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表1:
电动机数据及传动比
方案号
电机型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
Y100L2—
3.0
1500
1420
34.3
Y132S—6
3.O
960
23.2
比较两种方案,方案1的减速器传动比更适合,由表27-2查得
表2:
电动机型号为Y100L2—4,其主要性能如下
电动机额定功率
P0/kw
3
电动机轴伸长度E/mm
P0=3kw
电动机满载转速
n0/(r/min)1420
电动机中心高H/mm
100
n0=1420r/min
电动机轴伸直径
D/mm
28
堵转转矩/额定转矩T/N.m
2.2
三、传动装置的运动及动力参数计算
1、分配传动比
总传动比:
i
n0
Σ
nw
41.4
根据设计资料表17-9可知i
带=2~4取i带2.8
则减速器的传动比:
i减
i
34.312.25
i带
2.8
对减速器传动比进行分配时,为使两级传动浸油深度相近,且
避免
中间轴大齿轮齿顶圆与低速轴不想碰,取双级齿轮减速器高速级的传
动比:
i121.35i减=4.061
则低速级的传动比:
i23
减
12.25
3.012
i12
4.067
2、各轴功率、转速和转矩的计算
iΣ=34.3
i带=2.8
i减=12.25
i12=4.061
i23=3.012
0轴:
0轴即电动机轴
P0=Pr=2.469kw
n0=1420r/min
9.55Pr
9.552.469103
Nm
T=
n0
16.61
Ⅰ轴:
I轴即减速器高速轴
P1=P0·
η01=P0·
η0=2.469×
0.95=2.346kw
r/min
n=
507
9.55
P
2.346103
44.18Nm
n1
Ⅱ轴:
Ⅱ轴即减速器中间轴
P2=P1·
η1·
η2=2.346×
0.97×
0.99=2.253kw
n2
124.6r
/min
P2
2.253
103
124.6
172.66
Ⅲ轴:
Ⅲ轴即减速器的低速轴
P3=P2·
η2=2.253×
0.99=2.163kw
n=i23
2.163103
m
499.1N
n3
Ⅳ轴:
Ⅳ轴即传动滚筒轴
P4=P3·
η2·
η3=2.163×
0.99×
0.99=2.12kw
n4=n3=41.4r/min
T
9.55P4
9.552.12103
.1Nm
n4
489
将上述计算结果汇总如下
Po=2.469kw
no=1420r/min
T0=16.61Nm
P1=2.346kw
n1=507r/min
T1=44.18Nm
P2=2.2538kw
n2=124.6r/min
T2=172.66Nm
P3=2.163kw
n3=41.4r/min
T3=499.1Nm
P4=2.12kw
n4=41.4r/min
T4=489.1Nm
表三:
各轴运动及动力参数
转速
轴序
功率
/
转矩T
效率
/KW
(r/min
传动形式
传动比
号
/N·
m
)
2.46
9
带传动
Ⅰ
2.34
44.18
6
齿轮传动
Ⅱ
2.25
172.6
6齿轮传动
Ⅲ
2.16
499.1
1.0
0.98
联轴器
Ⅳ
2.12
489.1
四、传动零件的设计计算
1、带传动的设计计算
1)确定设计功率PC
由教材书表4—4查得工作状况系数KA=1.1
计算功率:
PC=KAP=1.1×
2.469=2.716kw
P=2.716kw
c
2)选取V带型号
根据PC和n0由图4-12确定,因Pc、n0工作点处于A型区,故
选A型V带。
3)确定带轮基准直径dd1
、dd2
①选择小带轮直径
dd1
由表4-5和表4-6
确定,由于占用空间限制不严格,取dd1>
dmin
dd1=100mm
对传动有利,按表4-6取标准值,取dd1=100mm。
②验算带速V
πdd1n0
π100
=7.4m/s
V=
在5—25m/s之间,故合乎要求。
③确定从动轮基准直径dd2
dd2=i带dd1=2.8100=280mm查教材表4-6取dd2=280mm
④实际从动轮转速n2和实际传动比i
不计ε影响,若算得n2与预定转速相差
5%为允许。
i=
dd2
280
dd1
507r/min
V=7.4m/s
dd2=280mm
i带=2.8
507-507
0%5%
4)确定中心距a和带的基准长度Ld①初定中心a0
因没有给定中心距,故按教材书式4—25确定按:
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
得:
0.7×
(100+280)≤a0≤2×
(100+280)
266mm≤a0≤760mm
取a0=500mm。
②确定带的计算基准长度Lc:
按教材式4-26:
π
+dd2
(dd2dd1)2
Lc≈2a0+(dd1
)+
4a0
=2×
500+π(100+280)+280100
24500
=1613㎜
③取标准Ld
5
查教材书表
4-2取Ld=1600㎜。
④确定中心距a
Lc
Ld
=500+
1600
1613
=493.5㎜
a=493.5mm
a=a0+
a调整范围:
Ld=1600mm
amax=a+0.03Ld=493.5+0.03×
1600=541.5㎜
amin=a-0.015
Ld=493.5-0.015
×
1600=469.5㎜
5)验算包角α1按教材书式4-28得:
(dd1
dd2
(280100)
60
°
α1≈180°
-
a
60°
=180°
493.5
符合要求
α1=1580
=158>120
6)确定带根数Z
按教材书式4-29:
Z
≥Pc≤Zmax
P0
按教材书式4-19,单根V带所能传递的功率
p0=Kα(p0+p1+p2)
按教材书式4-20得包角系数Kα
α1
Kα=1.25(15180
158
)=1.25×
(15180)=0.95
由教材书表4-2查得:
-4
C
-3
-15
C=3.78×
10
=9.81×
=9.6×
10
C4=4.65×
10-5
L0=1700㎜
ω1=2πn0=2π1420=148rad/s
6060
由教材书式4-18、4-21、4-22可知:
P0=dd1ω1[C1-c2-C3(dd1ω1)2-C4lg(dd1ω1)]
dd1
=100×
148×
[3.78×
10-4-
9.81103
-9.6×
10-15(100148)2
-4.65×
10-5×
lg(100×
148)]
=1.24
4d
d1
p1=C
ωlg
c2
110
(
1)
c4
s
=4.65×
10-5×
100×
148lg
9.81
=0.19
105
4.65
p2=C4dd1ω1lgLd
L0
lg1600=-0.002431700
可得:
p0=Kα(p0+p1+p2)=0.95×
(1.24+0.19-0.00243)=1.36
由教材书式4-29:
V带的根数:
Z≥Pc=2.716=1.99取Z=2根
1.36
7)确定初拉力F0:
4-1:
q=0.1kg/m
按教材书式
Pc
2.5
4-30:
F0=500
-1)+qv
vz
Kα
=500×
2.716
(2.5
0.17.42
7.4
=155N
8)计算轴压力Q
按教材书式4-31:
Q=2F0Zsina0=2×
155×
2×
sin158=608.6N
22
9)确定带轮结构
小带轮dd(2.5~3)ds,采用实心结构
P0=1.24
△P1=0.19
△P2=-0.00243
P0'=1.36
Z=2
F0=155N
Q=608.6N
7
大带轮采用孔板式结构
d1=1.8d=1.8×
26=46.8mm
查设计资料表7-8得e=15,f=10,he=12,δ=6,θ=340,
ba=11mm,hamin=2.75
带轮的宽度:
B=(z-1)e+2f=(2-1)×
15+2×
10=35mm
五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
原始数据:
电动机的输出功率
:
2.345kW
N1=1×
小齿轮转速
507r/min
N2=3.58×
108
单向传动,工作载荷有轻微冲击,
每天工作8小时,每年工作300天,预期工作10年
1、选择齿轮材料,确定精度等级及许用应力
小齿轮为45钢,调质处理,查教材书表5-1:
齿面硬度为240HB大齿轮为45钢,正火处理,查教材书表5-1:
齿面硬度为200HB选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。
查教材图5-16(b):
小齿轮齿面硬度为240HB时,ζHlim1580MPa
大齿轮齿面硬度为200HB时,ζHlim2550MPa
计算应力循环次数:
由教材书式5—33得:
N1=60n1jLh=60×
507×
1×
(10×
8×
300)=7.3×
N2=
N1
7.3
108
8
=1.79×
查教材书图5-17
ZN1
1.06,ZN21.12
由教材书式5-29
Zx1
Zx2
取Zw=1.0,SHmin=1.0,ZLVR
0.92(精加工齿轮)
由教材书式5-28确定疲劳许用应力:
[ζ]
ζHlim1Z
LVR=
580
1.061.01.00.92=565.6Mpa
H
SHmin
x1
W
ζHlim2
N2
x2
550
1.121.01.00.92=566.7MPa
因为[ζH]1
<
[ζH]2
,所以计算中取
[ζH]=[ζH]1=565.6MPa
2、按接触疲劳强度确定中心距a
小齿轮转矩:
T1=44180Nmm
初选
1.2,暂取螺旋角
β13
θ
0.3
ε
KtZt
由教材书式5-42
Zβ
cosβ
cos13
0.987
由教材书表
5-5得:
ZE=189.8MPa
估取αn=20°
端面压力角:
αt
arctan(
tanαn)
tan20
)20.4829
cosβ
基圆螺旋角:
βb
arctan(tan
βcosαt)
12.2035
ZH
2cos
b
2.44
cos
sint
t
[
H]1
565.6MPa
H]2
566.7MPa
ZH=2.44
θa0.3
ZE189.8MPa
ZZ=0.987
ZH=2.44
由教材书式
5-39计算中心距a:
KT1
ZHZEZεZβ
a≥(u+1)3
2θau
ζH
1.2
44180
189.8
=4.0671
565.6
=121.7mm
圆整取:
a=125mm
估算模数:
mn=(0.007~0.02)
a=0.875mm~2.5mm
取标准值:
mn=2mm
小齿轮齿数:
Z1
2acosβ
125
=24.03
mn(u1)
(4.0671)
Z2
uZ1
=4.067×
24.03=97.7
取Z124,Z2
98
实际传动比:
i实
4.08
24
传动比误差:
理i
实
100%
4.08-4.067
i理
=0.3%<5%在允许范围内
mn
Z1
修正螺旋角:
β=arccos
2a
=arccos
=12°
34′41″
与初选β=13°
接近,ZH,Zβ可不修正。
齿轮分度圆直径:
d1
mnZ1
224
=49.180mm
cos12.578
d2
=mnZ2
=200.81mm
圆周速度:
πd1n13
=π49.182
507=1.31m/s
3、校核齿面接触疲劳强度
由教材书表5-3,电动机驱动,轻微冲击,查得KA=1.25
按VZ11.31240.31,8级精度查教材书图5-4(b)得
100100
动载系数Kv=1.024
齿宽b=θaa=0.3×
125=37.5mm
取b=40mm
按
40
=0.8
,低速轴的刚性较大,二级传动中齿轮相对于
49.180
轴承为非对称布置查教材书图
5-7(a)得:
Kβ=1.06
Z1=24
Z2=98
m=2
d1=49.180mm
d2=200.81mm
V=1.31m/s
b=40
按8级精度查教材书表
5-4得:
Kα=1.2
K=1.25
A
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