同轴式二级圆柱齿轮减速器Word文档下载推荐.docx
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------------------------------------------
14
十、联
轴器的选
15
十一、
减速器的润
滑与
密封
-----------------------------------------------
16
十二
、箱体及
附件
的结
构
设计
--------------------------------------------
17
小
结
------------------------------------------------------------
-----------
18
考
文
献
-----------19
机械基础综合课程设计设计说明书
一、课程设计任务书
设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器
1.布总体置简图
2.工作情况
工作平稳、单向运转
3.原始数据
运输机卷
运输带
卷筒直径
带速允
使用年
工作制
筒扭矩(N
速度
(mm)
许偏差
限(年)度(班/
?
m)
(m/s)
(%)
日)
1250
1.45
420
10
4.设计内容
(1)电动机的选择与参数计算
(2)斜齿轮传动设计计算
(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1张(1号图纸)
(2)齿轮、轴零件图各一张(3号图纸)
(3)设计计算说明书一份
(4)装配草图一张
第0页
三、电动机的选择
1.1电动机类型的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。
1.1电动机功率的选择
根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为:
nw
0/(220X3.14159)=86.811
2r/min
工作机所需要的有效功率为:
P
FVkw
26001.0kw2.6kw
w
1000
为了计算电动机的所需功率
Pd,先要确定从电动机到工作机
之间的总效率。
设1为弹性联轴器效率为0.99,2为齿轮
传动(8级)的效率为0.97,3为滚动轴承传动效率为
0.98,
4为鼓轮的效率为0.97。
则传动装置的总效率为:
总
联轴器
轴承
齿轮
鼓轮
0.99
0.983
0.972
0.97
0.0.8419
电动机所需的功率为:
Pd=Pwη2.6/0.8419=3.0883kW二级齿轮传动比8~40,则电动机转速的可选范围为
nwianw(8~20)*86.8112694.5~3472.4r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和300r/min。
由机械设计手册与实际经验选出电机型号Y112M-4
表1-1电动机技术数据及计算总传动比
方
额定
转速
质参考
型
总传
案
功率(r/mi
量价格
号
n)
动比
(kW)
Kg(
第页
同满元)
步载
把这两种方案进行比较,方案1电动机质量最小,价格便宜,但是总传动比大,传动装置外廓尺寸大,制造成本高,结构不紧凑
故不可取,为了能合理地分配传动比,使传动装置结构紧凑,综合考虑两种可选方案后,选择方案2比较合适。
选用方案2电动机型号Y112M-4,根据机械设计手册查得电动机的主要参数如表1-2所示。
表1-2Y132S-6电动机主要参数
型中心高轴伸/总长L
号H/mmmm/mm
1.装置运动及动力参数计算
2.1传动装置总传动比和分配各级传动比
根据电动机的满载转速nm和鼓轮转速nw可算出传动装置总传动比为:
i
nm
1440/86.8112=16.59
双级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为:
①速级的传动比为:
i1=
1.4i
=1.4X16.59=4.8193
②低
速
级
传
比
为
:
i2=i/i1=16.59/4.8193=3.4424
2.2传动装置的运动和动力参数计算:
a)各轴的转速计算:
n1=nm=1440r/min
n2=n1/i1=1440/4.8193=298.7986r/min
n3=n2/i2=298.7986/3.4424=86.7995r/min
n4=n3=86.7995r/min
b)各轴的输入功率计算:
P1=Pd
1=3.08830.99=3.0574kW
P2
=P1
3=3.0574
0.99X0.97=2.9360kW
P3=P2
3=2.9360
0.990.97=2.8218kW
P4
=
P3
=2.8218
0.99X0.99=2.7656kW
c)各轴的输入转矩计算:
T1
=9550P1n195503.0574/1440=20.2765N·
m
T2
=9550P2n295502.9360/298.7986=93.8386N·
T3
=9550P3n395502.8218/86.7995=311.1249N·
T4
=9550P4
n495502.7656/86.7995=304.2815N·
由以上数据得各轴运动及动力参数见表
1-3。
1-3各轴运动及动力参数
轴
功率
转矩
n/(r/m
传动比
P/kW
T/N.mm
in)
1440
3.0574
20.276
4.8193
298.79
2.9360
93.838
86
3.4424
86.799
2.8218
311.12
第
页
549
86.799304.281.0000
42.7656
515
六、传动零件的设计计
直齿轮传动设计计算
按低速级齿轮设计:
小齿轮转矩T1TⅡ
494.14Nm,小齿轮
n1
Ⅱ
195.97
r
/min
,传动比ii3
2.98。
n
(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
①选用直齿圆柱齿轮
②运输机为一般工作机器,速度不高,故选8级精度(GB10095-88)
③由《机械设计》表10-1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,二者硬度差为40HBS。
④选小齿轮齿数
z1
24
大齿轮齿数
z2iz1
4.8193
115.6632
116
则齿数比u
4.83
(2)按齿面接触强度设计
按式(10-11)试算,即
d1t
2KtT1
u1ZHZE
u
(
)
d
[
H]
①确定公式内各计算数值
a)试选载荷系数Kt
1.3
b)由图10-20选取区域系数ZH
2.5
c)查得1
0.78,2
0.88,
0.780.881.66
d)小齿轮传递的转矩
e)由表10-7
选取齿宽系数
f)由表10-5查得材料弹性影响系数ZE189.8MPa2
g)由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1
600MPa;
大齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim2
550MPa
h)由式10-15计算应力循环次数:
i)由图10-23查得接触疲劳寿命系数
j)计算接触疲劳许用应力:
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-14)得
k)许用接触应力
②计算
a)试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得
b)计算圆周速度
c)齿宽b及模数mnt
d)计算纵向重合度
第页
e)计算载荷系数K
由表10-2查得使用系数根据,8级精度,由
图10-8查得动载系数;
由表10-4查得KH的值与直
齿轮的相同,故;
表10-3查得;
图10-13
查得
故载荷系数:
f)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式
(10-10a)得
g)计算模数mn
(3)按齿根弯曲强度设计
由式(10-17)
①确定计算参数
a)计算载荷系数
b)根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影
响系数
c)计算当量齿数
d)查取齿形系数
由图10-17查得
e)查取应力校正系数
由图10-18查得
f)计算弯曲疲劳许用应力
由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-14)得
g)计算大、小齿轮的YFaYSa,并加以比较
[F]
大齿轮的数值大
②设计计算
对比计算的结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于
由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取,已可满足
弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度
算得的分度圆直径来计算应有的齿数。
于是由
取,则
(4)几何尺寸计算
①计算中心距
将中心距圆整为222mm
②按圆整后的中心距修正螺旋角
因值改变不多,故参数,K,ZH等不必修正
③计算大、小齿轮的分度圆直径
④计算齿轮宽度
7
圆整后取
由于是同轴式二级齿轮减速器,因此两对齿轮取成完全一
样,这样保证了中心距完全相等的要求,且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满
足高速级齿轮传动的要求。
为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分,故高速级小齿轮采用左旋,大齿轮采用右旋,低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。
高速级低速级
小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮
模数(mm)
螺旋角
中心距(mm)
齿数
齿宽(mm)
分度
.
直圆
径齿根
(m圆
m)齿顶
圆
旋向
七、轴的设计计算
轴的设计计算
1.高速轴的设计
(1)高速轴上的功率、转速和转矩
转速(r/min)高速轴功率(kw)转矩T(Nm)
58410.56207.22
(2)作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为d=98.75mm
8
2T
207.22
3733
.69N
Ft
111.00103
tann
3733.69
tg
20
Fr
1396.69N
cos
cos13.35
FaFt
tan
3733.69tg20
1396.69N
Fp1936.4N
(3)初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45
钢,调质处理。
根据表15-3,取A0112,于是得
A0
1123
10.54
29.38mm
584
因为d
100mm,轴上有一个键槽,所
以增大5%
dmin
29.38
1.0530.85mm
0.05
取d
35mm
(4)轴的结构设计
1)拟订轴上零件的装配方案(如图)
2Ⅰ)根据轴向定位的要求确定轴的各Ⅱ段直径和长度Ⅲ①为了满足V带轮的轴向定位,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=37mm。
V带轮与轴配合的长度L1=99mm,为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些,现取LⅠ-Ⅱ=95mm。
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,故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=37mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标
准精度级的单列圆
锥滚子轴承
30308,其尺寸为
×
×
,故
Ⅲ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=40mm;
而
dDT=40mm90mm
25.25mm
LⅢ-Ⅳ=24+24=48mm,LⅤ-Ⅵ=15mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此,套筒左端高度为5mm,dⅤ-Ⅵ=50mm。
③取安装齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=45mm,取
LⅣ-Ⅴ=115mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。
④轴承端盖的总宽度为36mm(由减速器及轴承端盖的结构
设计而定)。
根据轴承端盖的装拆,取端盖的外端面与
V带
轮右端面间的距离L=24mm,故取LⅡ-Ⅲ=60mm。
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
3)轴上零件的轴向定位
V带轮与轴的周向定位选用平键
10mm×
8mm×
80mm,V带
轮与轴的配合为
H7/r6;
齿轮与轴的周向定位选用平键
14mm×
9mm×
90mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中
性,故选齿轮轮毂与轴的配合为
H7/n6;
滚动轴承与轴的周
向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为
m6。
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角1.2
45,各圆角半径见图
轴段编
长度
直径
配合说明
(mm)
Ⅰ-Ⅱ
95
35
与V带轮键联接配合
Ⅱ-Ⅲ
60
37
定位轴肩
Ⅲ-Ⅳ
48
与滚动轴承30307配合,套筒定
40
位
Ⅳ-Ⅴ
115
45
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
50
定位轴环
Ⅵ-Ⅶ
26
与滚动轴承30307配合
总长度
359mm
(5)求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。
在确定轴承支点位置时,从手册中查取a值。
对于30307型圆锥滚子轴承,由手册中查得a=19.5mm。
因此,轴的支撑跨距为L1=129mm,
L2+L3=83.5+76.5=160mm。
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。
先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。
128
76
11
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1
1749N,FNH2
1909N
FNV1
2964N
FNV22398N,
C截面弯
MH
FNH2
L3
14638Nmm
MV
FNV2L3
Ma
矩M
203865Nmm
总弯矩
M
max
M2
Nmm
H
V
146038
203865
250775
扭矩
T207220Nmm
(6)
按弯扭合成应力校核轴的强度
根据式(15-5)及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应
力,取
0.6,轴的计算应力
=M2
(T)2
2507752
0.6
2072202
Mpa30.72Mpa
ca
W
0.1
453
Ft2
Fr2
Fa2
已选定轴的材料为
45Cr
,调质处理。
由表
15-1查得
[-1]70MPa。
因此
[-1],故安全。
中速轴的设计
(1)中速轴上的功率、转速和转矩
转速(r/min)中速轴功率(kw)转矩T
(Nm)
195.9710.14494.14
已知高速级齿轮的分度圆直径为d1333.00mm,则
494.14
2967.81N
Ft1
333.00103
2967.81
tg20
Fr1
1110.19N
Fa1Ft
tg201080.22N
已知低速级齿轮的分度圆直径为d2111.00mm,根据式则
8903.42N
111.00
103
8903.42
3330.58N
8903.42
tg203240.58N
先按式(15-2)初步
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- 同轴 二级 圆柱齿轮 减速器