二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计说明书doc解读Word格式.docx
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350
运输带速度V(m/s):
0.7
带速允许偏差(%):
5
使用年限(年):
工作制度(班/日):
2
四.设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算;
2.斜齿轮传动设计计算
3.轴的设计
4.滚动轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核;
6.装配图、零件图的绘制
7.设计计算说明书的编写
五.设计任务
1.减速器总装配图一张
2.齿轮、轴零件图各一张
3.设计说明书一份
六.设计进度
1、第一阶段:
总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段:
轴与轴系零件的设计
3、第三阶段:
轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段:
装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:
同轴式二级圆柱齿轮减速器。
故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:
减速器横向尺寸较小,两大齿轮浸油深度可以大致相同。
结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:
载荷平稳、单向旋转。
所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。
2.电动机容量的选择
1)工作机所需功率Pw
Pw=3.4kW
2)电动机的输出功率
Pd=Pw/η
η==0.904
Pd=3.76kW
3.电动机转速的选择
Nd=(i1’·
i2’…in’)nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4.电动机型号的确定
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。
基本符合题目所需的要求。
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw
nw=38.4
i=25.14
2.合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5
速度偏差为0.5%<
5%,所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项目
电动机轴
高速轴I
中间轴II
低速轴III
鼓轮
转速(r/min)
960
192
38.4
功率(kW)
4
3.96
3.84
3.72
3.57
转矩(N·
m)
39.8
39.4
191
925.2
888.4
传动比
1
效率
0.99
0.97
传动件设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理;
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2)精度等级选用7级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的;
4)选取螺旋角。
初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算
按式(10—21)试算,即
dt≥
1)确定公式内的各计算数值
(1)试选Kt=1.6
(2)由图10-30选取区域系数ZH=2.433
(3)由表10-7选取尺宽系数φd=1
(4)由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62
(5)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
(6)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;
大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
(7)由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×
192×
1×
(2×
8×
300×
5)=3.32×
10e8
N2=N1/5=6.64×
107
(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;
KHN2=0.98
(9)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1==0.95×
600MPa=570MPa
[σH]2==0.98×
550MPa=539MPa
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥
==67.85
(2)计算圆周速度
v===0.68m/s
(3)计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×
67.85mm=67.85mm
mnt===3.39
h=2.25mnt=2.25×
3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
(4)计算纵向重合度εβ
εβ==0.318×
tan14=1.59
(5)计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;
由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同,
故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×
1)1×
1+0.23×
1067.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×
1.03×
1.4×
1.42=2.05
(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d1==mm=73.6mm
(7)计算模数mn
mn=mm=3.74
3.按齿根弯曲强度设计
由式(10—17)
mn≥
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×
1.36=1.96
(2)根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0。
88
(3)计算当量齿数
z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89
z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47
(4)查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.724;
Yfa2=2.172
(5)查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.569;
Ysa2=1.798
(6)计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
(7)计算大、小齿轮的并加以比较
==0.0126
==0.01468
大齿轮的数值大。
2)设计计算
mn≥=2.4
mn=2.5
4.几何尺寸计算
1)计算中心距
z1=32.9,取z1=33
z2=165
a=255.07mm
a圆整后取255mm
2)按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos=1355’50”
3)计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=85.00mm
d2=425mm
4)计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm,B2=85mm
5)结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。
其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴:
1.初步确定轴的最小直径
d≥==34.2mm
2.求作用在齿轮上的受力
Ft1==899N
Fr1=Ft=337N
Fa1=Fttanβ=223N;
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案
i.I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。
ii.II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。
iii.III-IV段为小齿轮,外径90mm。
iv.IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。
v.V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。
vi.VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。
2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。
3.III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。
4.IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。
5.V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。
6.VI-VIII长度为44mm。
4.求轴上的载荷
66207.563.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故:
Fa1=638N
Fa2=189N
5.精确校核轴的疲劳强度
1)判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面
2)截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用40cr,调质处理,所以
,,。
([2]P355表15-1)
a)综合系数的计算
由,经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为,,
([2]P38附表3-2经直线插入)
轴的材料敏感系数为,,
([2]P37附图3-1)
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为,扭转尺寸系数为,
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3)
轴采用磨削加工,表面质量系数为,
([2]P40附图3-4)
轴表面未经强化处理,即,则综合系数值为
b)碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为,
c)安全系数的计算
轴的
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