一级圆柱齿轮减速器的设计计算Word下载.docx
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0.984×
0.972×
0.99×
0.96=0.79
(三)所需电动机功率
=Pw/η=Fv/1000η=5200×
1/1000×
0.79=6.6KW
(四)电动机的转速
卷筒轴工作转速为nW=60×
1000V/πD=60×
1000×
1/.014×
250=76.43r/min电动机可选范围:
n’d=(i1i2……in)nw=(18~100)×
76.43r/min=(1375.74~7643)r/min
根据电动机的技术特性,符合这一范围电动机的同步转速有1500r/min和3000r/min,有二种适合的电动机型号可供选择。
传动比方案
电动机型号
额定功率/KW
同步转速
满载转速
1
Y132S-2
7.5
3000r/min
2920r/min
2
Y132M-4
1500r/min
1440r/min
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量和价格,选择方案1比较合适。
因此选定电动机的型号为Y132S2-2。
3.3动力运动参数计算
(1)各轴的功率I轴的输入功率:
P1=Pd×
η1=6.6×
0.96=6.33(kw)II轴的输入功率:
P2=P1×
η2×
η3=6.33×
0.98×
0.97=6.01(kw)III轴的输入功率:
P3=P2×
η3=6.01×
0.97=5.71(kw)Ⅳ轴的输入功率:
P4=P3×
η4=5.71×
0.99=5.54(kw)
(2)各轴的转速:
n1=nm/i1=2920/4.5r/min=648.89r/minII轴的转速:
n2=n1/i2=nm/i1i2=648.89/3r/min=216.30r/minⅢ轴的转速:
n3=n2/i3=nm/i1i2i3=216.30/2.9=74.59r/minⅣ轴的转速:
n4=n3=74.59r/min
(3)各轴的转矩为:
Td=pd/nm×
9550=6.6/2920×
9550N﹒m=21.59N﹒mⅠ轴的输入转矩:
T1=Td×
i1×
n1=21.59N﹒m×
4.5×
0.96=93.27N﹒mⅡ轴的输入转矩:
T2=T1i2η2η3=93.27N﹒m×
3×
0.97=265.99N﹒mⅢ轴的输入转矩:
T3=T2i3η2η3=265.99N﹒m×
2.9×
0.97=733.27N﹒mⅣ轴的输入转矩:
T4=T3η2η4=733.27N﹒m×
0.99=711.42N﹒m
讲上述数据列表如下:
参数
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
转速n/(r.min-1)
2920
648.89
216.30
74.59
输入功率P/KW
6.6
6.33
6.01
5.71
5.54
输入转矩T/(N﹒m)
21.59
93.27
265.99
733.27
711.42
传动比i
4.5
0.96
30.95
2.90.95
10.95
效率η
小齿轮选用45号钢,调质处理,HB=236
大齿轮选用45号钢,正火处理,HB=190
4.2齿轮几何尺寸的设计计算
(1)皮带轮传动的设计计算
由表得:
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
5.2=6.24KW
由图查得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速推荐的小带轮基准直径为
75~100mm
则取dd1=100mm>
dmin=120
dd2=n1/n2•dd1=360mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=216r/min
转速误差为:
n2-n2’/n2<
0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×
1000
=5<
5~25m/s
在5~25m/s范围内,带速合适(3)确定带长和中心矩
带长=1200,a=500(4)验算小带轮包角
α1=180度-(Dd2-Dd1\a)*57.3度=145.62>
120度(能满足要求)
(5)确定带的根数
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=6.24/(0.95+0.11)×
0.96×
=6.39
取Z=7根。
所采用V带为B-2500*2
(3)、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40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;
选7级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下:
传动比i齿=4.5
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=4.5×
20=90
实际传动比I0=90/2=45
齿数比:
u=i0=4.5
取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=P1/n1×
9550×
106=6.33/648.89×
106=9875.11(N﹒m)(4)选载荷系数K
由原动机为电动机,工作机为带式输送机,载荷平稳,齿轮在两轴承间对称布置。
取K=1.1(5)(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH:
σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=250Mpa
接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=0.92ZNT2=0.98
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=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×
0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=250×
0.98/1.0Mpa
=245Mpa
故得:
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×
9875.11×
(4.5+1)/0.9×
3432]1/3mm
=48.97mm
模数:
m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
取标准模数:
m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×
20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×
90mm=225mm
齿宽:
b=φdd1=0.9×
120mm=106mm
取b=106mmb1=50mm
(8)许用弯曲应力[σF]
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
YNT1=0.88YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×
2×
0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×
0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×
1×
50021.8/45×
2.52×
20)×
2.80×
1.55Mpa
=77.2Mpa<
[σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
120)×
2.14×
1.83Mpa
=11.6Mpa<
[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+90)=137.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×
1000=3.14×
50×
648.89/60×
=1.7m/s
(一)输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
取c=115
d≥115(2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=19.7×
(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm
2.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,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,则采用过渡配合固定
3.轴各段直径和长度
Id1=22mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
II段:
d2=d1+2h=22+2×
1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承,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)=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得:
c=1.5h=2c=2×
1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×
3=41mm
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:
(30+3×
2)=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=50mm
②求转矩:
已知T2=50021.8N•mm
③求圆周力:
Ft
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求径向力Fr
Fr=Ft•tanα=1000.436×
tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=50mm
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×
413
=14.5MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/74.59)1/3=35.08mm
取d=35mm
2、轴的结构设计
(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。
(2)确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承,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41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
已知d2=300mm
已知T3=271N•m
③求圆周力Ft:
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T3/d2=2×
271×
103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×
0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(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=328.6×
49=16.1N•m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×
49=44.26N•m
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(16.12+44.262)1/2
=47.1N•m
(5)计算当量弯矩:
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×
271)2]1/2
=275.06N•m
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1×
453)
=1.36Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
第七章轴承、键和联轴器的选择
根据条件,轴承预计寿命
16×
300×
5=24000小时
1、计算输入轴承
(1)已知nⅡ=216.30r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
得e=0.68
FA1/FR1<
ex1=1FA2/FR2<
ex2=1
y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
fP=1.5
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×
(1×
500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264(11-10c)式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×
23000/5200)3>
48720h∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=74.59
Fa=0FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×
903.35=569.1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2Fa=0
∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端
两轴承轴向载荷:
FA1=FA2=FS1=569.1N
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
得:
e=0.68
∵FA1/FR1<
e∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<
e∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
取fP=1.5
903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=1355ε=3
7207AC型轴承Cr=30500N
ft=1
Lh=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/76.4×
30500/5200)3
>
48720h
∴此轴承合格
(1)已知nⅢ=74.59r/min
fP=1.5
∵P1=P2故P=5200ε=3
3.键联接的选择及校核计算
轴径d1=22mm,L1=50mm
查手册得,选用C型平键,得:
键A8×
7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•mh=7mm
σp=4T2/dhl=4×
48000/22×
7×
42
=29.68Mpa<
[σR](110Mpa)
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mmL3=48mmT=271N•m
选A型平键
键10×
8GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mmh=8mm
σp=4T/dhl=4×
271000/35×
8×
38
=101.87Mpa<
[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm
选用A型平键
键16×
10GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mmh=10mm
6100/51×
10×
34=60.3Mpa<
[σp]
忽略此处..
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