单级带传动减速器

23计算过程及计算说明一、传动方案拟定第一组：设计V带一一单级圆柱减速器（1）工作条件：1、使用年限8年，工作为二班工作制连续单向运转，载荷平稳，环 境清洁。2、检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。3、动力来源：电力三相交流： V=380/220V。4、运输带速度允许误差：5%5、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。（2）原始数据：滚筒圆周力F=1700N带速V=s；滚筒直径D=350mmF=1700NV=sD=350mm（3）带式传动方案示意图IIIm乂Xf1二、电动机选择1、电动机类型的选择：丫系列三相异步电动机2、电动机功率选择：1工作机所需要的有效功率为 Pw=FV/1000=1700X 1000=FW =2为了计算电动机的所需要功率 P，先要确定从电动机到工作机之间的总功率n。 设n 1、n 2、n 3、n 4、n 5、n 6分别为带轮、齿轮传动轴承、圆柱齿轮传动（设齿轮精 度为8级）、弹性联轴器、滚动轴承、滚筒。由资料书表2-2查得n 1 =、n 2 =、n 3=、n 4=，n 5=、n 6=。传动装置的总功率：2Fd =叶总=n 1 Xn 4Xn 2Xn 3Xn 5Xn 6= xxxxx =3电动机所需要功率为Pd = Pw / n =由文献2选取电动机的额定功率为4kw。3、确定电动机转速：n 筒=r/min选择常用的同步转速为1500 r/min和1000 r/min两种。计算滚筒工作转速：n 筒=60X 1000V/ n D=6CX 1000XnX 350=min4、确定电动机型号根据电动机所需功率和同步转速，查文献2可知，电动机型号为丫112M-4、丫160M1-8 和Y132M1-6根据电动机的满载转速和 2滚筒转速N/可算出总传动比。将这两种电动的 数据和总传动比列于下表：n总=FW=Fd =方案号电动机型号额 定功率同 步转速满 载转速总 传动比堵转转矩最 大转矩1Y112M-44KW1500r/rin1440r/rin2Y132M1-64KW1000r/rin960 r/rin3Y160M1-84KW750r/rin715r/rini总=i 1=3电动机的数据及总传动比n 电机=960 r/mi n i =320r/min nH = r/minn iii = r/minP=(KW)根据以上选用的电动机类型，虽然方案 1电动机转速高价格低，但总传动比比较大， 为了能合理的分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2,即型号为丫132M1-6的电动机。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电机/n筒=960/=2、分配各级伟动比Pi =(KW)（1）据文献2P7表1,取带轮i 1=3 （单级减速器i=35合理）Piii = (KW（2）减速器的总传动比为i 2=i总/i 1=3=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min ）n i = n 电机/i 1=960/3=320 （ r/min ）m =n/i 2=320/= （ r/min ）niii =nn = （ r/min ）2、计算各轴的功率（KVyP=Pd n 1=X =（KW） Pi =P Xn aXn 2= XX =（KW） Pii =Pi Xn 4 Xn 2= xx=（KW3、计算各轴扭矩（n mTd=9550 Pd/ n m=9550X 960= （ N m）Ka=P=4 KWT I =9550 Pi/ n I =9550 X 320= （ N m）Ti =9550 Pii / n ii =9550X=（n - mTii =9550 Piii / n iii =9550X=(N - m)五、传动零件的设计计算n 电机=960 r/mi dd1=100mmi 1=3d2 =300mmao=610mmA、皮带轮传动的设计计算(1)确定计算功率Pea由文献1表8-7查得工作情况系数 K=故 Pea = KP = X 4 =(2) 选择普通V带截型根据Pc和ni,由文献1图8-10得：选用A型V带(3) 确定带轮基准直径，并验算带速1)初选小带轮的基准直径dd1。由课本表13-9，取小带轮基准直径dd1=100mm2) 验算带速Vd1nv w 3.14x100x960/60x10005.024m/s60x1000因为5mv(F)min。(8) 压轴力的最小值为(Fp) min=2Z (F )min sin(1/2)=2x5xx sin(163 0/2)=1540N(9) 带轮的结构设计L=2)d s 铸铁带轮HT150D 300mm采用轮辐式带轮B减速器内部传动零件的设计(齿轮设计)1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 选用斜齿圆柱齿轮(2) 运输机为一般工作机器，速度并不高，故选级精度(3) 材料选择，齿轮属于闭式齿轮，减速器功率不大，所以选择软齿面。选小齿轮 材料为40Cr (调质)，硬度位260HBS大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为230HBS二者 的硬度差为30HBS(4) 选小齿轮齿数 乙=18，大齿轮齿数 乙=取乙=82。2、按齿面接触强度计算d 1t 2KE(u 1) ( Z hZe)2/ d a u ( H )21/3(1)确定公式内的各计算值1) 试选载荷系数K=。课本表11-32) 计算小齿轮传递的转矩。T1=x 105x P1/n 1=x 105x 320 =x 104N mm3) 由课本表11-6选取尺宽系数 d=。4) 由课本表11-4查知材料的弹性影响系数Ze=1/25) 由课本图可选取区域系数ZH=。6) 由课本表11-1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限v 5.024m/sZ=5P1 =N =320r/miI 2 =T1=x 104N miHlim1=720MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=620MPa由课本表11-1查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE1 =600Mpa大齿轮的弯曲疲劳极限FE2 =460Mpa计算弯曲疲劳许用应力。ZH= d=H 1= h limi/ S h =720/=650MPa1/2ZE=Kt =取弯曲疲劳安全系数&=, 5=由课本表11-5得h 2= h lim2 / S h =620/=564MPaf 1 =FE1 / S f =600/=480Mpad1t =f 2 = fe 2 / S f =460/=368 Mpa计算。1)试算小齿轮分度圆直径dh,由计算公式得m=Z1=30 乙=111 b2=70mm b1=75mm d1=75mm d2=228mm a=152mmd1t2KtT1(u+1) ( Z hZe)2/ d a u ( H)1/3 =2 x(x 105)x +1/ X 564)2 1/32) 计算齿宽b齿数Z中心距a及模数m小齿轮齿数取 乙=30, 课本要求 乙17.则Z=x 30=111模数 m=d/ Z 1=30=齿宽 b= d d 1=x =贝U b2=70mm, b=75mm按表 4-1 取 m=实际 d1= Z1m=3x =75mmd2= Z2m=x 111=228mm中心距 a= (d1 +d2)/2= (75+228) /2=152mm3) 验算轮齿的弯曲强度由课本图得 YFa1= , Y Fa2 = 丫 Sa1=,Y Sa2=F 1=2KT YFa1 Ysai/bm2 Zp2xxx 104xx (70 x 30 x=88MPa c(P3/n 3) =115 =载荷水平面H垂直面V支F NH1 = F NH 2 =Fnv1 =反力FFNV2 =弯M h = mmM V1 =109859N mm矩MM V2 = mm总弯矩MM1 =MV1= 95869N mmt 22M2 = M H MV2 = mm扭矩T=84398N mmT7. 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面C）的强度。根据文献1式（15-5 ）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取a =，轴的计算应力caMPa=Jm； ( T2)2 =(0.6 84398)2W0.1 65.173前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得1=60 Mpa因此ca V 1，故安全。B.输出轴的设计计算1.已知传递的功率p =,转速n =min，转矩T = m,标准直齿轮的法向压力角 n =200。3.求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径为d2=228mm而Ft 匚=2X 228N=d；Fr=F ttan n =x tan20 0 N=圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图6-4所示4.初步确定轴的最小直径。先按课本初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本3d min C:n3P1122929 mm=86.5r /mindn - m =32mmLi - n =48mm dn - m =32mm d皿-呱=32mmS=3.5mmD挡油盘=32mml=27mmLn - m =65mma=15mms=9mm表14-2，取C=112于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d 。为了使所选的轴直径d 与联轴 器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，根据工作机为运输机和原动机为电动机，查课本表13-8，故取 KA=，则:Tca = KAT =X N m=- mL1=97.5mmL2+L3=+ =133mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查文献2表13-7( GB/T5014-1995)，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N - m半联轴器的孔径d! =40mm故取d =40mm半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L! =84mma?4)5=Q48.547,5OLO0LOLD0ITI99 5图6-3大轴的结构与装配图5. 轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案这是单级减速器，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，右面用挡油盘轴向定位。齿轮、挡油盘、右端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从 右端装入，左端只装挡油盘、轴承及其端盖。(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 ).为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取I -U段的直 径 d n -皿=50mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径 D=50mm半联轴 器与轴配合的毂孔长度L1 =84mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I - U轴段的长度应比 略短一些，先取 Li - n =82mmT = m n =min2).初步选择滚动轴承。因轴向力不大，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 dn-皿=50mm由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度等级的单列深沟球轴承 6211，其尺寸为dx DX B=55mm 100mrK 21mm故d皿-呱=d皿-iv =55mm又因用挡油盘(根据 需要取尺寸)定位，所以 Lm- v = (+21) mm= L vn-別=30mm右端滚动轴承采用挡油盘进行轴向定位。由文献查得6211型轴承的定位挡油盘厚度=20S=(d a-d)/2=(64-55)/2mm=,又取 D挡油盘=50mm3 ).取安装齿轮处的轴段V - V的直径dv- v =59mm齿轮的左端与左轴承之间采d2用挡油盘定位。根据齿轮处的轴段V - V的直径dv - v =59mm而齿轮轮毂的宽度L=70mm 为了使挡油盘端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取Lv - v =67mm齿轮的右端采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度 h，故取h=5mm则轴环处直径dv - w =69mm轴环 宽度 b,取 Lv- w =9mm dv-n =65mm Lv-n =。4 ).轴承端盖的总宽度为35mm根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外面与皮带轮的右端面间的距离l=13.5mm,故Ln - m =48.5mm5 ).取齿轮距箱体内壁之距离 a=15mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离 s,取s=9mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按dv- v由文献1表6-1查得平键截面bx h=16mX 10mm键槽用键槽铣刀加工，长为 60mm同时为了保证齿轮与轴配 合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H-7 ;同样，半联轴器与轴的连接，选n6H 7用平键为12mX 8mm键槽用键槽铣刀加工，长为 70mm半联轴器与轴的配合为 。滚k6 动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸共查为m6(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献1表15-2，取轴端倒角为1.6mm左端的第一个和第二个轴肩的圆角半 径为，其余均取R26. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册 中查取图示中的a值。对于6211型深沟球轴承。由手册中查得 a=10mm因此，作为简支 梁的轴的支承跨距L=147mmK=10Q根据轴的计算简图作出轴的弯矩、扭矩图和计算弯矩 图。从轴的结构图和计算弯矩图中可以看出截面 C处的计算弯矩最大，是轴的危险截 面。现将计算出的截面 C处的MH、MV、M及Mca的值列于表中。图6-4大轴的载荷分析图载荷水平面H垂直面V支F NH1 =,FNV1=， FNV 2 =反力FFnH2 =Lw -別=29mm弯矩MMh= mmM V1= mmM V2 = mm总弯矩M1=Jm H M = J82886.265279891.3042 = mmm2=JM H M：2 =J82886.2652(17480.323)2 = mm扭矩TT=367443N mm7.按弯矩合成应力校核轴的强度Lw - v =62mmLn -山Faca( T2)2 = J115120.6032(0.6 367443)2W =0.1 294.823MPa=Fr进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面B）的强度。根据文献1式（15-5 ）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =，轴的计算应力X=Y=Frfp 1.2X=Y=n 电几=960 r/miT?=K=4 mm前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得!=60 Mpa。因此ca 1，故安全。七减速器附件的选择通气器由于在室内使用，且有少量的灰尘环境，故采用通气罩采用M18X油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M16X八.润滑与密封一、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。采用浸油润滑，低速级 齿轮浸入油高度约为12mm油高度约为十分之一大齿轮半径，最高油面取为 55mm二、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V 2m/s所以采用润滑脂润滑。在装配时 将润滑脂填入轴承座内，每工作 3-6月补充一次，每过一年，需拆装清洗更换一次。三、润滑油的选择选用钙基润滑脂2号（GB491-1991）四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。为了防止 箱体内油进入轴承，使润滑脂稀释流出或变质，在轴承内侧用挡油盘油封，其油脂量不得 超过其轴承空间的2/3。因轴的v 10m/s且环境有灰时，可用J形密封。九.主要尺寸及数据n I=320r/mT2=K=4 mm箱体尺寸：箱体壁厚8mm箱盖壁厚1 8mm箱座凸缘厚度b=12mm箱盖凸缘厚度d=12mmnn =minT=- MK=4mm箱座底凸缘厚度b2=20mm地脚螺栓直径df=M16地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d,=M12联接螺栓数目n=6nH =min L3=50 m T=- M K=5mm轴承端盖螺钉直径d3 =M8 n=4轴承旁凸台半径 R=5mm凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离L!=41mm大齿轮顶圆与内箱壁距离 仁10mm齿轮端面与内箱壁距离厶2=15mm箱盖，箱座肋厚 mi = m =7mm轴承端盖外径D2 :凸缘式端盖：D+ （5）d3参考文献1 濮良贵，纪名刚机械设计（第八版）北京：高等教育出版社，2 唐增宝，常建娥机械设计课程设计（第3版）武汉：华中科技大学出版社,16