机械设计减速器.docx
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机械设计减速器
机械设计减速器设计说明书
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一、设计任务书
一.1设计题目
二级圆锥-斜齿圆柱减速器,拉力F=7000N,速度v=0.4m/s,直径D=383mm,每天工作小时数:
24小时,工作年限(寿命):
10年,每年工作天数:
300天,配备有三相交流电源,电压380/220V。
一.2设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.链传动设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
二、传动装置总体设计方案
二.1传动方案
传动方案已给定,后置外传动为链传动,减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器
二.2该方案的优缺点
二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强,体积小,噪声低,适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。
三、选择电动机
三.1电动机类型的选择
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭式结构,电压380V,Y系列。
三.2确定传动装置的效率
查表得:
联轴器的效率:
η1=0.99
滚动轴承的效率:
η2=0.98
闭式圆柱齿轮的效率:
η4=0.98
闭式圆锥齿轮的效率:
η3=0.97
链传动的效率:
ηc=0.96
工作机的效率:
ηw=0.95
三.3计算电动机容量
工作机所需功率为
电动机所需额定功率:
工作转速:
经查表按推荐的合理传动比范围,链传动比范围为:
2~6,二级圆锥齿轮减速器传动比范围为:
6~16,因此理论传动比范围为:
12~96。
可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(12~96)×19.96=240--1916r/min。
进行综合考虑价格、重量、传动比等因素,选定电机型号为:
Y160M1-8的三相异步电动机,额定功率Pen=4kW,满载转速为nm=720r/min,同步转速为nt=750r/min。
电机主要尺寸参数
图3-1电动机
三.4确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算出传动装置总传动比为:
(2)分配传动装置传动比
取链传动比:
ic=3
锥齿轮(高速级)传动比
则低速级的传动比为
减速器总传动比
四、计算传动装置运动学和动力学参数
四.1电动机输出参数
四.2高速轴的参数
四.3中间轴的参数
四.4低速轴的参数
四.5工作机的参数
五、链传动设计计算
1.确定链轮齿数
由传动比取小链轮齿数Z1=25,因为链轮齿数最好为奇数,大链轮齿数Z2=i×Z1=75,所以取Z2=77。
实际传动比i=z2/z1=3.08
2.确定链条型号和节距
查表得工况系数KA=1.1
小链轮齿数系数:
取单排链,则计算功率为:
选择链条型号和节距:
根据Pca=4.294kW,n1=59.85r/min,查图选择链号16A-1,节距p=25.4mm。
3.计算链长
初选中心距
则,链长为:
取Lp=133节
采用线性插值,计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为:
计算链速v,确定润滑方式
按v=0.633m/s,链号16A,查图选用滴油润滑。
4.作用在轴上的力
有效圆周力
作用在轴上的力
链轮尺寸及结构
分度圆直径
六、减速器高速级齿轮传动设计计算
六.1选精度等级、材料及齿数
1.由选择小齿轮40Cr(调质),齿面硬度217~286HBS,大齿轮ZG35CrMo(调质),齿面硬度190~240HBS
2.选小齿轮齿数Z1=34,则大齿轮齿数Z2=Z1×i=34×3=103。
实际传动比i=3.029
3.压力角α=20°。
六.2按齿面接触疲劳强度设计
1.由式试算小齿轮分度圆直径,即
初选载荷系数Kt=1.4
由表7-5,取齿宽系数φR=0.3
由表7-6,查得弹性系数ZE=189.8MPa
由表7-12查取节点区域系数ZH=2.49
由图7-19查得接触疲劳寿命系数
取安全系数SH=1,由式(7-18)得许用接触应力
2.计算圆周速度v
3.计算当量齿宽系数φd
4.计算载荷系数
查表得使用系数KA=1.25
查图得动载系数KV=1.093
取齿间载荷分配系数:
KHα=1
查表得齿向载荷分布系数:
KHβ=1.29
实际载荷系数为
5.按实际载荷系数算得的分度圆直径
6.计算模数
取标准模数m=2.5mm。
六.3确定传动尺寸
1.实际传动比
大端分度圆直径
2.计算分锥角
3.齿宽中点分度圆直径
4.锥顶距为
5.齿宽为
取b=41mm
校核齿根弯曲疲劳强度
由表7-4查取齿形系数与应力校正系数
由图7-17查得
由图7-16查得弯曲疲劳极限
取SF=1.25,由式(7-16)得许用弯曲应力
校核齿根弯曲疲劳强度
故弯曲强度足够。
六.4计算锥齿轮传动其它几何参数
(1)计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚
(2)分锥角(由前面计算)
(2)计算齿顶圆直径
(3)计算齿根圆直径
(4)计算齿顶角
θa1=θa2=atan(ha/R)=1°3'23"
(5)计算齿根角
θf1=θf2=atan(hf/R)=1°16'3"
(6)计算齿顶锥角
δa1=δ1+θa1=19°19'27"
δa2=δ2+θa2=72°47'18"
(7)计算齿根锥角
δf1=δ1-θf1=17°0'0"
七、减速器低速级齿轮传动设计计算
七.1选精度等级、材料及齿数
1.由选择小齿轮40Cr(调质),齿面硬度217~286HBS,大齿轮ZG35CrMo(调质),齿面硬度190~240HBS
2.选小齿轮齿数Z1=26,则大齿轮齿数Z2=Z1×i=26×4.01=105。
实际传动比i=4.038
3.初选螺旋角β=13°。
4.压力角α=20°。
初选载荷系数Kt=1.4
由表7-5,取齿宽系数φd=1
由表7-6,查得弹性系数ZE=189.8MPa
由表7-12查取节点区域系数ZH=2.46
由图7-19查得接触疲劳寿命系数
取安全系数SH=1,由式(7-18)得许用接触应力
由圆周速度ν
查图7-7得动载系数Kv=1.013
查图7-2查得使用系数KA=1.25
由表7-3,假设KA×Ft/b<100N/mm,得齿间载荷分配系数KHα=1.2
查图查取齿向载荷分布系数:
Kβ=1.42(设轴刚性大);
实际载荷系数为
按K值对d1修正,即
1)确定模数
七.2计算齿轮的集合尺寸
1.确定中心距
2.按圆整后的中心距修正螺旋角
β=13°24'27"
3.计算小、大齿轮的分度圆直径
4.计算齿宽
取b1=90mmb2=85mm
校核齿根弯曲疲劳强度
由公式(4-20)计算:
由表7-4,按
查得
查图7-14得螺旋角系数
由图7-17查得
由图7-16查得弯曲疲劳极限
取SF=1.25,由式(7-16)得许用弯曲应力
校核齿根弯曲疲劳强度
故弯曲强度足够。
七.3计算齿轮传动其它几何尺寸
(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
八、轴的设计
八.1高速轴设计计算
1.已知的转速、功率和转矩
转速n=720r/min;功率P=3.5kW;轴所传递的转矩T=46423.61N•mm
2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45调质,许用弯曲应力为[σ]=60MPa
3.按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小,故取A0=112。
由于最小轴段截面上要开2个键槽,故将轴径增大5%
查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20
4.确定各轴段的直径和长度。
图8-1高速轴示意图
1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应,故需选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KA×T,查表,考虑载荷变动微小,故取KA=1.3,则:
按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GBT4323-2002或设计手册,选用LX3型联轴器。
半联轴器的孔径为20mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。
选用普通平键,A型键,b×h=6×6mm(GBT1096-2003),键长L=28mm。
2)初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用圆锥滚子轴承。
。
参照工作要求并根据d23=25mm,由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30206,其尺寸为d×D×T=30×62×17.25mm,故d34=d56=30mm。
由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm,则d67=25mm。
3)轴承端盖厚度e=12,垫片厚度Δt=2,根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24,则
4)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm。
考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离Δ,取Δ=10mm,小齿轮轮毂宽度L=44.01mm,则
5)取锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴颈直径,则
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
5.轴的受力分析
高速级小齿轮所受的圆周力
高速级小齿轮所受的径向力
高速级小齿轮所受的轴向力
Fae=Fa1=147N
第一段轴中点到轴承中点距离l1=79.62mm,轴承中点到齿轮中点距离l2=103.5mm,齿轮受力中点到轴承中点距离l3=42.76mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的,计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力,其作用点取为载荷分布段的中点。
作用在轴上的扭矩,一般从传动件轮毂宽度的中点算起。
通常把轴当做置于铰链支座上的梁,支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
a.计算作用在轴上的支座反力
轴承A在水平面内的支反力
轴承B在水平面内的支反力
轴承A在垂直面内的支反力
轴承B在垂直面内的支反力
轴承A的总支承反力为:
轴承B的总支承反力为:
b.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面内弯矩
截面B在水平面内弯矩
截面C在水平面内弯矩
截面D在水平面内弯矩
c.绘制垂直面弯矩图
截面A在垂直面内弯矩
截面B在垂直面内弯矩
截面C在垂直面内弯矩
截面D在垂直面内弯矩
d.绘制合成弯矩图
截面A
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