32=0%2.5% 可用齿数比:u=i 0=3.32(3)转矩 T1T1=9550P/n11=95505.7/510.437=106.64Nm(4)载荷系数 k由课本 P185 表 10-11 取 k=1.1(5)许用接触应 力 HH= HlimZNT/SH 由课本 P181 图 10-24 查得:HlimZ1=560Mpa HlimZ2=530Mpa由课本 P180 式 N=60njLh 计算应力循环次数 NLNL1=60njLh =60n1rth=603231(1030016)=9.3108NL2=NL1/i=9.3108/4=2.93108由课本 P183 图 10-27 查得接触

12、疲 劳的寿命系数:ZNT1=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=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5601.0/1.0Mpa=560MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5301.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得:d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431162620(4+1)/1456021/3mm=82.28mm?模数:m=d 1/Z1=82.28/25=3.29mm根据课本 P165 表 10-3 取 标准模数:m=4mm(6)校核齿根弯曲疲 劳强度根据课本 P187(10-24)式F=(2kT1/bm2Z1

13、)YFaYSaF8确定有关参数和系数分度圆直径:d 1=mZ1=425mm=100mmd2=mZ2=4100mm=400mm齿宽:b= dd1=1100mm=100mm取 b=100mm b1=105mm(7)齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa根据齿数 Z1=25,Z2=100 由 课本 P187表 10-13 和表 10-14 相得YFa1=2.65 YSa1=1.59YFa2=1.34 YSa2=1.80(8)许用弯曲 应力 F根据课本 P180(10-14)式: F= Flim YSTYNT/SF由课本 P182图 10-25C 查得: Flim1=210Mpa Flim2 =19

14、0Mpa由课本 P183图 10-26 查得:Y NT1=1 YNT2=1试验齿轮的应力修正系数 YS1=1.59 YS2=1.80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F1=Flim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =190/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(21.148700/502225) 2.651.59Mpa=90.3Mpa F1F2=F1YF2YS2/YF1YS1=(90.31.341.8/2.651.59)Mpa=84Mpa F29

15、故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动 的中心矩 aa=m/2(Z1+Z2)=4/2(25+100)=500mm(10)计算齿轮 的圆周速度 VV=d1n2/601000=3.1410097.29/601000=3.78m/s查表的选 8 级精度是合适的六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,对材料无特殊要求,选用 45#调质,并经调质处理,硬度 217255HBS, 抗拉强度 b=590Mpa,弯曲疲劳强度 -1=255Mpa。 -1=60Mpa根据课本 P265(14-2)式,dc(p/n) 1/3C以材料及受载情况有关的系数,根

16、据 课本 P265,查表 14-1,取c=102.72118P高速轴的输入功率n高速轴 的转速dc(p /n ) 1/3 =(102.72118)(2.092/427)1/3mm=1820mm考虑有键槽,将直径增大 5%,则d=(1820)(1+5%)mm=(18.921)选 d=20mm2、轴的结构设计10(1)轴上零件的定位,固定和装配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,这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。 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,则采用过盈配合固定。(2)确定轴各段直径和长度工段:d 1=d=20m

17、m 长度取 L1=55mmII 段: d 2=d1+2hh=2c 查表得 c=1.5mmd2=d1+2h=20+221.5=26mmd2=26mm初选用 6206 型深沟球轴承,其内径为 30mm,宽度为 16mm.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:L2=(2+20+16+55)=93mmIII 段直径 d3= d2+2h =32mmL3=L1-L=55-2=53mm段直径 d4=d3+2h=

18、32+23=38mm长度与右面的套筒相同,即 L4=20mm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:(26+3 2)=32mm因此将段设计成阶梯形,左段直径为 32mm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=108mm11(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径:已知 d1=mz1=50mm求转矩:已知 T1=48700Nmm求圆周力: Ft根据课本 P184(10-15)式得Ft=2T1/d1=248700/50=1948N求径向力 Fr根据课本 P184(10-15)式得Fr=Ftta

19、n=1948tan200=709N因为该轴两 轴承对称,所以:L A=LB=55mm(1)绘制轴受力 简图(如图 a)(2)绘制垂直面弯矩图(如图 b)轴承支反力:FAY=FBY=Fr/2=354.5NFAZ=FBZ=Ft/2=974N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MC1=FAyL/2=354.554=19143 Nmm(3)绘制水平面弯矩 图(如图 c) 截面 C 在水平面上弯矩为:MC2=FAZL/2=97454=52596Nmm(4)绘制合弯矩 图(如图 d)MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971Nmm(5

20、)绘制扭矩图 (如图 e)12转矩:T=9.55 (P/n2)106=48700Nmm(6)绘制当量弯矩 图(如图 f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取 =1,截面 C 处的当量弯矩Mec=MC2+(T)21/2=559712+(148700)21/2=74191Nmm(7)校核危险 截面 C 的强度由式 e=Mec/0.1d33 得e=Mec/0.1d33=74191/0.1323=22.6MPa -1=60MPa该轴强度足够。图 a132)输出轴的设计计算由于设计的是单级减速器的输入轴,属于一般轴的设计问题,选用 45#调质,并经调质处理,硬度 217255HBS, 抗拉强度 b

21、=590Mpa,弯曲疲劳强度 -1=255Mpa。 -1=60Mpa1、按扭矩初算轴径根据课本 P265(14-2)式,dc(p/n) 1/314C以材料及受载情况有关的系数,根据 课本 P265,查表 14-1,取c=102.72118dc(p /n ) 1/3 =(102.72118)(2.01/106.82)1/3mm=28.531mm考虑有键槽,将直径增大 5%,则d=(28.531)(1+5%)mm=(3033)由设计手册取标准值 d1=30(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

22、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。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。(2)确定轴的各段直径和长度工段:d 1=30mm L1=55mm II段: d 2=d1+2hh=2c 查 指导书取 c=1.5mm d2=d1+2h=30+221.5=36d 2=36mm初选 6207 型滚动球轴承,其内径为 35mm,宽度为 17mm。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 2m

23、m。III 段直径 d3= d2+2h =42mm15L3=L1-L=55-2=53mm段直径 d4=d3+2h=42+23=48mm长度与右面的套筒相同,即 L4=20mm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:(36+3 2)=42mm因此将段设计成阶梯形,左段直径为 42mm段直径 d5=40mm. 长度 L5=15mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=108mm(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径:已知 d2=200mm求转矩:已知 T2=9.55(P/n )106=187103Nm求圆周力 Ft:根据课本 P184

24、(10-15 式得Ft=2T2/d2=2187103/200=1870N求径向力 Fr 根据课本 P184(10-15 式得Fr=Fttan=18700.36379=680.6N两 轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3NFAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N(2)由两边对 称,书籍截 C 的弯矩也对称截面 C 在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=340.354=18376.2Nmm(3)截面 C 在水平面弯矩 为MC2=FAZL/2=93554=50490Nmm16(4)计算合成弯矩MC=(MC

25、12+MC22)1/2=(18376.22+504902)1/2=53730Nmm(5)计算当量弯矩: 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取 =1,截面 CMec=MC2+(T)21/2=537302+(1187000)21/2=194566Nmm(6)校核危险 截面 C 的强度e=Mec/(0.1d3)=275.06/(0.1403)=30.4+Mpa-1b=60Mpa此轴强 度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件,轴承预计寿命1636510=58400 小时1、计算输入轴承(1).求轴承的当量动载荷 P1、P2由题目工作条件查课本 P293表 15-12和 15-14选择载荷

26、系数 fP=1.2,温度系数ft=1。已知轴颈 d2=26mm,转速 n1=427.27 r/min,假 设轴承仅受径向载荷 R1和 R2,由直齿齿轮受力分析公式 P184式 10-15可得:Ft1=2T1/d1=248700/50=1948N Fr1=Ft1tan20=709N17因轴承对称齿轮分布,故 R1=R2=Fr1/2=354.5NP1=fP R1=1.2354.5=425.4NP2=ft XR2=10.56354.5=198.52N2.试选轴承型号根据计算轴颈 d2=26mm,初选 6206型, 查指导书 P154附10-2得该型号轴承的基本额定动载荷 Cr=19500N,基本额定

27、静载荷 Cor=11500N。3.由预期寿命求所需 CP1P 2,即按轴承 1计算C=P1/ft(60n Lh/106)1/3= 425.4(60427.2758400/106)1/3=5104.8N因 CC or=11500N,故选此轴承型号为 6206型2、计算输出轴承1.求轴承的当量动载荷 P1、P2由题目工作条件查课本 P293表 15-12和 15-14选择载荷系数 fP=1.2,温度系数ft=1。18已知轴颈 d2=40mm,转速 n1=106.82r/min,假 设轴承仅受径向载荷 R1和 R2,由直齿齿轮受力分析公式 P184式 10-15可得:F t2=2000T2/d2=2

28、187103/200=1870NFr2=Ft2tan20=680.6N因轴承对称齿轮分布,故 R1=R2=Fr2/2=340.3NP1=fP R1=1.2340.3=408.4NP2=ft XR2=10.56340.3=190.568N2.试选轴承型号根据计算轴颈 d2=40mm,初选 6207型, 查指导书 P154附表 10-2得该型号轴承的基本额定动载荷 Cr=25500N,基本额定静载荷 Cor=15200N。3.由预期寿命求所需 CP1P 2,即按轴承 1计算C=P1/ ft (60n Lh/106)1/3=408.4(60106.8258400/106)1/3=2943.3N因 C

29、C or=15200N,故选轴承型号为 6207型八、键联接的选择及校核计算由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢,故取 P=100Mpa191、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径 d1=20mm,L1=55mm查课本 P276表 14-8得,选用 C型平键,得: b=6mm,h=6mm,键长范围 L=14-70mm。键长取 L=L1(510)=50mm。键的工作长度 l=Lb=44mm。强度校核:由 P276式 14-7得 p=4T1/dhl=448700/20644 =37Mpa P(100Mpa)所选键为:键 C650GB/T10962、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径 d3=32mm,L3

30、=53mm查课本 P276表 14-8得,选用 A型平键,得: b=10mm,h=8mm,键长范围L=22110mm。键长取 L=L3(510)=45mm。键的工作长度 l=Lb=35mm。强度校核:由 P276式 14-7得 p=4T1/dhl=448700/32835 =21.8Mpa P(100Mpa)所选键为:键 A1045GB/T10963、输出轴与齿轮 2联接用平键联接轴径 d3=42mm,L3=53mm20查课本 P276表 14-8得,选用 A型平键,得: b=12mm,h=8mm,键长范围L=28140mm。键长取 L=L3(510)=45mm。键的工作长度 l=Lb=33m

31、m。强度校核:由 P276式 14-7得 p=4T2/dhl=4187000 /42833 =67.5Mpa P(100Mpa)所选键为:键 A1245GB/T10963、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径 d1=30mm,L1=55mm查课本 P276表 14-8得,选用 C型平键,得: b=8mm,h=7mm,键长范围L=1890mm。键长取 L=L1(510)=50mm。键的工作长度 l=Lb=42mm。强度校核:由 P276式 14-7得 p=4T2/dhl=4187000 /30742 =84.8Mpa P(100Mpa)所选键为:键 C850GB/T1096第九章 箱体主要结构尺寸计

32、算箱体用水平剖分式结构,用 HT200 灰铸铁铸造而成,箱体主要尺寸计算参看唐曾宝机械设计课程设计 (第二版)表 51箱体结构尺寸选择如下表:名称 符号 尺寸(mm)机座壁厚 8机盖壁厚 1 8机座凸缘厚度 b 12机盖凸缘厚度 b 1 1221机座底凸缘厚度 b 2 20地脚螺钉直径 Df 16地脚螺钉数目 N 4轴承旁联结螺栓直径 d1 12机盖与机座联接螺栓直径 d2 8轴承端盖螺钉直径 d3 8窥视孔盖螺钉直径 d4 6定位销直径 D 6凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准箱体外壁至轴承座端面距离l1 C1+C2+(58)=34大齿轮顶圆与内机壁距离 1 12齿轮端面与内机壁距离 2 12机盖、机座肋厚 m1 ,m2 9, 9轴承端盖外径(凸缘式) D2 101, 120

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