单级带传动减速器

1、L L! !F=1700NV=sD=350mmPw =Pd=4kw。和 1000 r/min 两种。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%o5、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=350mm。(3) 带式传动方案示意图二、电动机选择1、 电动机类型的选择：丫系列三

2、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=2为了计算电动机的所需要功率 Pd ,先要确定从电动机到工作机之间的总功率n。 设nn 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=0传动装置的总功率：2n 总=n 1 Xn 4Xn 2Xn 3Xn 5Xn 6= XXXXX =3电动机所需要功率为Pd = FW / n =由文献2选取电动机的额定功率为3、确定电动机转速：选择常用的

3、同步转速为1500 r/minn 筒=r/minIIIXX 350=min计算滚筒工作转速：n 筒=60X 1000V/ n D=60X 1000 XnPw=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/ri n1440 r/rin2Y132M1-64KW1000r/rin960 r/rin3Y160M1-84KW750r/ri n715r/ri n4、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 丫132M1-6。根据电动机的满载转速和Nm滚筒转速Nw可算出总传动比。

4、将这两种电动的数 据和总传动比列于下表：电动机的数据及总传动比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Y132M1-6的电动机。i总=ii=3i2=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、分配各级伟动比据文献2P7表1,取带轮i1=3 （单级减速器i=35合理）减速器的总传动比为i2=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 )nii=ni/i 2=32

5、0/= (r/min )nIII =nii = (r/min )计算各轴的功率(KW)Pl=Fd n 1=X =(KW)Pii=P Xn 3Xn 2=XX =(KW)Piii=PiiXn 4Xn 2=XX=(KW)计算各轴扭矩(N m)Td=9550 Fd/ n m=9550X 960= (N - m)TI=9550 P/ n I =9550X 320= ( N m) TII=9550 P/ nII=9550X=(N m)Tiii=9550 PI/ n III=9550X=(N m)五、传动零件的设计计算n电机 =960 r/min n i=320r/mi n nii= r/min nIII=

6、 r/min PI=(KW)Pi=(KW)Piii = (KW)KA=P=4 KWA、皮带轮传动的设计计算(1)确定计算功率Pca由文献1表8-7查得工作情况系数KA=故 FCa=KA P =X 4=n电机 =960 r/min(2) 选择普通V带截型根据PC和n 1,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=100mm。 验算带速Vdj-丄 3.14x100 x960 / 60 x10005.024m / s 60 x1000ddi=100mm1)2)因为5mv30m,故带速合适。3)计算大带轮

7、的基准直径dd2 8 =d2 =i 1d 1 (1- 8) =3X 100 () =294mm根据课本表13-9,圆整为dd2 =300mm。(4) 确定V带的中心距ao和基准长度Ld1)确定带长和中心矩 根据课本式得a3= (dd1+dd2)= (100+300) =600mm7(dd1+dd2)w2(dd1+dd2)7(100+315) a0(F0)min。(8)压轴力的最小值为(Fp) min=2Z (FO)min sin( i/2)=2X 5XX sin(1630/2)=1540N(9)带轮的结构设计L=2)cS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

8、(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d1t 2KtT1(u 1) ( ZHZE)2/ d au ( H)21/3(1)确定公式内的各计算值1)试选载荷系数Kt=。课本表11-32)计算小齿轮传递的转矩。T1 = X 105X P1/n

9、1 = X 105X 320=X 104N mm由课本表11-6选取尺宽系数 d=。由课本表11-4查知材料的弹性影响系数ZE=1/2 由课本图可选取区域系数ZH=。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3)4)5)6)H lim1=720MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2=620MPa。由课本表11-1查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE1 =600M pa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE2 =460M pa；.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 SF=，8=由课本表11-5得v 5.024m/sZ=5Pi =Ni =320r/minI2 =T1=X 104N mmm= 乙

10、=30 Z2=111 b2=70mm bi=75mm di=75mm d2=228mm a=152mmFI=88 MPa对照表11-2可知选用9级精度是合理的。5）齿轮的主要集合尺寸 分度圆直径基圆直径 齿距 中心距齿顶高 齿根高、八、di=75mmd2=228mmdbibi= diCOSa =75X cos200= db2b2= d2COsa =228X cos2C0= pi =p2= m= X =a=152mmha1a1= ha2a2= ha*a* m= X =hfi= hf2= (ha*a*+c ) m = X =轴的设计计算A、输入轴的设计计算F2=84 MPaV=sH i= H li

11、mi/ SH =72O/=65OMPa2)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Zi17.则Z=X 3O=111 模数 m=di/ Zi=30=齿宽 b= d di=x =贝U b2=70mm , bi=75mm按表 4-1 取 m=,实际 di= Zim=30X =75mm d2= Z2m= X 111=228mm中心距 a= (di +d2)/2= (75+228) /2=152mm3)验算轮齿的弯曲强度由课本图得 YFa1= , YFa2 =YSa1=,YSa2= F1=2K11 ai YsaiZbm2 Z1=2XXX 1O4XX (70X 30X=88 MPa

12、W 48O MpaF 2 = F 1 YFa2 YSa2/YFai YSai=88XXX =84MPaW368MPa 4）计算圆周速度。V= n dltni/60 X 1000= nX 75X 320/60 X 1000m/s=sH 2= Hiim2/ SH =62O/=564MPaF 1= FE1 / SF =6OO/=48OMpaF2 =FE2 / SF =46O/=368 Mpa计算。1）试算小齿轮分度圆直径dh,由计算公式得dit 2KtTi(u+1) ( ZHZE)2/d a u ( H )21/3 =2X(X 1O5)X +1/X 564)2 1/3ZH= d =ZE=1/2Kt=

13、dit=1.已知传递的功率Pi=,转速ni =320r/min ,转矩Ti = 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d1 =75mmFt 2TL=2X 75N= diFr= Ft Xtan a =xtan200 =圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图(6-1)所示。F F厂FMVIFQHHBQ QLLIIFHWIFtlVFtlVl lMHLaRtu-rrTnTnTTTrrvFoFoFHVMvaiiHxfl.Hxfl.Fri Hoi=Foidde/SMlT图（6-1）小轴的载荷分析图MHLhf/eF 口MvMTZ Zi =21Z Z2 =

14、95a =180mmP =14 50 6mn =34.初步确定轴的最小直径。先按课本表（14-1 ）选取轴的材料为40cr，调质处理，硬度为 241286HBS根据课 本表14-2,取C=102,于是得3d min C,3 戸 102p4kW102mm=Y nV 320d1 =68.17mmd2=294.82mmB1 =70mmB2 =65mmpi =n1 =320r/minTi = mn=200考虑有键槽，因该增大直径。d=X (1+=输入轴的最小直径显然是安装皮带轮处的直径di-n,圆整取di-n =25mm。根据资料皮带轮的毂长取Li=50mm。图(6-2)小轴的结构分析图5.轴的结构设

15、计(1) 拟定轴上零件的装配方案由于是单级减速器，将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，因为齿轮的齿根圆到 键槽底部的距离ev 2mt,因此采用齿轮轴。两轴承都以轴肩和挡油盘定位。挡油盘、右轴承、轴承端盖依次从右面装入，左端依次装挡油盘、轴承、左端盖、皮带轮。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足皮带轮的轴向定位要求，i -n需制出一轴肩，故取n -m段的直径dn-皿=35mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径D=32mm。皮带轮与轴配合的毂孔长度Li=50mm,为了保证轴端挡圈只压在皮带轮上而不压在轴的端面上，故I轴段的长度应比L1略短一些，先取LI -

16、n =48mm。2).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n-m =35mm，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 6208，其尺寸为dX DX B=40mmX 80mmX 18mm,故d小=dm-w =40mm;又因用挡油盘(根 据需要取尺寸)定位，所以 Lw-w= (18+9) mm=27mm， Lw-皿=27mm ，Lm-w =41。左端滚动轴承采用挡油盘进行轴向定位。由资料查得6208型轴承的定位挡油盘厚度S=(da-d)/2=(52-45)/2mm=,又取 D挡油盘=20mm。3) .这是齿轮轴，齿轮的分度圆直径为 d1

17、=75mm,齿轮轮毂的宽度b1=75mm,因为齿轮 的宽度比轴长 3mm所以LW-v =72mm，dw -v =45取齿轮的右轴段即V - W的直径Dv-w =55mm 和长度 Lv -w =14mm。4) .轴承端盖的总宽度为38mm。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=27mm，故Ln-m =65mm。5) .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皮带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 d 由资料

18、查得平键截面 bX h=8mm X 7mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 = F NH 2 =FNV1 =FNV2 =弯矩M109859N - mm，M H = mmMV1 =M V2 =-mm总弯矩M1 = MV1= 95869N -mmMM2= JM H M；2 =-mm扭矩TT=84398N - mmd =28mmL1 =50mm0.1 65.173选择带轮轮毂与轴的配合为。齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d IV-V由资料n6查得平键截面b X h=14mmx 9mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 6

19、6mm，同时为了保证齿轮 与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为巴n6(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献得，取轴的左端倒角为，轴的右端倒角为1.6m m，轴肩的圆角半径均取。 6.求轴上的载荷首先根据轴的结构图，作岀轴的计算简图。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6208型深沟球轴承。由手册中查得 a=8.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L=136mm, Li=98mm。根据轴的计算简图作岀轴的弯矩、扭矩图和计算弯矩图。从轴的结构图(6-2)和计算弯矩图(6-1 )中可以看岀截面 C处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。现 将计算岀的截面 C处的MH、MV

20、、M及Mca的值列于表中。垂直支座反力F1v1v=Fr/2= c(P3 3/n 3 3)1/3=1151/3 =7.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=轴的计算应力皿 (T2)2 J926632542 (0.6 84398)2，仆ca =-= -； -MPa=caW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 ,故取h=5mm,贝峙由环处直径d V-w =69mm。轴 环宽度 b ，取 Lv-w =9m

21、m。d w-w =65mm， Lw-w=。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-山=48.5mm。5) .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 I I9999 5 59 9LO0GLO048.548.5WMTWMT 6S6S. .m mD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dIV-V由文献1表6-1查得平键截面b X h=16mmX 10

22、mm,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 也；同样，半联轴器与轴的连接，选用n6平键为12mm X 8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm,半联轴器与轴的配合为H7。滚k6m6。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(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R2。6.求轴上的载荷首先根据轴的结构图，作岀轴的计算简图。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

23、。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L=147mm， K=100。 根据轴的计算简图作岀轴的弯矩、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岀截面 面C处的MH、MV、M 及Mca的值列于表中。C处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。现将计算岀的截n =minn=200d2=294.82mmKA =总弯矩MJMHMV =、= mm扭矩TT =367443N - mmca0.1 294.823M V2 = mmM2 = JMHM；2 =寸82886.2652 ( 17480.323)2 = - mm7.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B）的

24、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JM2 ( T2)2 J11512O.6O32(0.6 367443)2-MPa=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 i,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M18 X油面指示器选用游标尺M16起吊装置米用箱盖吊耳、箱座吊耳图6-4大轴的载荷分析图载荷水平面H垂直面V支反力FF NH1FNV 1 =， FNV2FNH2 =弯矩MM H = - mmM V1= mm,八.润滑与密封Lw-別=29mm放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M16 X