二级斜齿轮减速器结构及其计算Word文档格式.docx
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P0=Pw/ηa=5.61/0.86=6.5kw
卷筒轴工作转速为n=60.02r/min,经查表按推荐地传动比合理范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i=8~40,则总传动比合理范围为i=8~40,电动机转速地可选范围为n=i×
n=(8~40)×
60.02=480~2400r/min.综合考虑电动机和传动装置地尺寸、重量、价格和带传动、减速器地传动比,选定型号为Y160M—6地电动机,额定功率为7.5kW,额定电流17.0A,满载转速n=970r/min,同步转速1000r/min.
3.传动装置地总传动比和传动比分配
(1)总传动比
由选定地电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为i=n/n=970/60.02=16.16
(2)
传动装置传动比分配
i=i=16.16为减速器地传动比.
(3)分配减速器各级传动比
考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,查地i1=4.85,i2=i/i1=3.33
4.传动装置运动和动力参数地计算
(1)各轴转速
Ⅰ轴n=n=970r/min
Ⅱ轴n=n/i1=200r/min
Ⅲ轴n=n/i2=60.06r/min
卷筒轴n=n=60.06
(2)各轴输入功率
Ⅰ轴P=P0×
η3=6.5×
0.99=6.44kW
Ⅱ轴P=P×
η1×
η2=6.44×
0.97×
0.98=6.12kW
Ⅲ轴P=P×
η2=6.12×
0.98=5.82kW
卷筒轴P=P×
η2×
=5.82×
0.98×
0.98=5.59kW
(3)各轴输入转矩
电动机轴输出转矩T0=9550×
P0/n=63.99N.m
Ⅰ轴
T=T0×
η3=63.35N.m
Ⅱ轴
T=T×
i1×
η2=292.07N.m
Ⅲ轴
T=T×
i2×
η2=924.55N.m
卷筒轴T=T×
=887.94N.m
5.齿轮地设计计算
(一)高速级齿轮传动地设计计算
1.齿轮材料,热处理及精度
考虑此减速器地功率及现场安装地限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
(1)
齿轮材料及热处理
小齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢(常化),齿面硬度为200HBS,
2.初步设计齿轮传动地主要尺寸
因为硬齿面齿轮传动,具有较强地齿面抗点蚀能力,故先按齿根弯曲疲劳强度设计,再校核持面接触疲劳强度.
计算小齿轮传递地转矩T1=63.35N·
m
确定齿数z
因为是硬齿面,故取z1=25,z2=i1z1=4.85×
25=121
传动比误差
i=u=z2/z1=121/25=4.84
Δi=(4.85-4.84)/4.85=0.21%5%,允许
(3)初选齿宽系数
按非对称布置,由表查得=1
(4)
初选螺旋角
初定螺旋角=12
(5)载荷系数K
载荷系数K=KAKVKK=1×
1.17×
1.4×
1.37=2.24
(6)齿形系数Y和应力修正系数Y
查得Y=2.58
Y=2.16
Y=1.599
Y=1.81
(7)
重合度系数Y
端面重合度近似为=1.69,重合度系数为Y=0.684
(8)螺旋角系数Y
纵向重合度系数=1.690,Y=0.89
(9许用弯曲应力
安全系数由表查得S=1.25
工作寿命两班制,7年,每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×
271.47×
1×
7×
300×
2×
8=5.473×
10
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=5.473×
10/6.316=0.866×
查图得寿命系数,
;
实验齿轮地应力修正系数,查图取尺寸系数
许用弯曲应力
比较,
取
(10)
计算模数
按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取
(11)
初算主要尺寸
初算中心距,取a=355mm
修正螺旋角
分度圆直径
齿宽,取,,
齿宽系数
(12)
验算载荷系数
圆周速度
查得
按,,查得,
又因,
查图得,,
则K=1.6,又Y=0.930,Y=0.688,.从而得
满足齿根弯曲疲劳强度.
3.校核齿面接触疲劳强度
载荷系数
,,,
确定各系数
材料弹性系数查表得
节点区域系数查图得
重合度系数查图得
螺旋角系数
(3)许用接触应力
试验齿轮地齿面接触疲劳极限,
寿命系数查图得,;
工作硬化系数;
安全系数查表得;
尺寸系数查表得,则许用接触应力为:
校核齿面接触强度
满足齿面接触疲劳强度地要求.
(二)低速级齿轮传动地设计计算
(1)齿轮材料及热处理
大小齿轮材料为45钢.调质后表面淬火,齿面硬度为40~50HRC.经查图,取==1200MPa,==370Mpa.
(2)齿轮精度
按GB/T10095-1998,选择6级,齿根喷丸强化.
计算小齿轮传递地转矩=kN·
(11)
确定齿数z
因为是硬齿面,故取z=33,z=iz=3.92×
33=129
i=u=z/z=129/33=3,909
Δi==0.28%5%,允许
初选齿宽系数
按非对称布置,由表查得=0.6
(13)
初选螺旋角
初定螺旋角=12
(14)
载荷系数K
使用系数K
工作机轻微冲击,原动机均匀平稳,所以查表得K=1.25
动载荷系数K估计齿轮圆周速度v=0.443m/s查图得K=1.01;
齿向载荷分布系数K
预估齿宽b=80mm
查图得K=1.171,初取b/h=6,再查图得K=1.14
齿间载荷分配系数查表得K=K=1.1
载荷系数K=KKKK=1.25×
1.01×
1.1×
1.14=1.58
(15)
齿形系数Y和应力修正系数Y
当量齿数z=z/cos=19/cos=35.26
z=z/cos=120/cos=137.84
查图得Y=2.45
Y=2.15
Y=1.65
Y=1.83
(16)
重合度系数Y
端面重合度近似为=【1.88-3.2×
()】cos=【1.88-3.2×
(1/33+1/129)】×
cos12=1.72
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos12)=20.41031
=11.26652
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75cos/=0.669
(17)
螺旋角系数Y
轴向重合度==1.34,取为1
Y=1-=0.669
(18)
许用弯曲应力
43.09×
8=8.687×
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=8.687×
10/3.909=2.22×
初算中心距,取a=500mm
(12)
验算载荷系数
则K=1.611,又Y=0.887,Y=0.667,.从而得
满足齿根弯曲疲劳强度.
(5)
(6)
许用接触应力
试验齿轮地齿面接触疲劳极限
(8)
二.具体二级齿轮减速器轴地方案设计
(1)高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理,硬度为241~286HBS,查得对称循环弯曲许用应力.按扭转强度计算,初步计算轴径,取
由于轴端开键槽,会削弱轴地强度,故需增大轴径5%~7%,取最小轴径
(2)轴II材料为45钢,经调质处理,硬度为217~255HBS,查得对称循环弯曲许用应力.按扭转强度计算,初步计算轴径,取
取安装小齿轮处轴径
(3)轴III材料为40Cr,经调质处理,硬度为241~286HBS,查得对称循环弯曲许用应力.按扭转强度计算,初步计算轴径,取
轴I,轴II,轴III地布置方案与具体尺寸分别如图2—8,图2—9,图2—10所示.
图2—8
图2—9
图2—10
第三节
轴承地选择及寿命计算
(一)
第一对轴承
齿轮减速器高速级传递地转矩
具体受力情况见图3—1
(1)轴I受力分析
齿轮地圆周力
齿轮地径向力
齿轮地轴向力
(2)计算轴上地支反力
经计算得垂直面内
图3—1
水平面内
(3)轴承地校核
初选轴承型号为32014
轻微冲击,查表得冲击载荷系数
①
计算轴承A受地径向力
轴承B受地径向力
②计算附加轴向力
查表得3000型轴承附加轴向力
则轴承A,轴承B
③计算轴承所受轴向载荷
由于,即B轴承放松,A轴承压紧
由此得
④计算当量载荷
轴承Ae=0.43,
则,
轴承Be=0.43,
则
⑤轴承寿命计算
因,按轴承B计算
(二)
第二对轴承
齿轮减速器低速级传递地转矩
具体受力情况见图3—2
(1)轴II受力分析
(2)
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