一级直齿圆柱齿轮减速器Word下载.docx
- 文档编号:20877506
- 上传时间:2023-01-26
- 格式:DOCX
- 页数:22
- 大小:195.97KB
一级直齿圆柱齿轮减速器Word下载.docx
《一级直齿圆柱齿轮减速器Word下载.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《一级直齿圆柱齿轮减速器Word下载.docx(22页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
选择链传动的一级圆柱直齿轮减速器。
计算传动装置的总效率a:
a=0.99×
0.992×
0.97×
0.95×
0.96=0.86
1为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为链传动的效率,5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=1.8m/s
工作机的功率pw:
pw=
3.96KW
电动机所需工作功率为:
pd=
4.6KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
114.6r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,,一级圆柱直齿轮减速器传动比i1=3~6,链传动的传动比i2=2~5,则总传动比合理范围为ia=6~30,电动机转速的可选范围为nd=ia×
n=(6×
30)×
114.6=687.6~3438r/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Y132S-4的三相异步电动机,额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/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=1440/114.6=12.6
(2)分配传动装置传动比:
ia=i0×
i
式中i0,i分别为链传动和减速器传动的传动比。
为使链传动的外廓尺寸不致过大,初步取i0=3,,则减速器传动比为:
i=ia/i0=12.6/3=4.2
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=1440=1440r/min
nII=nI/i=1440/4.2=342.9r/min
nIII=nII/i2=342.9/3=114.3r/min
(2)各轴输入功率:
PI=Pd×
=4.6×
0.99=4.55KW
PII=PI×
=4.55×
0.99×
0.97=4.37KW
PIII=PII×
=4.37×
0.95=4.11KW
则各轴的输出功率:
PI'
=PI×
0.99=4.5KW
PII'
=PII×
0.99=4.33KW
PIII'
=PIII×
0.99=4.07KW
(3)各轴输入转矩:
TI=Td×
i0×
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
30.5Nm
所以:
=30.5×
0.99=30.2Nm
TII=TI×
i×
=30.2×
4.2×
0.97=121.8Nm
TIII=TII×
i2×
=121.8×
3×
0.95=343.7Nm
输出转矩为:
TI'
=TI×
0.99=29.9Nm
TII'
=TII×
0.99=120.6Nm
TIII'
=TIII×
0.99=340.3Nm
第五部分链传动和链轮的设计
1选择链轮齿数z1,z2
假设链速v=0.6~3m/s,查表7.6得z1≥17,故选取:
z1=25;
大链轮齿数:
z2=i2×
z1=3×
25=75,取z2=75
2确定计算功率Pca
查表7-7得KA=1,则:
Pca=KA×
=1×
4.33=4.33
3确定链节数Lp'
初选中心距a0=40p,则链节数为:
Lp'
取:
Lp=132
4确定链节距p
由式(7-15),链传动的功率为:
由图7-11,按小链轮转速估计,链工作在功率曲线的左侧,查表7-8得:
KZ=
KL=
选取单排链,查表7-9,KP=1
P0≥
由P0=2.41KW和小链轮的转速n2=342.9r/min查图7-11选取链号为08A,再由表7-1查得链节距p=12.7mm。
由点(n1,P0)在功率曲线的左侧,与所选系数KZ、KL一致。
5确定中心距
a=
=510.69mm
中心距减少量
Δa=(0.001~0.002)a=(0.002~0.004)×
510.69=1.02~2.04mm
实际中心距
a'
=a-Δa=510.69-(1.02~2.04)=509.67~508.65mm
取a'
=510mm
6验算链速V
v=
=1.8m/s
7计算作用于轴上的压轴力
Fe=
=2406N
Fp≈1.2Fe=1.2×
2406=2887N
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:
高速级小齿轮选用45号钢调质,齿面硬度为小齿轮:
250HBS。
高速级大齿轮选用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=4.2×
20=84取:
Z2=84
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=30.2Nm
3)选取齿宽系数d=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:
Hlim1=610MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:
Hlim2=560MPa。
7)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×
1440×
1×
10×
300×
2×
8=4.15×
109
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=4.15×
109/4.2=9.87×
108
8)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.85,KHN2=0.89
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:
[H]1=
=0.85×
610=518.5MPa
[H]2=
=0.89×
560=498.4MPa
许用接触应力:
[H]=([H]1+[H]2)/2=(518.5+498.4)/2=508.45MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=42.8mm
4修正计算结果:
1)确定模数:
mn=
=2.14mm
取为标准值:
2.5mm。
2)中心距:
=130mm
3)计算齿轮参数:
d1=Z1mn=20×
2.5=50mm
d2=Z2mn=84×
2.5=210mm
b=φd×
d1=50mm
b圆整为整数为:
b=50mm。
4)计算圆周速度v:
=3.77m/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:
KH=1.1,KF=1.1;
齿轮宽高比为:
=8.89
求得:
KH=1.09+0.26d2+0.33×
10-3b=1.09+0.26×
0.82+0.33×
10-3×
50=1.37
,由图8-12查得:
KF=1.34
2)K=KAKVKFKF=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=2.23
应力校正系数:
YSa1=1.56YSa2=1.77
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:
Flim1=245MPaFlim2=220MPa
5)同例8-2:
小齿轮应力循环次数:
N1=4.15×
大齿轮应力循环次数:
N2=9.87×
6)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
KFN1=0.81KFN2=0.85
7)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
[F]1=
=152.7
[F]2=
=143.8
=0.02809
=0.02745
小齿轮数值大选用。
(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
mn≥
=1.9mm
1.9≤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=210mm
b=d×
b=50mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b1=55mmb2=50mm
中心距:
a=130mm,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=4.55KWn1=1440r/minT1=30.2Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知小齿轮的分度圆直径为:
则:
Ft=
=1208N
Fr=Ft×
tan
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×
=16.4mm
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=KAT1,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=KAT1=1.2×
30.2=36.2Nm
由于键槽将轴径增大4%,选取联轴器型号为:
LT4型,其尺寸为:
内孔直径20mm,轴孔长度38mm,则:
d12=20mm,为保证联轴器定位可靠取:
l12=36mm。
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=30mm,左端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=25mm。
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=(/2+35+16/2)mm=43mm
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=
=614.9N
FNH2=
=593.1N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=223.8N
FNV2=
=215.9N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=614.9×
54.5Nmm=33512Nmm
截面A处的垂直弯矩:
MV0=FQL1=×
43Nmm=0Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=223.8×
54.5Nmm=12197Nmm
MV2=FNV2L3=215.9×
56.5Nmm=12198Nmm
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=
=35663Nmm
M2=
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=0.6,则有:
ca=
MPa
=3.2MPa≤[]=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=4.37KWn2=342.9r/minT2=121.8Nm
已知大齿轮的分度圆直径为:
=1160N
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:
=26.2mm
显然,输入轴的最小直径是安装小链轮处的轴径d12,由于键槽将轴径增大4%,故选取:
d12=27mm,取:
l12=40mm。
小链轮轮右端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=27mm。
小链轮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:
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=30mm;
因轴只受径载荷作用,查轴承样本选用:
6206型深沟球子轴承,其尺寸为:
T=30mm×
62mm×
16mm。
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=38mm,所以:
d
45=38mm,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×
38=2.66mm,轴肩宽度:
b≥1.4h=1.4×
2.66=0mm,所以:
d56=44mm,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=16+8+11+2.5+2=39.5mm
l67=2+T+s+a+2.5-l56=2+16+8+11+2.5-6=33.5mm
带轮中点距左支点距离L1=(40/2+35+16/2)mm=63mm
齿宽中点距左支点距离L2=(50/2-2+39.5-16/2)mm=54.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=(50/2+6+33.5-16/2)mm=56.5mm
=590.5N
=569.5N
=-3556.7N
=1572.9N
MH=FNH1L2=590.5×
54.5Nmm=32182Nmm
MV0=FeL1=2406×
63Nmm=151578Nmm
MV1=FNV1L2=-3556.7×
54.5Nmm=-193840Nmm
MV2=FNV2L3=1572.9×
56.5Nmm=88869Nmm
=196493Nmm
=94517Nmm
=38.2MPa≤[]=60MPa
第九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×
32mm,接触长度:
l'
=32-6=26mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'
d[F]=0.25×
6×
26×
20×
120/1000=93.6Nm
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=10mm×
8mm×
45mm,接触长度:
=45-10=35mm,则键联接所能传递的转矩为:
8×
35×
38×
120/1000=319.2Nm
T≥T2,故键满足强度要求。
(2)校核小链轮处的键连接:
l=8mm×
7mm×
36mm,接触长度:
=36-8=28mm,则键联接所能传递的转矩为:
7×
28×
27×
120/1000=158.8Nm
第十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=48000h
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=439.7N
(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P
=439.7×
=7064N
(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=
=1.01×
106≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
2输出轴的轴承设计计算:
P=Fr=422.2N
=422.2×
=4204N
=4.79×
第十一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
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 一级 圆柱齿轮 减速器
![提示](https://static.bdocx.com/images/bang_tan.gif)