二级斜齿出入联轴器F1500 V11 D220 10X1概要Word文件下载.docx
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1.减速器装配图一张(A1或A0)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。
3.设计说明书一份。
三.设计步骤:
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.齿轮的设计
6.滚动轴承和传动轴的设计
7.键联接设计
8.箱体结构设计
9.润滑密封设计
第二部分传动装置总体设计方案
1.组成:
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案:
考虑到总传动比不大,确定其传动方案如下:
图一:
传动装置总体设计图
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
选择二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η13η22η3η4=0.983×
0.972×
0.99×
0.96=0.84
η1为轴承的效率,η2为齿轮啮合传动的效率,η3为联轴器的效率,η4为滚筒的效率(包括滚筒和对应轴承的效率)。
第三部分电动机的选择
1电动机的选择
皮带速度v:
v=1.1m/s
工作机的功率pw:
pw=
1.65KW
电动机所需工作功率为:
pd=
1.96KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
95.5r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=8~40,电动机转速的可选范围为nd=ia×
n=(8×
40)×
95.5=764~3820r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比,选定型号为Y112M-6的三相异步电动机,额定功率为2.2KW,满载转速nm=940r/min,同步转速1000r/min。
2确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比:
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=940/95.5=9.8
(2)分配传动装置传动比:
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=
则低速级的传动比为:
i23=
2.65
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
nI=nm=940=940r/min
nII=nI/i12=940/3.7=254.1r/min
nIII=nII/i23=254.1/2.65=95.9r/min
nIV=nIII=95.9r/min
(2)各轴输入功率:
PI=Pd×
η3=1.96×
0.99=1.94KW
PII=PI×
η1⋅η2=1.94×
0.98×
0.97=1.84KW
PIII=PII×
η1⋅η2=1.84×
0.97=1.75KW
PIV=PIII×
η1⋅η3=1.75×
0.99=1.84KW
则各轴的输出功率:
PI'
=PI×
0.98=1.9KW
PII'
=PII×
0.98=1.8KW
PIII'
=PIII×
0.98=1.71KW
PIV'
=PIV×
(3)各轴输入转矩:
TI=Td×
η3
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
19.9Nm
所以:
η3=19.9×
0.99=19.7Nm
TII=TI×
i12×
η1⋅η2=19.7×
3.7×
0.97=69.3Nm
TIII=TII×
i23×
η1⋅η2=69.3×
2.65×
0.97=174.6Nm
TIV=TIII×
η1⋅η3=174.6×
0.99=169.4Nm
输出转矩为:
TI'
=TI×
0.98=19.3Nm
TII'
=TII×
0.98=67.9Nm
TIII'
=TIII×
0.98=171.1Nm
TIV'
=TIV×
0.98=166Nm
第五部分齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度:
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
1)材料:
高速级小齿轮选用40Cr钢调质,齿面硬度为小齿轮:
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质,齿面硬度为大齿轮:
225~255HBW。
取小齿齿数:
Z1=21,则:
Z2=i12×
Z1=3.7×
21=77.7取:
Z2=78
2)初选螺旋角:
β=150。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:
确定各参数的值:
1)试选Kt=2.5
2)T1=19.7Nm
3)选取齿宽系数ψd=1
4)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5)由图8-15查得节点区域系数ZH=2.42
6)由式8-3得:
εα=[1.88-3.2×
(1/Z1+1/Z2)]×
cosβ
=[1.88-3.2×
(1/21+1/78)]×
cos150=1.629
7)由式8-4得:
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×
1×
21×
tan150=1.79
8)由式8-19得:
Zε=
=0.784
9)由式8-21得:
Zβ=
=0.98
10)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×
940×
10×
300×
8=1.35×
109
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=1.35×
109/3.7=3.66×
108
12)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.88,KHN2=0.9
13)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=0.88×
650=572MPa
[σH]2=
=0.9×
530=477MPa
许用接触应力:
[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=(572+477)/2=524.5MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=38.9mm
4修正计算结果:
1)确定模数:
mn=
=1.79mm
取为标准值:
2mm。
2)中心距:
a=
=102.5mm
3)螺旋角:
β=arccos
=arccos
=150
4)计算齿轮参数:
d1=
=43mm
d2=
=161mm
b=φd×
d1=43mm
b圆整为整数为:
b=43mm。
5)计算圆周速度v:
v=
=2.12m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6)同前,ZE=189.8
。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.42。
7)由式8-3得:
8)由式8-4得:
9)εγ=εα+εβ=3.419
10)同前,取:
εβ=1
11)由式8-21得:
12)由表8-2查得系数:
KA=1,由图8-6查得系数:
KV=1.1。
13)Ft=
=916.3N
=21.3<
100Nmm
14)由tanαt=tanαn/cosβ得:
αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan200/cos150)=20.70
15)由式8-17得:
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos15cos20/cos20.7=0.97
16)由表8-3得:
KHα=KFα=εα/cos2βb=1.629/0.972=1.73
17)由表8-4得:
KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×
10-3b=1.36
18)K=KAKVKHαKHβ=1×
1.1×
1.73×
1.36=2.59
19)计算d1:
d1≥
实际d1=43>
38.9所以齿面接触疲劳强度足够。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)当量齿数:
ZV1=Z1/cos3β=21/cos3150=23.3
ZV2=Z2/cos3β=78/cos3150=86.5
2)
εαV=[1.88-3.2×
(1/ZV1+1/ZV2)]cosβ
=[1.88-3.2×
(1/23.3+1/86.5)]×
cos150=1.648
3)由式8-25得重合度系数:
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68
4)由图8-26和εβ=1.79查得螺旋角系
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