圆锥圆柱齿轮减速器含零件图装配图Word文档下载推荐.docx
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1
圆锥滚子轴承(一对)(稀油润滑)
4
卷简
圆锥直齿(8级,稀油润滑)
计算得传动的装置的总效率
.〃惟・〃柱.〃承1.〃筒
=0.992X0.97X0.98X0.994X0.95=0.850
工作机功率几=旦=3.74%卬所需电动机输出功率为
1000
p374
2=—=^—=4.4女卬
%0.85
查表,选择电动机额定功率为
最后确定电机Y系列三相异步电动机,型号为Y132S-4,额定功率,满载转速勺=1440r/min。
、传动系统的运动和动力参数计算
2.2.1、分配各级传动比总传动比北=&
=必=12.41°
〃116.0
查表,推荐功入0.25。
=0.25x12.41=3.1025,且%/3,固取i惟=2.95,%=,=i^^=4.21
1推
2.2.2、由传动比分配结果计算轴速
“I=nm=144077min1440/100r/=—==488.14r/nnn
11/,2.95
nlu=-=4SS-14-=115.95r/minin4.21
凡=〃in=115.95r/min
2.2.3、各轴的输入功率
P1=《月浪=4.4x0.99=4.356kw
Pu=PF/承〃*=4.356x0.99x0.96=4.14kw6n=承"
柱=4.14x0.99x0.97=3.98kw
P移=片也承〃陕=3.98x0.99x0.99=3.90kw
2.2.4、
7]°
=0.850
P=3.14kW
Pd=4Akw
nm=1440r/niin
"
=12.41
%=2.95
%=421
2.4.各轴输入转矩
Td=955Ox土-=29.182V•m片,〃
T[=955Ox△=28.897V・
=9550x^1=81.OA<
m
-%i
T3=955Ox号□=327.81/V-m%ii
Pg
=955Ox—=321.227V-m
将计算结果列在下表
45号钢
小齿轮采用调质处理
大齿轮采用正火处理
轴号
功率P/kW
转矩
T/(N・〕n)
转速n/(r/min)
电机轴
1440
I轴
II轴
III轴
卷筒轴
、传动零件的计算
2.3.1、圆锥直齿齿轮传动的计算
设计基本参数与条件:
齿数比u=,传递功率A=4.356kW,主动轴转速〃i=1440”加〃,采用一班制工作,寿命10年(一年以250天计),小锥齿轮悬臂布置。
(1)选择齿轮材料和精度等级
①材料均选取45号钢,小齿轮采用调质处理,其齿面硬度为236HBS,大齿轮采用正火处理,其齿面硬度为190HBS。
②精度等级取8级。
③试选小齿轮齿数4=23
Z,=1%=2.95x23=67.85,取与=68
调整后〃=攵=竺=2.96
&
23
(2)按齿面接触疲劳强度设计
查有关公式,有齿面接触疲劳强度设计公式
d>
JZeZ24K4
U~\0.85如1-0.5次为
①试选载荷系数:
K〃,=1.3。
②计算小齿轮传递的扭矩:
7;
=28890N•利
③取齿宽系数:
=0.30
④确定弹性影响系数:
由表得,Z“=189.87瓦瓦;
⑤确定节点区域系数:
查图,标准直齿圆锥齿轮传动:
Z〃=2.5
⑥根据循环次数公式,计算应力循环次数:
N、=60〃心=60x1440x1x10x250x8=1.728x1()9
M=*=5.858xl()s
⑦查图得接触疲劳寿命系数:
K〃m=1.0,K/w,=1.05
⑧查图得疲劳极限应力:
6“加I=580MPa,b〃加2=390Mpe
⑨由式计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S/f=1.0,
[b/=〃"
向=580MPa,
S〃
[5"
?
="
〃心叫心=4095Mp〃S〃
⑩由接触强度计算出小齿轮分度圆直径:
4,271.863〃〃〃,则齿宽中点分度圆直径41=4/1-0.5%)=61.084mm
齿轮的圆周速度、=%”=4.610w/s
60x1000
精度等级8级
4=23
Z2=68
du>
71.863/77/77
计算载荷系数:
a:
齿轮使用系数,查表得K8=l
b:
动载系数,查表得K「=1.26
C:
齿间载荷分配系数,查表得长〃4=长次=1
d:
齿向载荷分布系数,查表得K/0=K7=L37e:
接触强度载荷系数
K〃=KaKvKHaKHfJ=1x1.26x1x1.37=1.726
。
按载荷系数校正分度圆直径
4=4,NK〃/KUt>
78.98〃〃〃
大端模数ni=—=3A3mm
取标准值,模数圆整为〃?
=4〃〃〃
Q计算齿轮的相关参数
大端分度圆直径4=i=92mm,d2=mz2=272mm
G2a=18.687°
&
=90°
-百=71.313°
z2
R=&
+1=143.72〃?
〃?
®
确定齿宽:
b=(/)kR=43.12〃〃〃
圆整取〃=45mm
(3)校核齿根弯曲疲劳强度
①载荷系数Kp=1.726
②当量齿数1=」一=24.3,=212.4
COScos%
③查表得%1=2.68,Li=L58,YFa2=2A4f^=1.88
④取安全系数>
=1.6
由图得弯曲疲劳寿命系数Km”=1.0,KFN2=LO5
查图得弯曲疲劳极限为:
0>
.|=420加尸4,叫施=32UMPa
许用应力/分人="
0.1=262.5MPa
[J=.川2%"
2=210M以S/.
⑤校核强度,由式与=—乙丁髀个〈⑸]
加〃(1一0.5打尸打J〃一+l
4>
m=4mm
4=92mmd)=272mm
R=143.72/nm
b=45mm
J,=18.687°
J,=71.313°
满足齿根弯曲强度
ha=4mmhf=4.8〃7〃7
c=0.8mm
J,=18.6670
J,=71,333°
daX=99.6mmd,力=274.6mm
计算得o-F1=147.35MPa<
[crr],,aF2=140M&
<
/分心可知齿根弯曲强度满足,参数合理。
⑥计算锥齿轮传动其他几何尺寸
ha=m=4〃?
ht=1.2/7?
=4.8/72777
c=0.2/77=0.Smm
J.=arccos「"
=18.6670
西
6.=arccos,1=71.3330
环
da{=dl+2mcosdt=99.6mm
da2=cl1+2mcos5=274.6〃〃〃
df[=d]-2.4mcos=82.9/7////df2=cl2-2Amcos32=268.9〃"
〃
2.3.2、圆柱斜齿齿轮传动的计算
齿数比u=,传递功率6=4.14〃W,主动轴转速勺=488.14“〃而,采用一班制工作,寿命10年(一年以250天计)。
(1)选择齿轮材料、精度等级和齿数
①小齿轮材料选取45钢调质,大齿轮也选取45钢正火处理,小齿轮齿面硬度为236HBS,大齿轮齿面硬度为190HBS。
②精度等级取7级。
③试选小齿轮齿数Z3=24
Zq=1%=4.21x24=101.04,取Z4=102
调整后〃=亘="
£
=4.25Z324
⑷初选螺旋角尸=12°
7>
1]2K〃J”+1ZZ/Z/。
dn=82.9mm
d口=268.9mm
45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理
7级精度
Zi=24Z4=102
七=1.3
q=81OOON-〃7
念=1.1
由表,Z£
=189.8VMP^
⑤确定区域系数:
查图,标准斜齿圆柱齿轮传动:
N2=60〃必=60x488.14x1x10x250x8=5.86x1()8
M="
=L39x1()8U
查图得接触疲劳寿命系数:
K/w2=0.94,K“n3=0.98
查图得疲劳极限应力:
6"
加2=55。
知&
由式计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数
SH=1.0,
1b/〃3="
心叫"
=564MPa,S〃
[%h=勺=叫心=539MPas〃
取接触疲劳许用应力小的,即/b〃/=[b/J=539MPa
⑦计算接触疲劳强度用重合度系数和螺旋角系数Z。
af=arctan(tanan/cos夕)=20.4V
%3=arccosz3cosat/(z3+2h:
•cos/)]=29.936,aa4=arccosz4cosat/(z4+2h;
•cos/?
)]=22.7780£
a=[z3(tanaa3-tanaf)+zA(tanaa4-〃〃q)]/(2;
r)=L5558.=%z3tan(p)/7r=1.786
Zf=J±
含•(>
%)+%=0.713
V3£
a
Z§
=y/cosp=0.985
⑧代入数值计算
小齿轮直径d3t>
44.9nun
⑨圆周速度u=W^」=1.148〃?
/s60x1000
⑩齿宽b,
b=(/>
dxd3t=1.lx44.9〃?
〃7=49.39〃?
(Q)计算纵向重合度?
=内&
〃〃?
4/笈=1.786
齿轮使用系数,查表得K,1=1.0
动载系数,查图得(=1.05
齿间分配系数,查表得K〃a=1.4
查表得齿向载荷分布系数K〃s=1.421
查图得K"
=1.35
e:
Kh=KAKvKHaKHfi=1x1.05x1.4x1.421=2.089
O按载荷系数校正分度圆直径
4==56.91limn
⑭计算模数〃?
=02=2.32〃〃〃,31
(3)按齿根弯曲强度设计
由式叫=产“丝荷月正
V必公1
①试选载荷系数KFi=\.3
②由纵向重合度%=1.786,从图得〃=0.714
③计算当量齿数4,3=-^=24.6cosp
d3t>
44.9mm
Kh=2.089
a”=—V=99.4cos-尸
④由图得弯曲疲劳强度极限b"
加3=500MP”,aFliltt4=380/Pa
⑤由图取弯曲疲劳寿命系数长卬3=°
-95,%=0.98
⑥取弯曲疲劳安全系数〉=1.4
由式得
[="
对「外加3=339.29MPaS/
[%/="
,痴3=266Mp"
Sf
⑦由⑶表10-5得齿形系数”“3=2.65,YFa4=2A9
得应力校正系数匕3=L58,L=L81
⑧计算大、小齿轮的冬冬并加以比较。
Wkl=0.0123,^^=0.0149
[6h10/4
大齿轮的数值大,所以取匕屋=%△叱=0.0149[%][.匕
⑨计算得办之1.319mm,取mn—2.0〃"
⑩校正齿数
.="
:
((”=27.84+28,为=政3=117.88为使两齿轮齿数互
质取4=119
⑪圆整中心距
a="
#4"
=150.284mm2cosp
圆整中心距为a=l50mm
修正螺旋角
mn—2.0mm
a=150〃〃〃
A(%+Z4刖
p=arccos—:
——=11.478
2a
变化不大,不必修正前面计算数值。
(9计算几何尺寸及齿轮传动尺寸
dy==57.14mm,dA==242.866〃?
COSPCOSP
/7=11.4788
b=4dd3=6285mm,取齿宽为a=68mm,b4=63nun
4=57.14〃?
=,n,1=2.04〃〃〃
d4=242.86〃〃〃
cos
么=68/77/?
ha=hamn=2mm
b4=63mmm1=2,O4〃"
hf=(A/=2.5mm
h=h+hf=4.5/77/77
ha=2mm
=2.5mm
c=c-mn=0.5/?
/?
da3=d3+2ha=61.14mm
daA=d4+2ha=246.86〃〃〃
4/3="
3一2h,=52.14〃"
df4=d「2hf=237.86〃〃〃
、轴的计算
2.4.1,高速级轴的设计与计算
(1)轴上的功率片=4.356AW,转速〃1=1440”"
〃力,转矩
=28.89N,〃?
,
(2)求作用在齿轮上的力
圆周力E=738.9N,轴向力%=86.2N,径向力的=254.75N
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45纲,
调质处理。
根据[3]表15-3,取为=112,于是得
4m=4需=162〃〃?
h=4.5mm
c=0.5mm<
3=61.14〃〃〃cl.=246.86〃〃〃d(y=5214〃"
〃df4=237.86〃〃〃
i=738.9N
%=86.2N
F八=254.75N45钢,调质处理4,而=16.2〃〃〃
⑷轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案,如下图
由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。
为了使所选轴径4与联轴器孔径相适应,故需同时选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩,查[3]表14T
Tca=K,X=1.5x45860=68790N♦mm
查表,选择GB/T5014-2003中的LX1型联轴器公称转矩7;
=250N・〃?
,许用转速[〃]=8500”〃〃力,轴孔的直径范围为12~24n加,4>
16.686~17.01〃?
联轴器的毂孔直径为20mm,■=521run
①轴段①,由联轴器型号直径为4=20mm,右端应有轴肩定位,
轴向长度应该略小于52nlln,取4=50nini。
Y型轴孔,A型键,联轴器从动端代号为LX120x52GB/T5014-2003
②轴段②,④,先初选轴承型号,由受力情况选择圆锥滚子轴
承,型号取30205,内径为25nlln,£
)=52〃〃〃,T=16.25/?
n?
B=15mm,da=31/wn,Da=44nun,a3=12.5mm。
所以轴段直径为25mm,即4=4=25〃〃〃,长度应略小于轴承内圈宽度15mm,取为/=品=13mm。
③轴段③,其内径4=4=31〃〃〃。
左端联轴器右端面距离短
盖取30m%加上轴承宽度和端盖宽度,轴段长度定为65.25mm。
④轴段⑤,直径为4=23〃?
,M«
32.9mm,
△i==o齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面按齿轮
结构需取56nlln,轴与齿轮配合段比齿轮轮毂孔略短,差值为
4=20mm
4=50mm
d2=d4=25mm
1^=L4=\3mm
“=31mm
d5=23〃〃%
L5=75.5mm
0.75mmoJ=56+A,+c+T—L4—0.75=75.5mm0
⑤轴段③和①的长度,轴承端盖凸厚度功=1窈〃〃,取联轴器
毂孔端面距轴承端盖表面距离K=10〃〃〃,轴承左端面距轴承安装面距离为乙=25.5〃加,取①轴段端面与连轴器左端面距离为
1.75mm,则有L1=Z1K+K+Bd+/4+T-L2-1.75=100〃〃〃。
小齿轮
受力作用点与右端轴承对轴作用点间距为
/3=M+△]+c+“3=63.4〃〃〃,则两轴承对轴的力作用点间距距离为
匕=(2~2.5月=126.8~158.5〃〃〃,右=/2+2ay—2T=119.3~151/n/n
取区=125〃〃〃==132.5〃〃〃在其取值范围内,为合格。
4=100〃加7
/3=63.4〃〃〃b=\32.5nun/]=Sbnuri4=125〃〃〃
52
乙=6+右一7+%f1・75=86〃〃〃
⑥零件的周向定位
查[1]表14-24得
左端半联轴器定位用A型平键,宽度为6n皿,长度略小于轴段,
<
45mm,选取键6x45GB/T1096-1990,
右端小齿轮定位用A型平键,宽度为8m%长度略小于轴段,取
63mm,选取键8x63GB/T1096-19900
(5)求轴上的载荷
载荷
水平面H(轴承1)
垂直面V(轴承2)
支反力R
Ri〃=96.5N,凡〃=35L25N
RIV=353.6N,=10925N
总支承反力
Ri=366.5N
=U47.6N
a截面弯矩%
=-12786.25^-n
mMaV=4685.2N-mm
b截面弯矩此
MbH=3370.42N-mm
Mhv=62434.3N・〃im
总弯矩
Mfl=^49699.52+10611&
32=47085.7N•mm
M产3370.42N・nun
扭矩T
T、=28890N・mm
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图
图3高通轴的结构构想图
Mv
12786.25Nmm
4685.2Nnn
MH.^_<
-T>
TT~rTTTTTTTTTTTmTTrTTTTTTTr-rT-
轴的强度满足
要求
键连接强度足
够
T=28890Nhn
⑹按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知,a截面为应力最大的位置,只需校核此处即可,根据[3]式15-5及以上数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取2=0.6,轴的计算应力
=\"
一一‘"
一=W.5MPa
查⑶表15-1得/b»
/=60M&
因此々,V[b_J,强度满足要
求。
⑺校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为0>
=也=24.7〃4;
d{hl
齿轮处键连接的挤压应力为bp】=1=13.IMP”
md5hl
取键、轴及带轮的材料都为钢,由表得[外=125~150Mpm<
[b]p,强度足够。
⑻①校核轴承寿命
计算轴承的轴向力:
查表得30205轴承的
Cr=32200N,Gr=37000N,e=0.37,r=1.6o则轴承1、2的
内部轴向力分别为
旦=2^2=1145%
2Y2x1.6
_^_=H47:
6=3586/v
-2Y2x1.6
外部轴向力A=86.2N,各轴向力方向如图6所示,则
§
2+A=358.6+86.2=444.8N>
S]
则两轴承的轴向力分别为
%=S?
+A=444.8N
工2=$2=358.6N
②计算当量动载荷因为工J4=444.8/366.5=1.2>
e,轴承1
的当量动载荷为
6=0.4a+1.6工1=0.4x366.5+1.6x444.8=858.28N
因为=358.6/1147.6=0.31<
^,轴承2的当量动载荷为
P2=R2=1M7.6N
因为耳<
6,故只需校核轴承2,P=6。
轴承在100°
C一下工作,查表得人=ljp=1.5。
③校核轴承寿命轴承2的寿命为
106frCv106320002/
L,=(——尸=(尸h=19696l.Oh
60/7)fPP60x14401.5x1147.6
减速器预期寿命为:
4,=2x8x250x10/2=40000/?
Lh>
Lh,故轴承寿命足够。
2.4.2、中间轴的设计与计算
⑴轴上的功率%=4.14kW,转速均产488.14)加〃,锥齿轮大端分度圆直径由=272〃〃〃,其齿宽中点
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- 圆锥 圆柱齿轮 减速器 零件图 装配