一级圆柱齿轮减速器已知功率KW转速RMIN

1、一级圆柱齿轮减速器 已知功率 3KW 转速 75R/MIN一、传动方案拟定 第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中地一级圆柱齿轮减速器（1）工作条件：使用年限 10年,每年按 300 天计算,两班制工作 ,载荷平稳. （ 2） 原始数据：滚筒圆周力 F=1.7KN ；带速 V=1.4m/s ； 滚筒直径 D=220mm.运动简图二、电动机地选择1、电动机类型和结构型式地选择：按已知地工作要求和条件,选用 Y 系列三相异步电动机 .2、确定电动机地功率：（1）传动装置地总效率：n总=耳带耳轴承xn齿轮x?联轴器xn滚筒=0.96 0.992 0.97 0.99 X.95 =0.86（2）电机

2、所需地工作功率： Pd=FV/1000n 总=1700 1.4/1000 0.86 =2.76KW3、确定电动机转速： 滚筒轴地工作转速：Nw=6CX 1000V/ nD=60 x 1000 x 1.4/ nX 220 =121.5r/min根据【2】表2.2中推荐地合理传动比范围,取V带传动比lv=24,单级圆柱齿轮 传动比范围lc=35,则合理总传动比i地范围为i=620,故电动机转速地可选范围 为 nd=i xnw=（620）x121.5=7292430r/min符合这一范围地同步转速有 960 r/min和1420r/min.由【2】表8.1查出有三种适 用地电动机型号、如下表方案 电

3、动机型号 额定功率 电动机转速（ r/min） 传动装置地传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.632 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器地传动比 ,比较 两种方案可知：方案 1 因电动机转速低 ,传动装置尺寸较大 ,价格较高.方案 2适中. 故选择电动机型号 Y100l2-4.4、确定电动机型号 根据以上选用地电动机类型 ,所需地额定功率及同步转速 ,选定电动机型号为 Y100l2-4.其主要性能：额定功率： 3KW, 满载转速 1420r

4、/min, 额定转矩 2.2.三、计算总传动比及分配各级地传动比1、 总传动比：i总=门电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比 （1 ） 取 i 带=3(2)/ i 总=i 齿 X 带 ni 齿=i 总/i 带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1 、计算各轴转速( r/min)nI=nm/i 带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i 齿=473.33/3.89=121 .67(r/min)滚筒 nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 计算各轴地功率( KW)PI=PdXn带=2.76 0.96=2.64

5、KWPII=PI 乂轴承 xn齿轮=2.64 0.99 0.97=2.53KW3、计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=9550 x 2.76/1420=18.56N?mTI=9.55p2 入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?mTII =9.55p2 入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m五、传动零件地设计计算1 、 皮带轮传动地设计计算( 1 ) 选择普通 V 带截型由课本1P189 表 10-8 得：kA=1.2P=2.76KWPC=KAP=1.2x 2.76=3.3KW据 PC=3.3KW 和 n1=473.33r/min由课本1P189图

6、10-12得：选用A型V带( 2) 确定带轮基准直径 ,并验算带速由1课本 P190 表 10-9,取 dd仁95mmdmin=75dd2=i 带 dd1(1- & )=3 x 95XQ.O2)=279.30 mm 由课本1P190 表 10-9,取 dd2=280 带速 V: V=n dd1 n1/60 X 1000=nX 95 X 1420/60 X 1000=7.06m/s在 525m/s 范围内,带速合适 .( 3) 确定带长和中心距初定中心距 a0=500mmLd=2a0+ n (dd1+dd2)/2+(dd2 -dd1)2/4a0 =2X500+3.14(95+280)+(280-

7、95)2/44X50=1605.8mm根据课本 1表(10-6)选取相近地 Ld=1600mm确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm(4) 验算小带轮包角a 仁 180057.30d2-dd1)/a=1800-57.30 X(280-95)/497=158.6701200 (适用)( 5)确定带地根数P1=1.4KWP1=0.17KW单根V带传递地额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得i工时单根V带地额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 查1表 10-3,得 Ka =0.94;查1表 10-4 得 KL=0.99Z= PC/(P

8、1+ P1)Ka KL=3.3/(1.4+0.17) 0.94 0.99=2.26 (取 3 根)(6) 计算轴上压力由课本1表 10-5 查得 q=0.1kg/m, 由课本式( 10-20)单根 V 带地初拉力：F0=500PC/ZV (2.5/K a)-1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承地压力 FQFQ=2ZF0sin( a 1/2)=2 3 134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齿轮传动地设计计算( 1 )选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面 .查阅表1 表

9、 6-8,选用价格便宜便于制造地材料 ,小齿轮材料为 45钢,调质,齿面硬度260HBS ;大齿轮材料也为45钢,正火处理，硬度为215HBS ; 精度等级：运输机是一般机器 ,速度不高,故选 8 级精度.(2) 按齿面接触疲劳强度设计由 d1 (6712 4 kT1(u+1)/ du c H2)1/3确定有关参数如下：传动比 i 齿=3.89取小齿轮齿数 Z1=20. 则大齿轮齿数： Z2=iZ1= 420=77.8 取 z2=78 由课本表 6-12 取 d=1.1(3) 转矩 T1T1=9.5541064P1/n1=9.55 410642.61/473.33=52660N?mm(4) 载

10、荷系数 k : 取 k=1.2(5) 许用接触应力 c H c H= c Hlim ZN/SmHin 由课本1图 6-37 查得：c Hlim1=610Mpa c Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn :按一年300个工作日，每天16h计算,由公式N=60njtn计 算N1=604473.33 4104300418=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.41408查1课本图 6-38 中曲线 1,得 ZN1=1ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin=1.0 c H1=c Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa c H2=

11、c Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得:d1 (6712 4 kT1(u+1)/ du c H2)1/3=49.04mm模数: m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本1P79标准模数第一数列上地值,m=2.5(6) 校核齿根弯曲疲劳强度c bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径: d1=mZ1=2.54 20mm=50mmd2=mZ2=2.5X 78mm=195mm齿宽：b= dd1=1.1 50mm=55mm取 b2=55mmb1=60mm(7) 复合齿形因数 YFs由课本1图6-40得： YFS1=4.35,YFS2=3.

12、95(8) 许用弯曲应力c bb根据课本 1P116 ： c bb= c bblim YN/SFmin由课本1图6-41得弯曲疲劳极限 c bblim应为： c bblim仁490Mpa c bblim2 =410Mpa由课本1图 6-42 得弯曲疲劳寿命系数 YN： YN1=1YN2=1弯曲疲劳地最小安全系数 SFmin ：按一般可靠性要求 ,取 SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为c bb1= c bblim1 YN1/SFmin=490 x 1/1=490Mpac bb2= c bblim2 YN2/SFmin =410 x 1/1=410Mpa 校核计算c bb1=2kT1YFS

13、1/ b1md1=71.86pa c bb1 c bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa C查2表13-5可得,45钢取C=118贝U d 118x (2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽地影响以及联轴器孔径系列标准 ,取 d=35mm3、齿轮上作用力地计算齿轮所受地转矩： T=9.55x106P/n=9.55 x106x2.53/121.67=198582 N 齿轮作用力：圆周力： Ft=2T/d=2 x198582/195N=2036N 径向力： Fr=Fttan200=2036 xtan200=741N4、轴地结构设计轴结构设计时 ,需要考虑轴系

14、中相配零件地尺寸以及轴上零件地固定方 式,按比例绘制轴系结构草图 .(1) 、联轴器地选择可采用弹性柱销联轴器，查2表9.4可得联轴器地型号为HL3联 轴器:35X82GB5014-85(2) 、确定轴上零件地位置与固定方式 单级减速器中 ,可以将齿轮安排在箱体中央 ,轴承对称布置 在齿轮两边 .轴外伸端安装联轴器 ,齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ,靠平键和过盈配合实现周向固定 ,两端轴 承靠套筒实现轴向定位 ,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通 过两端轴承盖实现轴向定位 ,联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位(3) 、确定各段轴地直径 将估算轴 d=35mm 作为外伸端

15、直径 d1 与联轴器相配(如图) , 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位 ,取第二段直径为 d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入 ,考虑装拆方便以及零件固定地要求 ,装轴处 d3 应大 于 d2, 取 d3=4 5mm, 为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3, 取 d4=50mm. 齿轮左端用用套筒固定 ,右端用轴环定位 ,轴环直径 d5 满足齿轮定位地同时 ,还应满足右侧轴承地安装要求 ,根据选定轴承型号确定 .右 端轴承型号与左端轴承相同 ,取 d6=45mm.选择轴承型号.由1P270初选深沟球轴承，代号为6209,查 手册可得：轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径

16、d5=52mm.(5) 确定轴各段直径和长度I段：d仁35mm 长度取L仁50mmII 段:d2=40mm初选用 6209 深沟球轴承 ,其内径为 45mm,宽度为 1 9mm .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地宽度 ,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+19+55 )=96mmIII 段直径 d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm W段直径d4=50mm长度与右面地套筒相同 ,即 L4=

17、20mmV段直径 d5=52mm. 长度 L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=96mm(6) 按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知 d1=195mm 求转矩：已知 T2=198.58N?m 求圆周力： Ft根据课本P127 (6-34)式得Ft=2T2/d2=2 X198.58/195=2.03N 求径向力 Fr根据课本 P127 (6-35)式得Fr=Ft?tan a=3 Xan200=0.741N 因为该轴两轴承对称 ,所以： LA=LB=48mm(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=0.74/2=0

18、.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两边对称 ,知截面 C 地弯矩也对称 .截面 C 在垂直面弯矩为MC仁FAyL/2=0.37 X 96- 2=17.76N?m截面 C 在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01 X 96 - 2=48.48N?m(4) 绘制合弯矩图(如图 d)MC=(MC12+MC22)1/2= (17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5) 绘制扭矩图(如图 e)转矩：T=9.55X (P2/n2 ) X 106=198.58N?m(6) 绘制当量弯矩图(如图 f)转矩产生地扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a =0.2截面C处

19、地当量弯矩:Mec=MC2+(a T)21/2=51.632+(0.2 X 198.58)21/2=65.13N?m(7) 校核危险截面 C 地强度由式( 6-3 )(T e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1X 453=7.14MPa C查2表 13-5 可得,45 钢取 C=118贝U d 118X (2.64/473.33)1/3mm=20.92mm考虑键槽地影响以系列标准 ,取 d=22mm3 、齿轮上作用力地计算齿轮所受地转矩： T=9.55X106P/n=9.55 X106X2.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力： Ft=2T/d=2 X532

20、65/50N=2130N 径向力： Fr=Fttan200=2130 Xtan200=775N 确定轴上零件地位置与固定方式单级减速器中 ,可以将齿轮安排在箱体中央 ,轴承对称布置 在齿轮两边 .齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定 ,两端轴承靠套筒实现轴向定位 ,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通 过两端轴承盖实现轴向定位 ,4 确定轴地各段直径和长度 初选用 6206 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 ,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离 ,则 取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm.(2)

21、按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知d2=50mm 求转矩：已知 T=53.26N?m 求圆周力Ft :根据课本P127( 6-34)式得Ft=2T3/d2=2 53.26/50=2.13N 求径向力Fr根据课本P127 (6-35)式得Fr=Ft?tan a =2.13 x 0.36379=0.76N 两轴承对称LA=LB=50mm(1) 求支反力 FAX 、FBY、FAZ 、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面 C 在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38x 100/2=19N?m(3) 截面 C

22、在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065x 100/2=52.5N?m(4) 计算合成弯矩MC=(MC12+MC22 ) 1/2 =(192+52.52 ) 1/2=55.83N?m(5) 计算当量弯矩：根据课本 P235 得 a =0.4Mec=MC2+(a T)21/2=55.832+(0.45x3.26)21/2=59.74N?m(6) 校核危险截面 C 地强度 由式( 10-3)(T e=Mec/ (0.1d3) =59.74x1000/(0.1303)=22.12Mpa Cb=60Mpa此轴强度足够( 7) 滚动轴承地选择及校核计算 一从动轴上地轴承根据根据条件 ,轴承预计寿命

23、Lh=10 x300x16=48000h(1) 由初选地轴承地型号为 : 6209,查1表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载 荷 C=31.5KN, 基本静载荷 CO=20.5KN,查2表 10.1 可知极限转速 9000r/min(1)已知 nII=121.67(r/min) 两轴承径向反力： FR1=FR2=1083N根据课本 P265 (11-12 )得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) t FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端 ,现取 1 端为压紧端 FA1=

24、FS1=682NFA2=FS2=682N(3) 求系数 x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根据课本 P265 表(14-14)得 e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR21083+0)=1624N P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5 X1 X083+0)=1624N(5) 轴承寿命计算tP1=P2 故取 P=1624N深沟球轴承& =3根据手册得 6209 型地 Cr=31500N由课本P264 (14-5)式得LH=106(ftCr/P) /60n=106(1 X31500/1624)3/60X

25、121.67=998953h48000h预期寿命足够二.主动轴上地轴承 :(1)由初选地轴承地型号为 :6206 查1表 14-19 可知 :d=30mm, 外径 D=62mm, 宽度 B=16mm, 基本额定动载荷 C=19.5KN, 基本静载荷 CO=111.5KN,查2表 10.1 可知极限转速 13000r/min 根据根据条件 ,轴承预计寿命Lh=10 X300X16=48000h(1 )已知 nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力： FR1=FR2=1129N 根据课本P265 (11-12 )得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.6

26、3x1129=711.8N(2) tFS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端 ,现取 1 端为压紧端FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N(3) 求系数 x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本P265表(14-14 )得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR21129+0)=1693.5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5 X(1 X129+0)= 1693.5N(5) 轴承寿命计算 P1=P2 故取 P=1693.5N深沟球轴承& =3根据手册得 6206

27、 型地 Cr=19500N由课本P264 (14-5)式得LH=106(ftCr/P) /60n =106(1 X19500/1693.5)3/60X473.33=53713h48000h预期寿命足够七、键联接地选择及校核计算1 根据轴径地尺寸 ,由1中表 12-6 高速轴 (主动轴 )与 V 带轮联接地键为：键 8X36 GB1096-79 大齿轮与轴连接地键为：键14X45 GB1096-79轴与联轴器地键为：键 10X40 GB1096-79 2键地强度校核大齿轮与轴上地键 ：键 14X45 GB1096-79bXh=14X9,L=45, 则 Ls=L-b=31mm 圆周力： Fr=2T

28、II/d=2 X198580/50=7943.2N 挤压强度：=56.93125150MPa=c p因此挤压强度足够剪切强度： =36.608=12 箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5 =12(5) 箱座底凸缘厚度 b2=2.5z=2.5 8=20(6) 地脚螺钉直径 df =0.036a+12=0.036122.5+12=16.41( 取 18)(7) 地脚螺钉数目 n=4(因为 a8= 13.5(取14)(9) 盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.5518=9.9(取 10)(10) 连接螺栓 d2 地间距 L=150-200(1 1 )轴承端盖螺钉直 d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取 8)(1 2)检查孔盖螺钉 d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取 6)(13) 定位销直径 d=(0.7-0.8)d2=0.8