一级减速器计算过程及计算说明.docx

计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 1) 1) 工作条件：使用年限10 年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁。 2) 原始数据：滚筒圆周力 F=1300N;带速V=1.4m/s；滚筒直径 D=250mm 。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2、电动机功率选择：( 1)传动装置的总功率：“总="带X涧滑轴系X联轴器X而轮X滁筒X码对轴承=0.96 0.97 0.98 0.97 0.96 处.99 0.99=0.834(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/10004总=1300 >1.4/1000 0.834=2.18kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=60X 1000V/ ttD=60 X 1000 X 1.4/ 兀 X 250=107.00r/min按手册 P7 表 1 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I' a=3驱丫带传动比I' 1=2 4则总传动比理时范围为I' a=62 0故电动机转速的可选范围为n' d=I ' 赫=I (624) >107.00=642-2140r/min符合这一范围的同步转速有750、 1000、和1500r/min 。方案 电动机型号额定功率 电动机转速(r/min) 堵转转距/kw 同步转速 满载转速 额定功率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根据容量和转速， 由有关手册查出有三种适用的电动机型号： 因此有三种传支比方案：如指导书P10页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选n=1000r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-6 。其主要性能：额定功率：2.2KW ，满载转速940r/min ，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总二门电动/n筒=940/107=8.782、分配各级传动比(1)据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=4 (单级减速器i=35合理)(2).一总口齿轮乂带i 带=i 总/i 齿轮=8.78/4=2.2四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min )nI=n 电机 =940r/minnII=nI/i 带=940/2.2=427.27(r/min)nIII=nII/i 齿轮 =427.27/4= 106.82(r/min)2、 计算各轴的功率( KW )PI=P 工作=2.18KWPII=PI x带=2.18 0.96=2.092kwPIII=PII 法忸 X 而轮=2.092 0.99 0.97 =2.100kw3、 计算各轴扭矩（N?m）TI=9.55 106PI/nI=9550 2.18/940=22.1N?mmTII=9.55 W6PII/nII=9.55 106 >22.1/427.27=49.4N?mTIII=9.55 106PIII/nIII=9.55 10622.1/106.82 =197.6N?m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 带由课本表8-21 查得：kA=1.3PC=KAP=1.2X 2.2=2.64kw由课本表8-21 得：选用 A 型 V 带（ 2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本表 8-6 和图 8-13 得，推荐的小带轮基准直径为80100mm则取 dd1=100mm>dmin=80 dd2=i?dd1=2.2 100=220mm选取标准值dd2=220mm实际从动轮转速n2 =n1/i =940/2.2=427.27r/min转速误差为：n2-n2 /n2=（427.2-7427.27）/427.27=0<0.05（允许 ）带速 V: V=Tt dd1n1/60X1000=兀 X 100X940/60 义 1000=4.92m/s带速合适。（ 3） 确定带长和中心矩根据课本公式得0. 7(dd1+dd2) < a0< 2(dd1+dd2)0.7(100+220) <a0<2X (100+220)所以有：224mn a0< 640mm由课本公 6 得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2 >500+1.57(100+220)+(220-100)2/4 600X=1508.4mm根据课本表(8-4)取Ld=1600mm根据课本式(8-16)得实际中心距：aa0+Ld_0/2=600+ (1600-1508.4)/2=645.8mmamin =a-0.015Ld=645.8-0.015 1600=621.8mmamax =a-0.015Ld=645.8+0.015 1600=669.8mm(4)验算小带轮包角 , 由式 8-17 得 :a 1=180-dd2-dd1/a 57.30=1800-220-100/645.8 57.30=1800-10.660=169.340>1200(适用)( 5)确定带的根数由课本式( 8-18)得Z=PC/p =PC/(P1+P1)Ka KL 根据 dd1=100mm, n1=940r/min,查表 8-9 用内差法得：P0=0.94kw功率增量为： P0=Kbn1(1-1/Ki)由表 8-18 查得： Kb=1.0275/1000根据传动比 i=2.2, 查表 8-19得： Ki=1.1373 则： P0= (1.0275/1000) X940X (1-1/1.1373) =0.12kw由表8-4得带长度彳正系数KL=1.01，由图8-11得包角系数Ka =0.98可得普通V 带根数为：Z=1.95/(0.94+0.12) 0.981.01=1.86根圆整得 Z=2 根(6)计算轴上压力由课本表 8-6 查得单根 A 型普通 V 带的初拉力：F0=500PC/ZV (2.5/K -1) +qV2=500 X.95/2 492 依.5/0.98-1)+0.1 4.922N=156.1N则作用在轴上的压力 FQ，FQ=2ZF0sin a 1/2=2 X2X 156.1sin166.15/2=614.6N(7)设计结果：选用2根A-1800, GB11544-89V带，中心距a=600mm,带轮直径 dd1=100mm, dd2=250mm,轴上压力 FQ=614.6N2、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 45Cr 调质， 齿面硬度为220250HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬170210HBS;根据机械零件设计手册选8级精度。齿面精髓度Ra< 3.26.3(2)按齿面接触疲劳强度设计由 d1>76.43(kT1(u+1)/ 小 du(tH2)1/3由公式确定有关参数如下：传动比 i 齿 =4取小齿轮齿数Z1=25 。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4 >25=100查表取标准值Z2=100实际传动比 I0=100/25=4传动比误差：i0-i/I=(4-4)/4=0<2.5% 可用齿数比： u=i0=4(3)转矩 T1T1=9.55 106>P/n1=9.55 106 >2.18/427.27=48700N?mm(4)载荷系数 k由课本P192表10-11取k=1.1(5)许用接触应力(T H(T H= bHlimZNT/SH课本 P188 图 10.24 查得：(T HlimZ1=560Mpa HlimZ2=530Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60 427.27 1.1 (52 ¥0X5X16)=1.17 109NL2=NL1/i=1.17 109/4=2.93 W8由课本 P190 图 10.27查得接触疲劳的寿命系数：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=1.0(T H1=(T Hlim1ZNT1/SH=560X 1.0/1.0Mpa=560Mpa(T H2=(T Hlim2ZNT2/SH=530X 1.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得：d1>76.43(kT1(u+1)/6 du6 H2)1/3=76.431 48700X4+1)/1.0 4M6021/3mm =44.33mm 模数： m=d1/Z1=44.33/25=1.77mm根据课本P173表10.3取标准*K数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据(10-24)式(T F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa 0 6 H确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2 25mm=50mmd2=mZ2=2X 100mm=200mm齿宽：b=(|)dd1=1 x 50mm=50mm取 b=50mm b1=55mm(7)齿形系数YFa 和应力修正系数YSa根据齿数 Z1=25,Z2=100 由表相得YFa1=2.65 YSa1=1.59YFa2=2.18 YSa2=1.80(8)许用弯曲应力(T F根据公式：(T F= (T Flim YSTYNT/SF由课本P189图10-25B查得：(T Flim1=210Mpa Flim2 =190Mpa由图 10.14 查得： YNT1=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(T F1=(T Flim1 YS1YNT1/SF=210/1.3=162(Mpa)6 F2= 6 Flim2 YSTYNT2/SF =190/1.3=146(Mpa)将求得的各参数代入公式(T F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2 M.1 28200/40 1.52 25) 2C65 1.59Mpa=27.4Mpa< (T F16 F2= 6 F1YF2YS2/YF1YS1二(27.4 2<18 X.8/2.65 1.59) Mpa=25.5Mpa< (T F2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)=2 /2(25+100)=125mm(10)计算齿轮的圆周速度VV二九 d1n1/60 X 1000=3.14 X 50 X 427.27/60 乂 1000=1.11m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本，并查表，取c=107118d>(107118) (1.11/427.27)1/3mm=14.4415.93mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d二(14.4415.93) (1+5%)mm=(15.16 16.73) 选 d=17mm2、轴的结构设计( 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，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( 2)确定轴各段直径和长度工段： d1=17mm 长度取 L1=45mmh=2c c=1.5mmII 段:d2=d1+2h=17+2 2X1.5=23mmd2=23mm初选用6205 型深沟球轴承，其内径为25mm,宽度为15mm.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+15+55) =92mmIII 段直径 d3=30mmL3=L1-L=45-2=43mmIV段直径d4=35mm由手册得：c=1.5 h=2c=2 X1.5=3mmd4=d3+2h=30+2 >3=36mm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+3X2) =36mm因此将IV段设计成阶梯形，左段直径为36mmV 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=78mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知 d1=50mm求转矩：已知 T2=48700N?m求圆周力： Ft根据公式得Ft=2T2/d2=2 48700/50=1948N求径向力 Fr根据公式得Fr=Ft?tan a =1504X tan200=4358.0N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=37.5mm(1)绘制轴受力简图(如图a) 2) 2) 绘制垂直面弯矩图(如图 b )轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=2179NFAZ=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=182.05 >50=9.1N?m 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=500.2 X50=25N?m(4)绘制合弯矩图(如图 d )MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N?m(5)绘制扭矩图( 如图e)转矩：T=9.55X (P2/n2) M06=48N?m(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 a =1截面C处的当量弯矩:Mec=MC2+(a T)21/2=26.62+(1 48)21/2=54.88N?m(7)校核危险截面C 的强度由式( 6-3)(T e=Mec/0.1d33=99.6/0.1 x 413=14.5MPa< (-1b=60MPa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度(217255HBS)根据课本表(14.1)取c= (107118)d>c(P3/n3)1/3 =(107118) (1.11/119.4)1/3= (22.5248) mm考虑轴的最小直径处要安装连轴器会有键槽存在，故将估算直径加大 3%5% ，取为23.226.04。由设计手册取标准值d1=252、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 6206 型滚动球轴承，其内径为 30mm ，宽度为 15mm。 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 2mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知 d3=150mm求转矩：由公式 T3 =88781.4求圆周力Ft：根据课本P12 (6-34)式得Ft=2T3/d2=2 88781.4/150=1183.8N求径向力 Fr 由公式得Fr=Ft?tan a =1183.8 x 0.36379=430.6N;两轴承对称LA=LB=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 X49=16.1N?m(3)截面 C 在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35 X49=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a =1Mec=MC2+(a T)21/2=47.12+(1 乂 271)21/2=275.06N?m(6)校核危险截面C 的强度由式(10-3)(T e=Mec/(0.1d) =275.06/(0.1 453)=20.5Mpa< -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52>5M6X0=41600小时1、计算输入轴承(1)已知 n n =376r/min两轴承径向反力： FR1=FR2=500.2N初先两轴承为 滚动轴承6206 型根据课本P265( 15.1)得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=315.1NFS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1 端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数 x 、 yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表(11-8)彳4 e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0y2=0(4)计算当量载荷P1、 P2根据课本P263表(15.12)取f P=1.5根据课本P262 (11-6)式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5 (1 )500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5 (1 )500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算v P1=P2 故取 P=750.3N.滚动球轴承£ =3根据手册得6206 型的 Cr=19500N由公式得LH=16670/n(ftCr/P)£=16670/458.2 (1 )23000/750.3)3=1047500h>6240h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知 nm =76.4r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N试选 6206 型角接触球轴承根据课本 P265 表(11-12)彳4FS=0.063FR则FS1=FS2=0.63FR=0.63 903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、 FA2v FS1+Fa=FS2 Fa=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(3)求系数 x 、 yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表(11-8)得：e=0.68v FA1/FR1<e.x1=1y1=0v FA2/FR2<e . x2=1y2=0(4)计算当量动载荷P1、 P2根据表(11-9)取 fP=1.5根据式(11-6)得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5 (1)903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5 (1)903.35)=1355N(5)计算轴承寿命 LHv P1=P2 故 P=1355 6 =3根据手册6206滚动型轴承Cr=19500N根据课本P296 表( 15.4)得： ft=1根据公式得Lh=16670/n(ftCr/P)£=16670/76.4 (1)30500/1355)3=2488378.6h>6240h此轴承合格