[转贴]带试运输机的单级圆柱齿轮减速器计算过程及计算说明
[转贴]带试运输机的单级圆柱齿轮减速器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） 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：η总=η带×η润滑轴系×η联轴器×η齿轮×η滚筒×η两对轴承 =0.96×0.97×0.98×0.97×0.96×0.99×0.99 =0.834(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1300×1.4/1000×0.834=2.18kw 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.4/π×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=3~5。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~24）×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=n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=3~5合理）（2） ∵i总=i齿轮×I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×η带=2.18×0.96=2.092kw PIII=PII×η轴承×η齿轮=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?㎜TII=9.55×106PII/nII=9.55×106×22.1/427.27=49.4N?mTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×22.1/106.82=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=1.2×2.2=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80~100mm则取dd1=100mm>dmin=80dd2=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=(427.27-427.27)/427.27 =0<0.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×940/60×1000 =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≤2×(100+220)所以有：224mm≤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)2/4×600=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：a≈a0+Ld-L0/2=600+（1600-1508.4）/2 =645.8mmamin =a-0.015Ld=645.8-0.015×1600=621.8mm
amax =a-0.015Ld=645.8+0.015×1600=669.8mm(4)验算小带轮包角, 由式8-17得:α1=1800-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)KαKL，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）×940×（1-1/1.1373）]=0.12kw由表8-4得带长度修正系数KL=1.01,由图8-11得包角系数Kα=0.98可得普通V带根数为：Z=1.95/(0.94+0.12) ×0.98×1.01=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/Kα-1）+qV2=N=156.1N则作用在轴上的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×2×156.1sin166.15/2=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=614.6N 2、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220~250HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬170~210HBS；根据《机械零件设计手册》选8级精度。齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)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[σH][σH]= σHlimZNT/SH由课本P188图10.24查得：σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×427.27×1.1×(52×10×5×16) =1.17×109NL2=NL1/i=1.17×109/4=2.93×108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[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.0/1.0Mpa=560Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.431/3mm=44.33mm模数：m=d1/Z1=44.33/25=1.77mm根据课本P173表10.3取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据（10-24）式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2×25mm=50mmd2=mZ2=2×100mm=200mm齿宽：b=φdd1=1×50mm=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[σF]根据公式：[σF]= σFlim YSTYNT/SF由课本P189图10-25B查得：σFlim1=210Mpa σFlim2 =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[σF]1=σFlim1 YS1YNT1/SF=210/1.3=162(Mpa) [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =190/1.3=146(Mpa)将求得的各参数代入公式σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1.1×28200/40×1.52×25) ×2.65×1.59Mpa=27.4Mpa< [σF]1σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=(27.4×2.18×1.8/2.65×1.59) Mpa=25.5Mpa< [σF]2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=πd1n1/60×1000=3.14×50×427.27/60×1000=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217~255HBS根据课本，并查表，取c=107~118d≥(107~118) (1.11/427.27)1/3mm=14.44~15.93mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=(14.44~15.93)×(1+5%)mm=(15.16 ~16.73)∴选 2、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=45mm∵h=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=17+2×2×1.5=23mm∴d2=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=2×1.5=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+3×2）=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①求分度圆直径：已知d1=50mm②求转矩：已知T2=48700N?m③求圆周力：Ft根据公式得Ft=2T2/d2=2×48700/50=1948N④求径向力Fr根据公式得Fr=Ft?tanα=1504×tan200=4358.0N⑤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）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=500.2×50=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=9.55×（P2/n2）×106=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α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=1/2=1/2=54.88N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa< [σ-1]b=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（217~255HBS）根据课本表（14.1）取c=（107~118）d≥c(P3/n3)1/3=（107~118）(1.11/119.4)1/3=（22.5~248）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23.2~26.04。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①求分度圆直径：已知d3=150mm②求转矩：由公式T3 =88781.4③求圆周力Ft：根据课本P12（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×88781.4/150=1183.8N④求径向力Fr由公式得Fr=Ft?tanα=1183.8×0.36379=430.6N⑤∵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=328.6×49=16.1N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=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α=1Mec=1/2=1/2=275.06N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=20.5Mpa<[σ-1]b=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52×5×16×10=41600小时1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=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=315.1N(2) ∵FS1+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）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=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∵P1=P2 故取P=750.3N∵滚动球轴承ε=3根据手册得6206型的Cr=19500N由公式得LH=16670/n(ftCr/P)ε=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nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N试选6206型角接触球轴承根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2∵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=0.68∵FA1/FR1<e ∴x1=1 y1=0∵FA2/FR2<e ∴x2=1 y2=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LH∵P1=P2 故P=1355 ε=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) ε=16670/76.4×(1×30500/1355)3=2488378.6h>6240h∴此轴承合格d=17mm 帮你顶一下。:lol 本帖最后由 lussssss 于 2009-5-27 10:57 编辑
要是我选 的话，电机我会选3kw以上，至少得2.5kw吧。
齿轮我会都选40Cr或45钢，一样的材料，全部调质HB300左右，或淬火HRCxx，反正也多不了几个钱。
太密了，懒得看。 谢谢
谢谢
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齿轮采用软齿面，而且传递的功率只有2.092kw，我会让小齿轮选用45钢调质处理，硬度达到217~255HBS，大齿轮采用正火，硬度达到169~217HBS，就足足够了
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