机械设计一级直齿圆柱齿轮减速器Word格式文档下载.docx
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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V带传动和一级圆柱直齿轮减速器。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η1η22η3η4η5=0.96×
0.992×
0.97×
0.99×
0.96=0.87
η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5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=0.8m/s
工作机的功率pw:
pw=2.48KW
电动机所需工作功率为:
pd=2.85KW
执行机构的曲柄转速为:
n=84.9r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=2~4,一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=3~6,则总传动比合理范围为ia=6~24,电动机转速的可选范围为nd=ia×
n=(6×
24)×
84.9=509.4~2037.6r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机,额定功率为3KW,满载转速nm=1430r/min,同步转速1500r/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=1430/84.9=16.8
(2)分配传动装置传动比:
ia=i0×
i
式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i0=3.5,则减速器传动比为:
i=ia/i0=16.8/3.5=4.8
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/i0=1430/3.5=408.6r/min
nII=nI/i=408.6/4.8=85.1r/min
nIII=nII=85.1r/min
(2)各轴输入功率:
PI=Pd×
η1=2.85×
0.96=2.74KW
PII=PI×
η2⋅η3=2.74×
0.97=2.63KW
PIII=PII×
η2⋅η4=2.63×
0.99=2.58KW
则各轴的输出功率:
PI'
=PI×
0.99=2.71KW
PII'
=PII×
0.99=2.6KW
PIII'
=PIII×
0.99=2.55KW
(3)各轴输入转矩:
TI=Td×
i0×
η1
电动机轴的输出转矩:
Td==19Nm
所以:
η1=19×
3.5×
0.96=63.8Nm
TII=TI×
i×
η2⋅η3=63.8×
4.8×
0.97=294.1Nm
TIII=TII×
η2⋅η4=294.1×
0.99=288.2Nm
输出转矩为:
TI'
=TI×
0.99=63.2Nm
TII'
=TII×
0.99=291.2Nm
TIII'
=TIII×
0.99=285.3Nm
第五部分V带的设计
1选择普通V带型号
计算功率Pc:
Pc=KAPd=1.1×
2.85=3.14KW
根据手册查得知其交点在A型交界线范围内,故选用A型V带。
2确定带轮的基准直径,并验算带速
取小带轮直径为d1=100mm,则:
d2=n1×
d1×
(1-ε)/n2=i0×
(1-ε)
=3.5×
100×
(1-0.02)=343mm
由手册选取d2=335mm。
带速验算:
V=nm×
π/(60×
1000)
=1430×
1000)=7.48m/s
介于5~25m/s范围内,故合适。
3确定带长和中心距a
0.7×
(d1+d2)≤a0≤2×
(d1+d2)
(100+335)≤a0≤2×
(100+335)
304.5≤a0≤870
初定中心距a0=587.25mm,则带长为:
L0=2a0+π×
(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×
a0)
=2×
587.25+π×
(100+335)/2+(335-100)2/(4×
587.25)=1881mm
由表9-3选用Ld=1800mm,确定实际中心距为:
a=a0+(Ld-L0)/2=587.25+(1800-1881)/2=546.75mm
4验算小带轮上的包角α1:
α1=1800-(d2-d1)×
57.30/a
=1800-(335-100)×
57.30/546.75
=155.40>
1200
5确定带的根数:
Z=Pc/((P0+∆P0)×
KL×
Kα)
=3.14/((1.32+0.17)⋅1.01⋅0.93)=2.24
故要取Z=3根A型V带。
6计算轴上的压力:
由初拉力公式有:
F0=500×
Pc×
(2.5/Kα-1)/(Z×
V)+q×
V2
=500×
3.14×
(2.5/0.93-1)/(3×
7.48)+0.10×
7.482=123.7N
作用在轴上的压力:
FQ=2×
Z×
F0×
sin(α1/2)
3×
123.7×
sin(155.4/2)=725.1N
第六部分齿轮的设计
(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,故选用一级圆柱直齿轮减速器,小齿轮选硬齿面,大齿轮选软齿面。
材料:
小齿轮选用45号钢调质,齿面硬度为小齿轮:
250HBS。
大齿轮选用45号钢正火,齿面硬度为大齿轮:
200HBS。
取小齿齿数:
Z1=20,则:
Z2=i12×
Z1=4.8×
20=96取:
Z2=96
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=1.2
2)T1=63.8Nm
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=2.5
6)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=610MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=560MPa。
7)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×
408.6×
1×
10×
300×
8=5.88×
108
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=5.88×
108/4.8=1.23×
8)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.9,KHN2=0.92
9)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==0.9×
610=549MPa
[σH]2==0.92×
560=515.2MPa
许用接触应力:
[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=(549+515.2)/2=532.1MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
==67.4mm
4修正计算结果:
1)确定模数:
mn===3.37mm
取为标准值:
2.5mm。
2)中心距:
a===145mm
3)计算齿轮参数:
d1=Z1mn=20×
2.5=50mm
d2=Z2mn=96×
2.5=240mm
b=φd×
d1=50mm
b圆整为整数为:
b=50mm。
4)计算圆周速度v:
v===1.07m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)由表8-3查得齿间载荷分配系数:
KHα=1.1,KFα=1.1;
齿轮宽高比为:
===8.89
求得:
KHβ=1.09+0.26φd2+0.33×
10-3b=1.09+0.26×
0.82+0.33×
10-3×
50=1.37
,由图8-12查得:
KFβ=1.34
2)K=KAKVKFαKFβ=1×
1.1×
1.34=1.62
3)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数:
YFa1=2.75YFa2=2.21
应力校正系数:
YSa1=1.56YSa2=1.8
4)由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:
σFlim1=245MPaσFlim2=220MPa
5)同例8-2:
小齿轮应力循环次数:
N1=5.88×
大齿轮应力循环次数:
N2=1.23×
6)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
KFN1=0.85KFN2=0.89
7)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
[σF]1===160.2
[σF]2===150.6
==0.02678
==0.02641
小齿轮数值大选用。
(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
mn≥
==2.4mm
2.4≤2.5所以强度足够。
(3)各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
d2=240mm
b=ψd×
b=50mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b1=55mmb2=50mm
中心距:
a=145mm,模数:
m=2.5mm
第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=2.74KWn1=408.6r/minT1=63.8Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知小齿轮的分度圆直径为:
则:
Ft===2552N
Fr=Ft×
tanατ=2552⋅ταν200=928.9N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计(第八版)》表15-3,取A0=112,得:
dmin=A0×
=112×
=21.1mm
显然,输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径,由于安装键将轴径增大4%,故选取:
d12=22mm。
带轮的宽度:
B=(Z-1)×
e+2×
f=(3-1)×
18+2×
8=52mm,为保证大带轮定位可靠取:
l12=50mm。
大带轮右端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=27mm。
大带轮右端距箱体壁距离为20,取:
l23=35mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d78=30mm;
因轴只受径载荷作用,查轴承样本选用:
6206型深沟球轴承,其尺寸为:
d×
D×
T=30×
62×
16mm,轴承右端采用挡油环定位,由轴承样本查得:
6206。
型轴承的定位轴肩高度:
h=3mm,故取:
d45=d67=36mm,取:
l45=l67=5mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
由于:
d1≤2d56,所以小齿轮应该和输入轴制成一体,所以:
l56=55mm;
则:
l34=T+s+a-l45=16+8+11-5=30mm
l78=T+s+a-l67=16+8+11+2-5=32mm
5轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据6206深沟球轴承查手册得T=16mm
带轮中点距左支点距离L1=(52/2+35+16/2)mm=69mm
齿宽中点距左支点距离L2=(55/2+30+5-16/2)mm=54.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=(55/2+5+32-16/2)mm=56.5mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1===1299N
FNH2===1253N
垂直面支反力(见图d):
FNV1===-703N
FNV2===906.8N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=1299×
54.5Nmm=70796Nmm
截面A处的垂直弯矩:
MV0=FQL1=725.1×
69Nmm=50032Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=-703×
54.5Nmm=-38314Nmm
MV2=FNV2L3=906.8×
56.5Nmm=51234Nmm
分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。
截面C处的合成弯矩:
M1==80499Nmm
M2==87390Nmm
作合成弯矩图(图f)。
4)作转矩图(图g)。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。
必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。
根据公式(14-4),取α=0.6,则有:
σca===MPa
=7.1MPa≤[σ-1]=60MPa
故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:
计算W时,忽略单键槽的影响)。
轴的弯扭受力图如下:
II轴的设计
1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2:
P2=2.63KWn2=85.1r/minT2=294.1Nm
已知大齿轮的分度圆直径为:
Ft===2450.8N
tanατ=2450.8⋅ταν200=892N
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计(第八版)》表15-3,取:
A0=112,得:
=35.1mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号,联轴器的计算转矩:
Tca=KAT2,查《机械设计(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小,故取:
KA=1.2,则:
Tca=KAT2=1.2×
294.1=352.9Nm
由于键槽将轴径增大4%,选取联轴器型号为:
LT7型,其尺寸为:
内孔直径40mm,轴孔长度84mm,则:
d12=40mm,为保证联轴器定位可靠取:
l12=82mm。
半联轴器右端采用轴端挡圈定位,按轴径选用轴端挡圈直径为:
D=50mm,左端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=45mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d67=50mm;
因轴只受径载荷作用,查轴承样本选用:
6210型深沟球子轴承,其尺寸为:
T=50mm×
90mm×
20mm。
轴承端盖的总宽度为:
20mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为:
l=20mm,l23=35mm。
取大齿轮的内径为:
d2=58mm,所以:
d45=58mm,为使齿轮定位可靠取:
l45=48mm,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度:
h≥0.07d=0.07×
58=4.06mm,轴肩宽度:
b≥1.4h=1.4×
4.06=0mm,所以:
d56=67mm,l56=6mm;
齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位,则:
l34=T+s+a+2.5+2=20+8+11+2.5+2=43.5mm
l67=2+T+s+a+2.5-l56=2+20+8+11+2.5-6=37.5mm
根据6210深沟球轴承查手册得T=20mm
齿宽中点距左支点距离L2=(50/2-2+43.5+48-20/2)mm=104.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=(50/2+6+37.5-20/2)mm=58.5mm
FNH1===879.6N
FNH2===1571.2N
FNV1===320.1N
FNV2===571.9N
MH=FNH1L2=879.6×
104.5Nmm=91918Nmm
MV=FNV1L2=320.1×
104.5Nmm=33450Nmm
M==97815Nmm
=10.3MPa≤[σ-1]=60MPa
第八部分键联接的选择及校核计算
1输入轴键计算:
校核大带轮处的键连接:
该处选用普通平键尺寸为:
b×
h×
l=6mm×
6mm×
45mm,接触长度:
l'
=45-6=39mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'
d[σF]=0.25×
6×
39×
22×
120/1000=154.4Nm
T≥T1,故键满足强度要求。
2输出轴键计算:
(1)校核大齿轮处的键连接:
l=16mm×
10mm×
=45-16=29mm,则键联接所能传递的转矩为:
29×
58×
120/1000=504.6Nm
T≥T2,故键满足强度要求。
(2)校核联轴器处的键连接:
l=12mm×
8mm×
70mm,接触长度:
=70-12=58mm,则键联接所能传递的转矩为:
8×
40×
120/1000=556.8Nm
第九部分轴承的选择及校核计算
根据条件,轴承预计寿命:
Lh=10×
300=24000h
1输入轴的轴承设计计算:
(1)初步计算当量动载荷P:
因该轴承只受径向力,所以:
P=Fr=928.9N
(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P=928.9×
=7784N
(3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:
6206轴承,Cr=19.5KN,由课本式11-3有:
Lh=
==3.77×
105≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
2输出轴的轴承设计计算:
P=Fr=892N
C=P=892×
=4431N
6210轴承,Cr=35KN,由课本式11-3有:
==1.18×
107≥Lh
第十部分减速器及其附件的设计
1箱体(箱盖)的分析:
箱体是减速器中较为复杂的一个零件,设计时应力求各零件之间配置恰当,并且满足强度,刚度,寿命,工艺、经济性等要求,以期得到工作性能良好,便于制造,重量轻,成本
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