新版两级减速器设计完整版Word格式文档下载.docx
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2345
=0.99
42
hhhhhh
则
=
12345
=0.98
查《机械设计课程设计指导书》表9-1取=0.99,,
=0.97,
2
3
=0.96,
=0.99´
0.98´
0.97´
0.96=0.8
4
5
F´
V
工作机的有效功率所
P==2200´
1.2/1000=2.64kw
1000
P
P==2.64/0.8=3.3kw
以电动机所需功率
总
=0.8
3)确定电动机的转速
2.64kw
P=
二级圆柱齿轮减速器传动比工作机卷筒轴的转速为
i=8~40,
=3.3kw
60´
1000v60´
1000´
1.2
==96rminn=
pp
d´
240
所以电动机的转速可选范围为
n=in=(8~40)´
96rmin=(768~3840)rmin
所选电机
då
Y112M-4
rmin
综合考虑,决定选用1500的电动机。
根据电动机类型、容量和转速由机械手册选定电动机型号为Y112M-4,其主要性能如
下:
动机额定功率P=4kw;
n
满载转速=1440r/min;
P=4kw
m
三.传动装置的总传动比和分配传动比
=1440r/min
1440
i===15
(1)总传动比为其中为满载转速。
n96
(2)分配传动比考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近。
i=3
取
i
15
i===5
总传动比15
i=
i3
2.4
i=ii
234
i=1.2i
2
34
取2.4,2
ii
其中:
为总传动比,为带的传动比,为高速级齿轮传动比,为低速级齿轮传动比
四.传动系统的运动和动力参数计算
(1)各轴的转速
n=1440rmin
Ⅰ轴
n=n=1440rmin
1m
n=600rmin
n==rmin=600rmin
Ⅱ轴
300rmin
n=
i2.4
600
==300rminn=
Ⅲ轴
i2
卷筒轴
n=n=300rmin
w3
(2)各轴的输入功率
p=p=3.3kW´
0.99=3.27kW
3.27kW
1d1
hh
p=p=3.267kW´
0.97=3.11kW
3.11kW
2123
2.95kW
p=p=3.1056kW´
0.97=2.95kWp=
Ⅲ轴
32233
2.86kW
p=p=2.95kW´
0.99=2.86kWp=
321
卷卷
(3)各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩为
3.3kW
T=
664
T=9.55´
10´
=9.55´
=2.1885´
10N×
mm
n1440rmin
2.1885N·
mm
´
10
44
T=T=2.1885´
mm´
0.99=2.1667´
T=Ti=2.1667´
2.4=4.9431´
21233
2.1667´
T=Ti=49431´
2=9.3748´
32234
T=T=9.3748´
0.99=9.0954´
卷
4.9431´
现将计算结果汇总如下:
转速
转矩T∕
轴名功率P∕kW
n()
(N·
mm)
9.3748´
电机轴3.31440
2.1885
Ⅰ轴3.271440
2.1667
9.0954´
Ⅱ轴3.11600
4.9431
Ⅲ轴2.95300
9.3748
卷筒轴2.86300
9.0954
五.设计高速级齿轮
(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,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
#
①材料:
高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮(197~286)
45
Z
HBS取小齿齿数=17
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮(156~217)HBSZ=×
Z=2.4×
17=40.8取Z=41.
②齿轮精度
按GB/T10095-1998(《机械设计基础》以下简称教材p168),选择7级,齿
根喷丸强化。
(2)设计计算
齿轮材料
①设计准则
45钢
齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效,因此要通过强度计算来设计齿轮的
尺寸,先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而
算出模数,比较两者的大小,然后按标准模数取值,再根据模数算出最后的分度圆
直径等齿轮尺寸。
考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差,常取大齿轮齿宽b=b,而
小齿轮宽b=b+(5~10)mm,以便于装配。
②按齿面接触疲劳强度设计
2KTZZ
u+1
1HE
d³
()
1t
fs
u[]
dH
按教材p169取K=1.6
Z=2.5
教材p171对于标准齿轮,区域系数
H
s
=600=360MPa
按教材表11-1小齿轮接触疲劳极限MPa,大齿轮,取
Hlim1Hlim2
S=1
失效效率
100
[]
许用接触应力600MPa,
====360MPa
H1H2
SS
HH
[][]
ss
+600+360
则
==480MPa=
22
Z=189.8MPa
弹性系数
E
f
u==2.4
按教材p175非对称布置
=1
转矩
T=2.1667´
初取
于是有小齿轮的分度圆直径
小齿轮的分度圆直
径
d=45.78mm
2´
1.6´
102.4+12.5´
189.8
æ
ö
=45.78mm
ç
÷
12.4480
ø
è
③计算几何尺寸
齿宽
b=´
d=45.78mm
dz=45.7817=2.7mm
模数m=
11
④校核齿根弯曲疲劳强度
YY
2KT
FaSa
根据教材p173≥mm
F
d1
K=1.6,Z=17,Z=45
转矩mm,.
12
=450MPa,大齿轮=300
由教材表11-1取小齿轮弯曲疲劳极限
FE1FE2
450
b
=45.78mm
S=1.25
取,则
FE1
===360MPa
F1
S1.25
模数m=2.7
300
FE2
===240MPa
F2
查教材的图得
Y=3.1,Y=2.25,Y=1.53,Y=1.8
Fa1Fa2Sa1Sa2
YYYY
3.1´
1.532.25´
1.8
于是有
Fa1Sa1Fa2Sa2
==0.013175,==0.016875
[]360[]240
F1F2
大齿轮的数值较大,选用。
于是有≥mm==1.593mm
0.016875
1´
17
最终
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的
取模数
模数,按教材p57GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲
m=2mm
劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=42.75来计算应有的齿数.于
Z=23
45.78
Z=
56
Z===22.89
是取
m2
中心距
a=78mm
Z=Zi=2.4´
23=56
213
d=
46mm
⑤计算几何尺寸
mZ+Z
223+56
=112mm
==78mm
中心距a=
b=46mm
d=Zm=23´
2=46mm
大小齿轮分度圆直径
b=50mm
d=Zm=56´
2=112mm
b=45mm
齿顶圆直径
齿轮宽度b=
d=46mm
50mm
a1
b=45,b=40
由《机械设计课程设计指导书》以下简称指导书,取
116mm
a2
d=d+2m=46+4=50mm
a11
齿根圆直径
d=d+2m=112+4=116mm
41mm
a22
f1
d=d-2.5m=46-2.5´
2=41mm
107mm
f11
f2
d=d-2.5m=112-2.5´
2=107mm
f22
六.设计低速级齿轮
(1)齿轮材料、精度、齿数
材料:
低速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮(197~286)HBS取小齿齿
数=24
低速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮(156~217)BS
Zi=24´
2=48
Z=
14
75.7mm
齿轮精度:
按教材p168GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化
初取b=75.7
考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差,常取大齿轮齿宽b=b,而
m=3.15
2KTu+1ZZ
2HE
u==2,Z=189.8,=1
取K=1.6,标准齿轮,
Ed
1100S=1
失效概率取,,
T=4.9431´
+
同高速齿轮一样
==480MPa
61.43mm
则有
102+12.5´
=
=61.43mm
12480
b=d=61.43mm
b=61.43
m=2.5597
61.43
m===2.5597mm
模数
Z24
④按齿根弯曲疲劳强度设计
≥mm
其中,.
T=1,.03´
Y=2.65,Y=2.25,Y=1.6,Y=1.8
2.65´
1.62.25´
==0.01178,==0.016875
计算模数
≥1.5
≥=
0.016875=1.667mm
24
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的
法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强
度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=75.7来计算应有的齿数.
75.7
Z=26Z
取,=2×
26=52
Z==25.2
最终m=3mm
326+52
==117mm
中心距a=
Z=26
d=Zm=26´
3=78mmZ=52
112
a=117mm
d=Zm=52´
3=156mm
齿轮宽度b=
d=78mm
b=80,b=75
d=156mm
d=d+2m=78+6=84mm
d=d+2m=156+6=162mm
b=80mm
d=d-2.5m=78-2.5´
3=70.5mm
b=75mm
d=d-2.5m=156-2.5´
3=148.5mm
84mm
七七.带传动设计
d=162mm
设计V带和带轮
=70.5mm
a)确定计算功率
ca
148.5mm
K
查机械设计课本表8-7选取工作情况系数:
=1.2
A
156
PK
=×
=1.2×
4=4.8kw
caA
b)选择V带的带型
根据=4.8kw,=1.2,查课本图8-11选用带型为A型带。
157
=4.8kw
u
c)确定带轮基准直径并验算带速
A型
a)初选小带轮的基准直径
PP
查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径=100mm。
155157
b)验算带速
dn
100´
d1m
v==7.536m/s
==
100060´
5m/s£
v£
30m/s
因为,故带速合适。
=100mm
c)计算大带轮的基准直径
ddPd
大带轮基准直径==3×
100=300mm,式中为带传动的传动比,根据课本表8-
153
d2d1d
=7.536m/s
a
L
d)确定V带的中心距和带的基准长度
aaa
(d+d)(d+d)(d+d)
由于0.7≤≤2,所以初选带传动的中心距为:
=1.5
000
d1d2d1d2d1d2
(d-d)
=315mm
d1d2
+2a+(d+d)
¢
所以带长为:
=≈1916mm
d2
0d1d2
24a
'
L-L
dd
PL
查课本表8-2选取v带基准长度=1600mm,传动的实际中心距近似为:
≈+
146d
中心距的变化范围为757~829mm。
e)验算小带轮上的包角
d-d
180
oo
=180-´
=162.94
≈164.22≥90,包角合适。
=1916mm
f)计算带的根数z
因=100mm,带速v=7.536m/s,传动比,则查课本、表8-4a、表8-4b
152153
=1600mm
PDPP
本额定功率=1.32kw,额定功率增量=0.17kw。
查课本表8-2得带长修正系数
10146
内插值法得小带轮包角修正系数=0.96,于是
¶
=781mm
1.2´
KP
=3.39
=
故取4根。
==
1.32+0.17´
0.96´
0.99
P(P+DP)KK
r00L
(F)
o
g)计算单根V带的初拉力的最小值
=164.22
omin
q
查课本表8-3可得V带单位长度的质量=0.10kg/m,故:
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