一級減速器計算過程及計算說明

1、計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動(1) 工作條件：使用年限 10 年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。(2) 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力 F=1300N;帶速V=1.4m/s；滾筒直徑 D=250mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇：Y 系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：( 1 )傳動裝置的總功率：n總=耳帶啼潤滑軸系Xt聯(lián)軸器xn齒輪x滾筒Xr兩對軸承=0.96 0.97 X.98 X.97 X.96 X.99 X.99=0.834(2) 電機所需的工作功率：P 工作=FV/1000 n總=130071.4/1000 0.834=2.18k

2、w 3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n 筒=60 x 1000V/ nD=60 x 1000 x 1.4/ nX 250=107.00r/min按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I ' a=35取V帶傳動比I ' 1=24則總傳動比理時范圍為I ' a=620故電動機轉速的可選范圍為n' d=I ' 筒=n (624) >107.00=6422140r/min符合這一范圍的同步轉速有 750、1000、和 1500r/min。方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速 (r/min) 堵轉轉距/kw 同步轉速

3、滿載轉速 額定功率1 Y132S-8 2.2 750 710 2.02 Y112M-6 2.2 1000 940 2.03 Y100L1-4 2.2 1500 1420 2.2根據(jù)容量和轉速， 由有關手冊查出有三種適用的電動機型號： 因此有三種傳支比 方案：如指導書 P10 頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和 帶傳動、減速器的傳動比，可見第 2 方案比較適合，則選 n=1000r/min 。4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y112M-6。其主要性能：額定功率：2.2KW，滿載轉速940r/min，額定轉矩2.0。三、計

4、算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=門電動/n筒=940/107=8.782、分配各級傳動比(1) 據(jù)指導書 P7 表 1，取齒輪 i 齒輪 =4(單級減速器 i=35 合理)(2) / i總=i齒輪X帶 i 帶=i 總/i 齒輪=8.78/4=2.2四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速( r/min)n 1=n 電機=940r/minnII=nl/i 帶=940/2.2=427.27(r/min)nIII=nII/i 齒輪=427.27/4= 106.82(r/min)2、計算各軸的功率( KW)PI=P 工作=2.18KWPI匸PI X帶=2.18 %.96=2.092k

5、wPIII=PII Xn承 X 齒輪=2.092 X.99 X.97=2.100kw3、 計算各軸扭矩（ N?m）Tl=9.55 106PI/nl=9550 2.18/940=22.1N?mmTII=9.55 106PII/nII=9.55 106>22.1/427.27=49.4N?mTlll=9.55 106PIII/nIII=9.55 106X22.1/106.82=197.6N?m五、傳動零件的設計計算1 、 皮帶輪傳動的設計計算（1）選擇普通 V 帶 由課本表 8-21 查得： kA=1.3PC=KAP=1.2X2.2=2.64kw 由課本表 8-21 得：選用 A 型 V 帶

6、（ 2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本表 8-6 和圖 8-13 得，推薦的小帶輪基準直徑為 80100mm則取 dd1=100mm>dmin=80dd2=i?dd1=2.2 100=220mm選取標準值 dd2=220mm實際從動輪轉速 n2'=n1/i =940/2.2 =427.27r/min轉速誤差為： n2-n2'/n2=（427.2-7427.27）/427.27=0<0.05（允許）帶速 V: V=n dd1 n1/60 X 1000=nX 100X 940/60 X 1000=4.92m/s帶速合適。( 3) 確定帶長和中心矩根據(jù)課本公式得0.

7、 7(dd1+dd2)< a0< 2(dd1+dd2)0. 7(100+220)< a0< 2X (100+220)所以有：224mn a0< 640mm由課本公 6 得:L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2X500+1.57(100+220)+(220-100)2/4 600X=1508.4mm根據(jù)課本表( 8-4)取 Ld=1600mm根據(jù)課本式( 8-16)得實際中心距：a a0+L-L0/2=600+ (1600-1508.4)/2=645.8mmamin =a-0.015Ld=645.8-0.015 160X0=621

8、.8mmamax =a-0.015Ld=645.8+0.01516X00=669.8mm(4) 驗算小帶輪包角 , 由式 8-17 得:a 1=1800dd2-dd1/a 5X.30=1800-220-100/645.8 57.3X0=1800-10.660=169.340>1200(適用)( 5)確定帶的根數(shù)由課本式( 8-18)得Z=PC/P' =PC/(P1P1)Ka KL 根據(jù) dd1=100mm, n仁940r/min,查表 8-9 用內差法得： P0=0.94kw功率增量為： P0=Kb n1(1-1/Ki) 由表 8-18查得： Kb=1.0275/1000根據(jù)傳動

9、比i=2.2,查表8-19得：Ki=1.1373貝 P0= (1.0275/1000) >940X( 1-1/1.1373) =0.12kw由表8-4得帶長度修正系數(shù)KL=1.01,由圖8-11得包角系數(shù)Ka =0.98可得普通V 帶根數(shù)為：Z=1.95/(0.94+0.12) 0.9>8>1.01=1.86 根圓整得 Z=2 根(6)計算軸上壓力由課本表8-6查得單根A型普通V帶的初拉力：F0=500PC/ZV (2.5/K a-1) +qV2=500>1.95/2 4>.92>(2.5/0.98-1)+0.1 4.9>22N=156.1N貝作用在軸

10、上的壓力 FQ ，F(xiàn)Q=2ZF0sin a 1/2=2 > 2> 156.1sin166.15/2=614.6N(7)設計結果：選用2根A-1800, GB11544-89V帶，中心距a=600mm,帶輪直徑 dd仁 100mm, dd2=250mm,軸上壓力 FQ=614.6N2、齒輪傳動的設計計算( 1 )選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在, 所以齒輪采用軟齒面。 小齒輪選用 45Cr 調質, 齒面 硬度為220250HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬170210HBS;根據(jù)機 械零件設計手冊選8級精度。齒面精糙度Ra< 3.26.3叩(2) 按齒面接觸疲勞

11、強度設計由 d1> 76.43(kT1(u+1)/ © du c H2)1/3由公式確定有關參數(shù)如下：傳動比 i 齒=4取小齒輪齒數(shù)Z仁25。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4 >25=100查表取標準值 Z2=100實際傳動比 I0=100/25=4傳動比誤差： i0-i/I=(4-4)/4=0<2.5% 可用齒數(shù)比： u=i0=4(3)轉矩 T1T1=9.55 21062P/n1=9.55 120622.18/427.27=48700N?mm(4) 載荷系數(shù) k由課本P192表10-11取k=1.1(5) 許用接觸應力c Hc H= c HlimZNT/SH課本 P

12、188 圖 10.24 查得：c HlimZ1=560Mpa c HlimZ2=530Mpa由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60n1rth=60 2427.27 21.1 2(5221025216)=1.172109NL2=NL1/i=1.17 2109/4=2.93 1208由課本P190圖10.27查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：ZNT1=1 ZNT2=1.15SH=1.0通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)c H1=c Hlim1ZNT1/SH=56021.0/1.0Mpa=560Mpac H2=c Hlim2ZNT2/SH=53021.15/1.0Mpa=6

13、09.5Mpa故得：d1> 76.43(kT1(u+1)/© du c H2)1/3=76.431 4287002(4+1)/1.0 4256021/3mm =44.33mm 模數(shù)： m=d1/Z1=44.33/25=1.77mm根據(jù)課本P173表10.3取標準模數(shù)：m=2mm(6) 校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)(10-24)式(T F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa < c H 確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d仁mZ仁2< 25mm=50mmd2=mZ2=2X 100mm=200mm齒寬：b=© dd仁1X 50mm=50mm取 b=50mm b1=

14、55mm(7) 齒形系數(shù) YFa 和應力修正系數(shù) YSa根據(jù)齒數(shù)Z仁25,Z2=100由表相得YFa1=2.65 YSa1=1.59YFa2=2.18 YSa2=1.80(8) 許用彎曲應力 c F根據(jù)公式： c F= c Flim YSTYNT/SF由課本P189圖10-25B查得： cFlim1=210Mpa cFlim2 =190Mpa 由圖 10.14查得： YNT1=1 YNT2=1 試驗齒輪的應力修正系數(shù) YS1=1.59 YS2=1.80 按一般可靠度選取安全系數(shù) SF=1.3 計算兩輪的許用彎曲應力cF1=cFlim1 YS1YNT1/SF=210/1.3 =162(Mpa)

15、c F2=c Flim2 YSTYNT2/SF =190/1.3=146(Mpa) 將求得的各參數(shù)代入公式c F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2 >1.1 送8200/40 1.52 15) &65 X .59Mpa=27.4Mpa< c F1(T F2= c F1YF2YS2/YF1YS1 =(27.4 N18 X.8/2.65 1.59) Mpa=25.5Mpa< c F2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9) 計算齒輪傳動的中心矩 aa=m/2(Z1+Z2)=2 /2(25+100)=125mm(10) 計算齒輪的圓周速度 VV=n din 1/60

16、 X 1000=3.14 X 50X 427.27/60 X 1000=1.11m/s六、軸的設計計算輸入軸的設計計算1 、按扭矩初算軸徑選用 45#調質，硬度 217255HBS根據(jù)課本，并查表，取 c=107118d> (107118) (1.11/427.27)1/3mm=14.4415.93mm考慮有鍵槽，將直徑增大 5%，則d=(14.4415.93) (1X+5%)mm=(15.16 16.73)選 d=17mm2、軸的結構設計( 1 )軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸 肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡

17、配合固定，兩軸承分別以軸 肩和大筒定位，則采用過渡配合固定(2)確定軸各段直徑和長度工段： d1=17mm 長度取 L1=45mmh=2c c=1.5mmII 段:d2=d1+2h=17+2 ZX1.5=23mm d2=23mm初選用 6205 型深溝球軸承，其內徑為 25mm,寬度為 15mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm,通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小 2mm, 故 II 段長：L2= (2+20+15+55)=92mmIII 段直徑 d3=30

18、mmL3=L1-L=45-2=43mmW段直徑d4=35mm由手冊得：c=1.5 h=2c=2X1.5=3mmd4=d3+2h=30+2 >3=36mm長度與右面的套筒相同，即 L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮， 應便于軸承的拆卸， 應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3該段直徑應?。?30+3X2) =36mm因此將W段設計成階梯形，左段直徑為 36mmV段直徑 d5=30mm.長度 L5=15mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距 L=78mm(3) 按彎矩復合強度計算 求分度圓直徑：已知d仁50mm 求轉矩：已知 T2=48700N?m 求圓周力： Ft根據(jù)公式得Ft=

19、2T2/d2=2 48700/50=1948N 求徑向力 Fr根據(jù)公式得Fr=Ft?tan a =1504X tan200=4358.0N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=37.5mm(1) 繪制軸受力簡圖(如圖 a)( 2) 繪制垂直面彎矩圖(如圖 b)軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=2179NFAZ=FBZ=Ft/2=974N由兩邊對稱，知截面 C 的彎矩也對稱。截面 C 在垂直面彎矩為MC仁FAyL/2=182.05 >50=9.1N?m(3) 繪制水平面彎矩圖(如圖 c) 截面 C 在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=500.2 X50=25N?m(4) 繪制合彎矩

20、圖(如圖 d)MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N?m(5) 繪制扭矩圖( 如圖 e)轉矩：T=9.55X( P2/n2) xl06=48N?m(6) 繪制當量彎矩圖( 如圖 f )轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取a =1截面C處的當量彎矩:Mec=MC2+(a T)21/2=26.62+(1 4)21/2=54.88N?m(7) 校核危險截面 C 的強度由式( 6-3)(T e=Mec/0.1d33=99.6/0.1x 413=14.5MPa< &1b=60MPa該軸強度足夠。輸出軸的設計計算1 、按扭矩初算軸徑選用 45#調質鋼

21、，硬度( 217255HBS)根據(jù)課本表( 14.1)取 c=(107118)d>c(P3/n3)1/3=( 107118) (1.11/119.4)1/3= (22.5248) mm考慮軸的最小直徑處要安裝連軸器會有鍵槽存在，故將估算直徑加大 3%5% ，取為 23.226.04。由設計手冊取標準值d1=252、軸的結構設計( 1)軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面 用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別 以軸承肩和套筒定位 ，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀 ， 左軸承 從左面裝入，齒輪

22、套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。( 2)確定軸的各段直徑和長度初選6206型滾動球軸承，其內徑為 30mm，寬度為15mm?？紤]齒輪端面和箱 體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長96mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為 2mm。(3) 按彎扭復合強度計算 求分度圓直徑：已知 d3=150mm 求轉矩：由公式 T3 =88781.4 求圓周力Ft:根據(jù)課本P12( 6-34)式得Ft=2T3/d2=2 88781.4/150=1183.8N 求徑向力 Fr 由公式得Fr=Ft?tan a =1183.8 x 0.36379=430.6N 兩軸承對稱 LA=LB=

23、49mm(1)求支反力 FAX 、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=430.6/2=215.3NFAZ=FBZ=Ft/2=1183.8/2=591.9N(2) 由兩邊對稱，書籍截 C 的彎矩也對稱截面 C 在垂直面彎矩為MC仁FAYL/2=328.6X49=16.1N?m(3) 截面 C 在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=903.35 X49=44.26N?m(4) 計算合成彎矩MC=(MC12+MC22)1/2=(16.12+44.262)1/2=47.1N?m(5) 計算當量彎矩：根據(jù)課本 P235得a =1Mec=MC2+(a T)21/2=47.12+(1X 271)2

24、1/2=275.06N?m(6) 校核危險截面 C 的強度 由式(10-3)(T e=Mec/(0.1d) =275.06/(0.1 4X) =20.5Mpa< &1b=60Mpa此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件， 軸承預計壽命 52X5X6X0=41600 小時1 、計算輸入軸承/1)已知 nU =376r/min兩軸承徑向反力： FR1=FR2=500.2N 初先兩軸承為 滾動軸承 6206 型 根據(jù)課本 P265/ 15.1)得軸承內部軸向力FS=0.63FR 則 FS1=FS2=0.63FR1=315.1N t FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取 1 端為壓緊端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系數(shù) x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本P263表(11-8)得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4) 計算當量載荷 P1、P2根據(jù)課本P263表(15.12)取f P=1.5 根據(jù)課本 P262 (11-6)式得P仁fP(x1FR1+y仆A1)=1.5 (X >