二级斜齿齿轮圆柱减速器机械设计计算说明书Word格式文档下载.docx
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11.联轴器设计
第二部分传动装置总体设计方案
一.传动方案特点
1.组成:
传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案:
考虑到电机转速高,V带具有缓冲吸振能力,将V带设置在高速级。
选择V带传动和展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。
二.计算传动装置总效率
a=0.96×
0.994×
0.972×
0.99×
0.96=0.825
1为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。
第三部分电动机的选择
1电动机的选择
工作机的转速n:
n=32r/min
工作机的功率pw:
pw=
1.47KW
电动机所需工作功率为:
pd=
1.78KW
工作机的转速为:
n=32r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=2~4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40,则总传动比合理范围为ia=16~160,电动机转速的可选范围为nd=ia×
n=(16~160)×
32=512~5120r/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Y90L-2的三相异步电动机,额定功率为2.2KW,满载转速nm=2840r/min,同步转速3000r/min。
电动机主要外形尺寸:
中心高
外形尺寸
地脚螺栓安装尺寸
地脚螺栓孔直径
电动机轴伸出段尺寸
键尺寸
H
L×
HD
A×
B
K
D×
E
F×
G
90mm
335×
190
140×
125
10mm
24×
50
8×
20
3.2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=2840/32=88.75
(2)分配传动装置传动比:
ia=i0×
i
式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i0=4.5,则减速器传动比为:
i=ia/i0=88.75/4.5=19.72
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=
则低速级的传动比为:
i23=
3.9
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
输入轴:
nI=nm/i0=2840/4.5=631.11r/min
中间轴:
nII=nI/i12=631.11/5.06=124.73r/min
输出轴:
nIII=nII/i23=124.73/3.9=31.98r/min
工作机轴:
nIV=nIII=31.98r/min
(2)各轴输入功率:
PI=Pd×
=1.78×
0.96=1.71KW
PII=PI×
×
=1.71×
0.97=1.64KW
PIII=PII×
=1.64×
0.97=1.57KW
PIV=PIII×
=1.57×
0.99=1.54KW
则各轴的输出功率:
PI'
=PI×
0.99=1.69KW
PII'
=PII×
0.99=1.62KW
PIII'
=PIII×
0.99=1.55KW
PIV'
=PIV×
0.99=1.52KW
(3)各轴输入转矩:
TI=Td×
i0×
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
5.99Nm
所以:
=5.99×
4.5×
0.96=25.88Nm
TII=TI×
i12×
=25.88×
5.06×
0.97=125.75Nm
TIII=TII×
i23×
=125.75×
3.9×
0.97=470.96Nm
TIV=TIII×
=470.96×
0.99=461.59Nm
输出转矩为:
TI'
=TI×
0.99=25.62Nm
TII'
=TII×
0.99=124.49Nm
TIII'
=TIII×
0.99=466.25Nm
TIV'
=TIV×
0.99=456.97Nm
第五部分V带的设计
5.1V带的设计与计算
1.确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA=1.1,故
Pca=KAPd=1.1×
1.78kW=1.96kW
2.选择V带的带型
根据Pca、nm由图选用Z型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1)初选小带轮的基准直径dd1。
由表,取小带轮的基准直径dd1=56mm。
2)验算带速v。
按课本公式验算带的速度
8.32m/s
因为5m/s<
v<
30m/s,故带速合适。
3)计算大带轮的基准直径。
根据课本公式,计算大带轮的基准直径
dd2=i0dd1=4.5×
56=252mm
根据课本查表,取标准值为dd2=250mm。
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1)根据课本公式,初定中心距a0=500mm。
2)由课本公式计算带所需的基准长度
Ld0≈
≈1499mm
由表选带的基准长度Ld=1540mm。
3)按课本公式计算实际中心距a0。
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1540-1499)/2mm≈520mm
按课本公式,中心距变化范围为497~566mm。
5.验算小带轮上的包角
≈180°
-(dd2-dd1)×
57.3°
/a
=180°
-(250-56)×
/520≈158.6°
>
120°
6.计算带的根数z
1)计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=56mm和nm=2840r/min,查表得P0=0.33kW。
根据nm=2840r/min,i0=4.5和Z型带,查表得P0=0.04kW。
查表得K=0.94,查表得KL=1.54,于是
Pr=(P0+P0)KKL=(0.33+0.04)×
0.94×
1.54kW=0.54kW
2)计算V带的根数z
z=Pca/Pr=1.96/0.54=3.63
取4根。
7.计算单根V带的初拉力F0
由表查得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m,所以
F0=
=53.02N
8.计算压轴力FP
FP=2zF0sin(1/2)=2×
4×
53.02×
sin(158.6/2)=416.73N
9.主要设计结论
带型
Z型
根数
4根
小带轮基准直径dd1
56mm
大带轮基准直径dd2
250mm
V带中心距a
520mm
带基准长度Ld
1540mm
小带轮包角α1
158.6°
带速
8.32m/s
单根V带初拉力F0
53.02N
压轴力Fp
416.73N
5.2带轮结构设计
1.小带轮的结构设计
1)小带轮的结构图
2)小带轮主要尺寸计算
代号名称
计算公式
代入数据
尺寸取值
内孔直径d
电动机轴直径D
D=24mm
24mm
分度圆直径dd1
da
dd1+2ha
56+2×
2
60mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×
24
48mm
(z-1)×
e+2×
f
(4-1)×
12+2×
7
50mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×
2.大带轮的结构设计
1)大带轮的结构图
2)大带轮主要尺寸计算
输入轴最小直径
D=16mm
16mm
250+2×
254mm
16
32mm
第六部分齿轮传动的设计
6.1高速级齿轮传动的设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
(1)选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS。
(2)一般工作机器,选用8级精度。
(3)选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=24×
5.06=121.44,取z2=121。
(4)初选螺旋角=14°
。
(5)压力角=20°
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
1)确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KHt=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩
T1=25.88N/m
③选取齿宽系数φd=1。
④由图查取区域系数ZH=2.44。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
端面压力角:
t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°
/cos14°
)=20.561°
at1=arccos[z1cost/(z1+2han*cos)]
=arccos[24×
cos20.561°
/(24+2×
1×
cos14°
)]=29.982°
at2=arccos[z2cost/(z2+2han*cos)]
=arccos[121×
/(121+2×
)]=22.853°
端面重合度:
=[z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)]/2π
=[24×
(tan29.982°
-tan20.561°
)+121×
(tan22.853°
)]/2π=1.663
轴向重合度:
=φdz1tan/π=1×
tan(14°
)/π=1.905
重合度系数:
Z
⑦由式可得螺旋角系数
Z=
=0.985
⑧计算接触疲劳许用应力[H]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。
计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×
631.11×
5×
300×
8=4.54×
108
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=4.54×
108/5.06=8.98×
107
查取接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.9、KHN2=0.93。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[H]1=
=540MPa
[H]2=
=511.5MPa
取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
[H]=[H]2=511.5MPa
2)试算小齿轮分度圆直径
=30.459mm
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
v=
=1.01m/s
②齿宽b
b=
2)计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA=1.25。
②根据v=1.01m/s、8级精度,由图查得动载系数KV=1.08。
③齿轮的圆周力
Ft1=2T1/d1t=2×
1000×
25.88/30.459=1699.334N
KAFt1/b=1.25×
1699.334/30.459=69.74N/mm<
100N/mm
查表得齿间载荷分配系数KH=1.4。
④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KH=1.339。
则载荷系数为:
KH=KAKVKHKH=1.25×
1.08×
1.4×
1.339=2.531
3)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1=
=30.459×
=38.033mm
及相应的齿轮模数
mn=d1cos/z1=38.033×
/24=1.538mm
模数取为标准值m=2mm。
3.几何尺寸计算
(1)计算中心距
a=
=149.434mm
中心距圆整为a=150mm。
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
=14.843°
即:
=14°
50′35″
(3)计算大、小齿轮的分度圆直径
=49.655mm
d2=
=250.345mm
(4)计算齿轮宽度
b=d×
d1=1×
49.655=49.655mm
取b2=50mm、b1=55mm。
4.校核齿根弯曲疲劳强度
(1)齿根弯曲疲劳强度条件
F=
≤[F]
1)确定公式中各参数值
①计算当量齿数
ZV1=Z1/cos3=24/cos314.843°
=26.569
ZV2=Z2/cos3=121/cos314.843°
=133.955
②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y
基圆螺旋角:
b=arctan(tancost)=arctan(tan14.843°
×
)=13.936°
当量齿轮重合度:
v=/cos2b=1.663/cos213.936°
=1.765
轴面重合度:
tan14.843°
/π=2.025
Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.765=0.675
③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y
Y=1-
=1-2.025×
=0.75
④由当量齿数,查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1=2.58YFa2=2.16
YSa1=1.62YSa2=1.83
⑤计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KF=1.4
根据KH=1.339,结合b/h=11.11查图得KF
则载荷系数为
KF=KAKvKFKF=1.25×
1.309=2.474
⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.89
取安全系数S=1.4,得
[F]1=
=303.57MPa
[F]2=
=241.57MPa
2)齿根弯曲疲劳强度校核
F1=
=
=54.946MPa≤[F]1
F2=
=51.964MPa≤[F]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5.主要设计结论
齿数z1=24、z2=121,模数m=2mm,压力角=20°
,螺旋角=14.843°
=14°
50′35″,中心距a=150mm,齿宽b1=55mm、b2=50mm。
6.齿轮参数总结和计算
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m
2mm
齿数z
121
螺旋角β
左14°
右14°
齿宽b
55mm
分度圆直径d
49.655mm
250.345mm
齿顶高系数ha
1.0
顶隙系数c
0.25
齿顶高ha
m×
ha
齿根高hf
(ha+c)
2.5mm
全齿高h
ha+hf
4.5mm
齿顶圆直径da
d+2×
53.655mm
254.345mm
齿根圆直径df
d-2×
hf
44.655mm
245.345mm
6.2低速级齿轮传动的设计计算
(3)选小齿轮齿数z3=25,大齿轮齿数z4=25×
3.9=97.5,取z4=98。
(4)初选螺旋角=13°
T2=125.75N/m
④由图查取区域系数ZH=2.45。
/cos13°
)=20.482°
at1=arccos[z3cost/(z3+2han*cos)]
=arccos[25×
cos20.482°
/(25+2×
cos13°
)]=29.661°
at2=arccos[z4cost/(z4+2han*cos)]
=arccos[98×
/(98+2×
cos1
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