迫切需求:一级圆柱齿轮减速器课程设计的详细过程

一、制定传输方案

第三组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动。

(1)工作条件:使用寿命8年，两班倒，负载稳定，环境清洁。

(2)原始数据:滚筒周向力f = 1000N；带速v = 2.0m/s；

滚筒直径d = 500mm滚筒长度L=500mm。

二、电机选择

1.电机类型选择:Y系列三相异步电机。

2、电机功率选择:

(1)传输设备总功率:

η Total = η皮带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.85

(2)电机所需的工作功率:

p功=FV/1000η合计

=1000×2/1000×0.8412

= 2.4千瓦

3、确定电机转速:

计算滚筒的工作速度:

n管=60×1000V/πD

=60×1000×2.0/π×50

= 76.43转/分钟

根据手册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的传动比范围I'a=3~6。如果V带传动比I'1=2~4，则总传动比的正时范围为I'a=6~24。因此，电机速度的可选范围是n'd=I'a×

n管= (6 ~ 24) × 76.43 = 459 ~ 1834转/分。

该范围内的同步速度为750、1000和1500转/分。

根据容量和转速，从相关手册中查到有三种合适的电机型号:因此，有三种传动比方案，如说明书P15页第一表。综合考虑电机和传动装置的尺寸、重量、价格以及带传动和减速器的传动比，可以看出第二种方案更合适，所以选用n=1000r/min。

4、确定电机型号

根据以上所选电机类型、所需额定功率和同步转速，电机型号选择为Y132S-6。

其主要性能:额定功率:3KW，满载转速960r/min，额定扭矩2.0。质量63kg。

第三，计算总传动比，分配各级大动力比。

1，总传动比:I总=n电/n缸=960/76.4=12.57。

2、各级分配的巨大动态比

(1)根据说明书P7的表1，取齿轮I =6(单级减速器i=3~6比较合理)。

(2)∫I总=i档×I带

∴i皮带=i总/i档=12.57/6=2.095。

四。运动参数和动态参数的计算

1，计算各轴的速度(转/分)

NI=n电机= 960转/分钟

NII =镍/碘带=960/2.095=458.2(转/分)

NIII=nII/i档=458.2/6=76.4(转/分)

2.计算每个轴的功率(KW)

PI=P功= 2.4kw。

PII=PI×η band = =2.4×0.96=2.304KW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96。

= 2.168千瓦

3、计算轴扭矩(n？mm)

TI = 9.55×106 pi/nI = 9.55×106×2.4/960

=23875N？毫米

TII=9.55×106PII/nII

=9.55×106×2.304/458.2

=48020.9N？毫米

TIII = 9.55×106 PIII/nIII = 9.55×106×2.168/76.4

=271000N？毫米

五、传动部件的设计与计算

1，滑轮传动的设计与计算

(1)选择普通V带轮廓。

根据教材P83的表5-9，kA=1.2。

PC=KAP=1.2×3=3.9KW

根据教材P82，图5-10:选择A型V带。

(2)确定皮带轮的参考直径并检查皮带速度。

根据教科书图5-10，小滑轮的推荐参考直径为

75 ~ 100毫米

然后取dd1 = 100 mm >: dmin=75

dd2=n1/n2？DD 1 = 960/458.2×100 = 209.5毫米

从教材P74的表5-4中，取dd2=200mm。

实际从动轮转速N2 ' = n 1dd 1/dd2 = 960×100/200。

= 480转/分钟

转速误差为N2-N2’/N2 = 458.2-480/458.2。

=-0.048 & lt；0.05(允许)

带速v:v =πDD 1n 1/60×1000。

=π×100×960/60×1000

= 5.03米/秒

在5~25m/s范围内，带速合适。

(3)确定皮带长度和中心力矩

根据教材P84 (5-14)

0.7(DD 1+dd2)≤A0≤2(DD 1+dd2)

0.7(100+200)≤A0≤2×(100+200)

所以有:210 mm ≤ A0 ≤ 600 mm。

摘自教材P84 (5-15):

l0 = 2 A0+1.57(DD 1+dd2)+(dd2-DD 1)/4a 0

=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500

= 1476毫米

根据教材P71表(5-2)，取LD = 1400 mm。

根据教材P84 (5-16):

a≈A0+Ld-L0/2 = 500+1400-1476/2

=500-38

= 462毫米

(4)检查小滑轮的包角

α1 = 1800-dd2-DD 1/a×57.30

=1800-200-100/462×57.30

=1800-12.40

= 167.60 & gt；1200(适用)

(5)确定波段数。

根据教材P78表(5-5) p1 = 0.95kw。

根据教材P79表(5-6)△p 1 = 0.11kw。

根据教材P81表(5-7)Kα=0.96。

根据教材P81表(5-8)KL=0.96。

来自教材P83 (5-12)

z = PC/P ' = PC/(P 1+△P 1)kαKL

=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96

=3.99

(6)计算轴上的压力

Q=0.1kg/m由教材P70的表5-1查得，单根V带的初张力由公式(5-18)给出:

F0 = 500 PC/ZV(2.5/kα-1)+qV2

=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N

=158.01N

那么作用在轴承上的压力FQ由教科书P87 (5-19)给出

FQ = 2zf 0 sinα1/2 = 2×4×158.01 sin 167.6/2

=1256.7N

2.齿轮传动的设计与计算

(1)选择齿轮材料和精度等级。

考虑到没有减速器传递的动力，齿轮采用软齿面。小齿轮采用40Cr调质处理，齿面硬度240~260HBS。大齿轮采用45钢，调质处理，齿面硬度220HBS；根据教材P139，表6-12，选择7级精度。齿面粗糙度Ra ≤ 1.6 ~ 3.2 μ m。

(2)按齿面接触疲劳强度设计。

由d 1≥76.43(kt 1(U+1)/φdu[σh]2)1/3。

公式(6-15)

确定相关参数如下:传动比I齿=6

取小齿轮齿数Z1=20。大齿轮的齿数:

Z2=iZ1=6×20=120

实际传动比I0=120/2=60。

传动比误差:I-i0/I = 6-6/6 = 0%

齿数比:u=i0=6

从教材P138，表6-10中取φd=0.9。

(3)扭矩T1

t 1 = 9.55×106×P/n 1 = 9.55×106×2.4/458.2

=50021.8N？毫米

(4)荷载系数k

从教材P128的表6-7中取k=1。

(5)容许接触应力[σH]

[σH]= σHlimZNT/SH见于教材P134，图6-33:

σhli mz 1 = 570 MPaσhli mz 2 = 350 MPa

从教科书P133等式6-52计算应力循环NL的次数。

nl 1 = 60n 1rth = 60×458.2×1×(16×365×8)

=1.28×109

NL2 = nl 1/I = 1.28×109/6 = 2.14×108

接触疲劳的寿命系数可从教科书P135的图6-34中找到:

ZNT1=0.92 ZNT2=0.98

对于通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠性要求选取安全系数SH=1.0。

[σH]1 =σhlim 1 znt 1/SH = 570×0.92/1.0 MPa

= 524.4兆帕

[σH]2 =σhlim 2 znt 2/SH = 350×0.98/1.0 MPa

= 343兆帕

因此:

d 1≥76.43(kt 1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

= 76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3毫米

= 48.97毫米

模数:m = d 1/z 1 = 48.97/20 = 2.45mm。

根据教材P107，表6-1，取标准模量:m = 2.5mm。

(6)检查齿根的弯曲疲劳强度。

根据教材P132(6-48)

σF =(2kt 1/bm2z 1)YFaYSa ≤[σH]

确定相关参数和系数

分度圆直径:d 1 = mz 1 = 2.5×20mm = 50mm。

D2 = mZ2 = 2.5×120毫米= 300毫米

齿宽:b=φdd1=0.9×50mm=45mm。

取b=45mm b1=50mm。

(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20，由表6-9得到Z2=120。

yfa 1 = 2.80 ysa 1 = 1.55

YFa2=2.14 YSa2=1.83

(8)容许弯曲应力[σF]

根据教材P136(6-53):

[σF]= σFlim YSTYNT/SF

根据教科书图6-35C:

σflim 1 = 290 MPaσflim 2 = 210 MPa

根据图6-36，YNT1=0.88 YNT2=0.9。

试验齿轮的应力修正系数YST=2

根据一般可靠度，选取安全系数SF=1.25。

计算两个车轮的许用弯曲应力

[σF]1 =σflim 1 ystynt 1/SF = 290×2×0.88/1.25 MPa

= 408.32兆帕

[σF]2 =σflim 2 ystynt 2/SF = 210×2×0.9/1.25 MPa

= 302.4兆帕

将获得的参数代入方程(6-49)。

σf 1 =(2kt 1/bm2z 1)yfa 1 ysa 1

=(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55兆帕

= 77.2Mpa & lt[σF]1

σF2 =(2kt 1/bm2z 2)yfa 1 ysa 1

=(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83兆帕

= 11.6 MPa & lt；[σF]2

因此，齿轮齿根的弯曲疲劳强度是足够的。

(9)计算齿轮传动的中心力矩A。

a = m/2(z 1+Z2)= 2.5/2(20+120)= 175mm

(10)计算齿轮的圆周速度v。

v =πd 1n 1/60×1000 = 3.14×50×458.2/60×1000

= 1.2米/秒

六、轴的设计与计算

输入轴的设计与计算

1.根据扭矩计算轴直径。

选用45#回火，硬度217~255HBS。

根据教材P235(10-2)，并查表10-2，取c=115。

d≥115(2.304/458.2)1/3mm = 19.7mm

考虑键槽并增加5%的直径，然后

d = 19.7×(1+5%)mm = 20.69

∴选择d=22mm。

2.轴的结构设计

(1)轴上零件的定位、固定和装配

在单级减速器中，齿轮可以布置在箱体的中心，并相对于两个轴承对称分布。齿轮左侧由台肩定位，右侧由套筒轴向固定。连接采用平键作为过渡配合固定，两个轴承分别由台肩和大圆筒定位，所以采用过渡配合固定。

(2)确定轴每段的直径和长度。

截面:d1=22mm，长度为L1=50mm。

∫h = 2c c = 1.5毫米

第二节:D2 = d 1+2h = 22+2×2×1.5 = 28mm。

∴d2=28mm

起初选用7206c角接触球轴承，内径30 mm。

宽度为16mm。

考虑到齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁之间要有一定的距离。套筒长度为20mm，穿过密封盖的轴长应根据密封盖的宽度并考虑联轴器与箱体外壁应有一定力矩来确定。所以这一段的长度为55mm，齿轮段的长度应该比轮毂的宽度小2mm，所以第二段的长度为:

L2 =(2+20+16+55)= 93毫米

第三节直径d3=35mm

L3 = L 1-L = 50-2 = 48毫米

ⅳ管片直径d4 = 45mm毫米

根据说明书:c = 1.5h = 2c = 2×1.5 = 3mm。

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右边的袖子相同，即L4 = 20 mm。

但考虑到该段左侧滚动轴承的定位肩，应便于轴承的拆卸，安装尺寸h=3符合标准。该截面的直径应为(30+3× 2) = 36毫米。

所以ⅳ段设计成台阶状，左段直径36 mm。

ⅴ段直径d5=30mm，长度L5=19mm。

根据竖井各段的长度，可以计算出竖井支架的跨度L=100mm。

(3)按弯矩组合强度。

①求分圆直径:已知d1=50mm。

②扭矩计算:T2=50021.8N已知？毫米

③求圆周力:英尺

根据教材P127(6-34)

ft = 2 T2/D2 = 50021.8/50 = 1000.436n

④求径向力Fr。

根据教材P127(6-35)

Fr=Ft？tanα= 1000.436×tan 200 = 364.1N

⑤因为轴的两个轴承是对称的，所以La = LB = 50 mm。

(1)画出轴应力图(如图A)。

(2)画出竖向弯矩图(如图B)

轴承反作用力:

费伊=FBY=Fr/2=182.05N

FAZ = FBZ =英尺/2 = 500.2牛顿

两侧对称说明C截面的弯矩也是对称的。截面c在垂直平面内的弯矩为

MC 1 = FAyL/2 = 182.05×50 = 9.1N？m

(3)画出水平弯矩图(如图C)

截面c在水平面上的弯矩为:

MC2=FAZL/2=500.2×50=25N？m

(4)绘制弯矩图(如图D)

MC =(MC 12+MC22)1/2 =(9.12+252)1/2 = 26.6n？m

(5)绘制扭矩图(如图E所示)

扭矩:T=9.55×(P2/n2)×106=48N？m

(6)画出等效弯矩图(如图F)

扭矩产生的扭转剪力按脉动周期变化，取α=1，截面C处的等效弯矩:

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[26.62+(1×48)2]1/2 = 54.88n？m

(7)校核危险截面c的强度

通过公式(6-3)

σe = Mec/0.1d 33 = 99.6/0.1×413

= 14.5 MPa & lt；[σ-1]b=60MPa

∴这个轴足够坚固。

输出轴的设计与计算

1.根据扭矩计算轴直径。

选用硬度为(217~255HBS)的45#调质钢。

根据教材P235页格式(10-2)，表(10-2)取c=115。

d≥c(P3/n3)1/3 = 115(2.168/76.4)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

在单级减速器中，齿轮可以布置在箱体的中心，并相对于两个轴承对称分布。齿轮左侧由轴肩定位，右侧由套筒轴向定位，周向位置由键和过渡配合定位，两个轴承分别由轴承肩和套筒定位，周向位置由过渡配合或过盈配合定位。轴是阶梯形的，从左侧装入左轴承，从右侧依次装入齿套、右轴承和皮带轮。

(2)确定轴每段的直径和长度。

选用7207c角接触球轴承，内径35mm，宽度17mm。考虑到齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁要有一定的力矩。如果套筒长度为20mm，则该段的长度为41mm，齿轮段的长度为2 mm。

(3)按弯扭组合强度。

①求分度圆的直径:已知d2=300mm。

②扭矩计算:T3=271N已知？m

③环向力Ft的计算:根据教材P127(6-34)。

ft = 2T3/D2 = 2×271×103/300 = 1806.7n

④根据教材P127(6-35)的公式计算径向力Fr。

Fr=Ft？tanα= 1806.7×0.36379 = 657.2n

⑤ ∵两个轴承对称。

∴LA=LB=49mm

(1)查找FBZ FAZ FBY的counterforce传真。

传真=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N

FAZ = FBZ =英尺/2 = 1806.7/2 = 903.35牛顿

(2)当两边对称时，书截面C的弯矩也是对称的。

截面c在垂直平面内的弯矩为

MC 1 = FAYL/2 = 328.6×49 = 16.1N？m

(3)截面C在水平面上的弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N？m

(4)计算复合弯矩

MC=(MC12+MC22)1/2

=(16.12+44.262)1/2

=47.1N？m

(5)等效弯矩的计算:根据教材P235，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

方程式(10-3)

σe = Mec/(0.1d)= 275.06/(0.1×453)

= 1.36 MPa & lt；[σ-1]b=60Mpa

∴这根轴足够结实。

七。滚动轴承的选择与校核计算

根据条件，轴承的预期寿命

16×365×8=48720小时

1，计算输入方位

(1)已知nⅱ= 458.2 r/min。

两个轴承的径向反作用力:fr1 = fr2 = 500.2n。

前两个轴承是7206AC型角接触球轴承。

根据教材P265(11-12)

FS=0.63FR，则FS 1 = fs2 = 0.63 fr 1 = 315.1n。

(2)∫fs 1+Fa = fs2fa = 0

所以取任意一端为压缩端，现在取1端为压缩端。

fa 1 = fs 1 = 315.1N FA2 = FS2 = 315.1N

(3)求系数x和y。

fa 1/fr 1 = 315.1N/500.2n = 0.63

FA2/FR2 = 315.1N/500.2n = 0.63

根据教材P263表(11-8)，e=0.68。

fa 1/fr 1 & lt；e x 1 = 1 FA2/FR2 & lt；e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算等效荷载P1和P2。

根据教材P263表(11-9)，取f P=1.5。

根据教材P262(11-6)

p 1 = fP(x 1fr 1+y 1fa 1)= 1.5×(1×500.2+0)= 750.3n

P2 = FP(x2fr 1+y2fa 2)= 1.5×(1×500.2+0)= 750.3n

(5)轴承寿命计算

∫p 1 = P2，所以p = 750.3n

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得到7206AC型号的Cr=23000N。

来源于教材P264(11-10c)

LH=16670/n(ftCr/P)ε

=16670/458.2×(1×23000/750.3)3

= 1047500h & gt；48720h

预期寿命足够

2.计算输出方位

(1)已知nⅲ= 76.4 r/min。

fa = 0 FR = FAZ = 903.35牛顿

7207AC角接触球轴承的试制

根据教材P265表中FS = 0.063 fr(11-12)，则

fs 1 = FS2 = 0.63 fr = 0.63×903.35 = 569.1N

(2)计算轴向载荷FA1和FA2。

∫fs 1+Fa = fs2fa = 0

∴任意一端是压缩端，1是压缩端，2是松弛端。

两个轴承的轴向载荷:fa 1 = fa2 = fs 1 = 569 438+0n。

(3)求系数x和y。

fa 1/fr 1 = 569.1/903.35 = 0.63

FA2/FR2 = 569.1/930.35 = 0.63

根据教材P263表(11-8)，e=0.68。

∵fa 1/fr 1 & lt；∴x1=1东部

y1=0

∫FA2/FR2 & lt；∴x2=1东部

y2=0

(4)计算等效动荷载P1和P2。

根据表(11-9)，取fP=1.5。

根据公式(11-6)

p 1 = fP(x 1fr 1+y 1fa 1)= 1.5×(1×903.35)= 1355n

P2 = fP(x2fr 2+y2fa 2)= 1.5×(1×903.35)= 1355n

(5)计算轴承寿命LH

∫P 1 = P2，所以P=1355 ε=3。

根据手册P71 7207AC轴承Cr=30500N。

根据教材P264表(11-10)，ft=1。

根据教材P264 (11-10c)。

Lh=16670/n(ftCr/P) ε

=16670/76.4×(1×30500/1355)3

= 2488378.6h & gt48720h

这个轴承是合格的。

八、键连接的选择和校核计算

轴直径d1=22mm，L1=50mm。

查手册，选择C平键，得到:

键A8×7GB 1096-79L = l 1-B = 50-8 = 42mm。

T2=48N？m h = 7毫米

根据教科书P243(10-5)

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

= 29.68Mpa & lt[σR](110Mpa)

2.输入轴和齿轮通过平键连接。

轴径d3=35mm L3=48mm T=271N？m

查手册P51，选择A型平键。

钥匙10×8 GB1096-79

l = L3-b = 48-10 = 38毫米h = 8毫米

σp = 4T/DHL = 4×271000/35×8×38

= 101.87 MPa & lt；[σp](110Mpa)

3.输出轴和齿轮2通过平键连接。

轴直径D2 = 51 ml2 = 50mt = 61.5nm

查手册P51，选择A型平键。

钥匙16×10gb 1096-79

l = L2-b = 50-16 = 34毫米h = 10毫米

根据教科书P243 (10-5)

σp = 4T/DHL = 4×6100/51×10×34 = 60.3 MPa & lt；[σp]