二级展开式圆柱齿轮解读.docx
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二级展开式圆柱齿轮解读
一.设计任务书⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1
二.传动方案的拟定及说明⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3
三.电动机的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3
四.计算传动装置的运动和动力参数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4
五.传动件的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5六.轴的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14七.滚动轴承的选择及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯26八.箱体内键联接的选择及校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯27九.连轴器的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯27十.箱体的结构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯29十一、减速器附件的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯30十二、润滑与密封⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯31十三、设计小结⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯32
33
十四、参考资料
一、设计任务书:
题目:
设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器
1.总体布置简图:
—鼓轮;6—联轴器
2.工作情况:
载荷平稳、单向旋转
3.原始数据:
输送带滚轮的直径D(mm):
330输送带速度V(m/s):
0.63主动轴所需扭矩T(N/m):
700皮带轮转速N(r/min):
1000使用年限(年):
10工作制度(班/日):
2
4.设计内容:
1)电动机的选择与运动参数计算;
2)直齿轮传动设计计算;
3)轴的设计;
4)滚动轴承的选择;
5)键和联轴器的选择与校核;
6)装配图、零件图的绘制;
7)设计计算说明书的编写。
5.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;
6.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
2
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
二、传动方案的拟定及说明:
由题目所知传动机构类型为:
展开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,中间轴承受载荷大、刚度差,中间轴承润滑较困难。
三、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
Tn
9.55
*1023
=2.67kW
轴3承齿2轮联轴器=0.993X0.972X0.99X100%=90.38%
由于,故:
Pd=2.97kW
3.电动机转速的选择:
根据ndi1i2innw,初选为同步转速为1500r/min的电
动机
4.电动机型号的确定:
由表17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW,
满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。
四、计算传动装置的运动和动力参数:
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i:
由于nwv601000/(πD)=36.50r/min
故计算得到总传动比:
i=39.45
2.合理分配各级传动比:
由于减速箱是展开式布置,为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度,应试两级的大齿轮具有相近的直径,于是可按下式分配传动比:
i11.3i
因为i=39.45,取i=40,i1=7.2,i2=5.48
此时速度偏差为0.2%<5%,所以可行。
五、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
转速(r/min)
1440
1440
200
36.50
功率(kW)
4
3.96
3.80
3.65
转矩(N·m)
26.5
26.3
181.5
955
传动比
1
1
7.2
5.48
效率
1
0.99
0.96
0.96
五、传动件设计计算:
直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点,但传动平稳性较差,在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。
I---II轴高速传动啮合的两直齿轮(传动比7.2):
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8级精度;
3)试选小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=144的;
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—9)试算,即
4)确定公式内的各计算数值:
(1)
试选Kt1.3;
(2)
由图10-30选取区域系数ZH2.5;
(3)
由表10-7选取尺宽系数d1;
(4)
由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa;
(5)
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强
度极限Hlim1600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim2550Mpa;
(6)由式10-13计算应力循环次数:
N1=60n1jLh=60*1440*1*(2*8*300*10)=4.2*109
N2=N1/7.2=0.58*109
由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN10.88;KHN20.92;
(7)计算接触疲劳许用应力:
取失效概率为1%,安全系数S1,由式(10-12)得
[H]10.88600528MPa
[H]20.92550506MPa
[H]min[H]1,[H]2506MPa
5)计算过程:
1)
试算小齿轮分度圆直径d1t:
d1t
≥2.32
3
KtT1·u1φdu
ZE
=2.32
31.326.3103
1
8.2(189.8)2
7.2(506)
=40.90mm
2)
计算圆周速度:
V=π*d1t*n2/(60*1000)=π*40.90*1440/60000=3.08m/s
3)
计算齿宽、模数及齿高等参数:
齿宽b=?
d*d1t=1*40.90=40.90mm
模数mdit40.9=2.045z120
齿高h=2.25m=2.25*2.045=4.60mm
齿宽与齿比为b/h=40.9/4.6=8.89
(4)计算载荷系数K:
已知载荷平稳,所以取KA=1;
根据v=3.08m/s,8级精度,由图10—8查得动载系数KV1.1;
对于直齿轮KHKF1;
由表10-4插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置
时,KH1.450
由b/h8.42,查图10-13得KF1.48,故:
KKAKvKHKH11.111.481.628
(5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式
(10—10a)得
33
d1d1tK/Kt41.361.628/1.345.05mm
d1d1tk/kt40.9031.628/1.3
40.9
(6)计算模数m
md1=45.05/20=2.25mm
z1
3.按齿根弯曲强度设计:
由式(10—17)
m
确定计算参数:
≥32KT1·YFaYSaφdz12σF
1)由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1500Mpa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2380Mpa
2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.88KFN20.93
3)计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S1.4,由式10-12得:
F1=KFN1FE1/S=303.57Mpa
F2=KFN2FE2/S=252.43Mpa
4)查取齿型系数和应力校正系数
由表10—5查得YFa12.850;YFa22.175
由表10-5查得YSa11.540;YSa21.798
5)
2.1751.798
计算大、小齿轮的YσFaYSa并加以比较
YFa1YSa1
2.851.54
=2.851.54=0.01456
σF1
303.57
252.43
=0.01549
大齿轮的数值大。
6)计算载荷系数
KKAKVKFKF11.111.481.628
7)设计计算
m≥
·0.01549=1.54
321.62826.3103
11921
最终结果:
m=1.54
4.标准模数选择:
由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数1.54优先采用第一系列并就近圆整为标准值m2mm,按接触疲劳强度算的的分度圆直径的d145.05mm
1)小齿轮齿数
Z1=d1/m=取Z1=20
2)大齿轮齿数
Z2=Z1*7.2=144取z2=144
5.几何尺寸计算:
1)计算中心距:
az1z2m=184.5mm
2
2)计算大、小齿轮的分度圆直径:
d1=z1*m=45mm,d2=Z2*m=324mm
计算齿轮宽度:
bdd1
b=45mm
小齿轮齿宽相对大一点因此
B150mm,B2=45mm
3)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
II---III轴低速传动啮合的两直齿轮(传动比5.48):
1.选精度等级、材料及齿数(与上面两对齿轮相同):
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8级精度;
3)试选小齿轮齿数z124,大齿轮齿数Z2=132的;
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—9)试算,即
KtT·u1
ZE
φdu
σH
dt≥2.32
4)确定公式内的各计算数值
1)试选Kt1.3;
2)由图10-30选取区域系数ZH=2.5;
3)由表10-7选取尺宽系数d1;
4)表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度
极限Hlim1600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限
10
Hlim2550Mpa;
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