同轴式二级齿轮减速器 若水.docx
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同轴式二级齿轮减速器 若水.docx
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同轴式二级齿轮减速器若水
1.题目及总体分析…………………………………………………2
2.各主要部件选择…………………………………………………2
3.选择电动机………………………………………………………3
4.分配传动比………………………………………………………3
5.传动系统的运动和动力参数计算………………………………4
6.设计高速级齿轮…………………………………………………5
7.设计低速级齿轮…………………………………………………10
8.减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………14
1轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计………………………15
2轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计………………………21
3轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计………………………27
9.润滑与密封………………………………………………………32
10.箱体结构尺寸……………………………………………………32
11.设计总结…………………………………………………………33
12.参考文献…………………………………………………………33
一.题目及总体分析
1、同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计1设计题
用于带式运输机的同轴式二圆柱齿轮减速器传动装置简图如图所示
给定条件:
由电动机驱动,运机工作轴转矩1250,运输速度1.5m/,运输机滚筒直径420m
工作条:
带式运输机数
见数据表格
)工作条
单班制工作,空载启动,单向连续运转工作中有轻微振动运1—电动带速度允许速度误差为52—V带传动(3)使用期限检修期间隔为工作期限为十年,3—二级圆柱齿轮减速器三年。
4—联轴器4()生产批量及加工条件5—带式运输机小批量生产。
二.各主要部件选择
目的
过程分析
结论
动力源
电动机
齿轮
斜齿传动平稳
高速级做成斜齿,低速级做成直齿
轴承
此减速器轴承所受轴向力不大
球轴承
联轴器
弹性联轴器
三.选择电动机
目的
过程分析
结论
类型
根据一般带式输送机选用的电动机选择
选用Y系列(IP44)封闭式三相异步电动机
页35共页2第
功率
8.52KWTw/1000=2Tv/1000D=工作机所需有效功率为P=w2)为η=0.97圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对140.99=为η球轴承传动效率(四对)220.993=(两个)取η弹性联轴器传动效率30.96η=输送机滚筒效率为4电动机输出有效功率为P8.52w?
KW9.96P?
?
?
r224?
?
?
?
?
?
?
960993.0.99?
?
0.097.?
4132
要求电动机输出功率为kW9.96P?
?
r
转速
1000v60?
60?
1000v?
n?
wD?
D?
?
22
=68.14r/min
查机械需先推算电动机转速的可选范围,为了便于选择电动机转速,i,二级圆柱齿轮减速器4=2~设计手册,V带传动常用传动比范围带ii,故电动机转160·=16~40,则传动比的范围为~为==8ii总齿齿带速的可选范围为nnimin∕)×68.14r(16~=160·=wd总min10422.7r∕=1042.27~
1500r/min3000r/min符合这一范围的同步转速有
型号
查得型号Y160M-4封闭式三相异步电动机参数如下\kW=11KW额定功率满载转速\r/min=1460\%=88.4满载时效率?
满载时输出功率为W?
P?
11000?
W?
0.86?
9724Per在允许范围内略小于Pprd
选用封Y160M-4型号闭式三相异步电动机
.分配传动比四
目的
过程分析
结论
分配传
nm?
i多级串联传动系统的i传动系统的总传动比是传动系统的总传动比,其中nw为工作机;nr/min总传动等于各级传动比的连乘积;n是电动机的满载转速,wmr/min。
输入轴的转速,
4.7?
i14.7i?
2
页35共页3第
动比
v60min/14r?
68.n?
min1460r/n?
计算如下Wm?
d50~8?
i)
两级圆柱齿轮(13407~68.14?
545.12(8~50)?
n'?
14602221.42?
?
i?
68.144.7?
ii?
i?
21
传动系统的运动和动力参数计算五.
目的
过程分析
结论
轴;对应于各43轴、设:
从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、
轴的输出功率和其余各;对应于0、、、、轴的转速分别为
轴的输入功率分别为、、;对应于、0轴的输出转矩和其、
传
、、余名轴的输入转矩分别为、;相邻两轴间的传动比分别、动系
。
;相邻两轴间的传动效率分别为、为、、、、、统工作机两级圆柱减速器电动机的轴号2轴O轴轴轴4轴31运转速动=1460n=1460n=66.09=66.09nn=310.64n04231n(r/min)和=9.724PP=8.90=9,27=8.40PP=9.66PP(kw)功率动03124力转矩=63.6
T=1213.8TT=1286
T=28500T=63
02341参)·T(Nm数联轴器齿轮两轴联接齿轮联轴器计=4.7i=4.7=1
=1iiii传动比23013412算传动效率=0.96
ηη=0.944
ηη=0.96
=0.993
23123401η
.设计高速级齿轮六
目的
过程分析
结论
选精度
1)选用斜齿圆柱齿轮传2)选用7级精度
页35共页4第
等级、材料和齿数
,硬度为280HBS,大齿轮3)材料选择。
小齿轮材料为40Cr(调质)。
HBS,二者材料硬度差为40HBS材料为45钢(调质),硬度为240取24=112.8,4.7×=4)选小齿轮齿数Z=24,大齿轮齿数Z=i·Z1211。
Z=1132?
14?
选取螺旋角。
初选螺旋角
目的
过程分析
结论
按齿面接触强度设计
)试算,即按式(10-21Tk2ZZ1?
u2ttEH?
d()?
3t1?
?
]?
[u?
Hd1)确定公式内的各计算数值61.K?
(1)试选t4332.Z?
(2)由图10-30,选取区域系数H?
?
880.78.?
?
0(3)由图10-26查得?
?
21?
?
?
66.?
1?
?
?
?
?
21(4)计算小齿轮传递的转矩T=55.44NM
4mm?
N6.3?
10?
T?
63N?
m11?
?
(5)由表10-7选取齿宽系数d2/1MPa?
189.8Z(6)由表10-6查得材料的弹性影响系数E限度极疲劳强小查得齿轮的接触d)(7由图10-21按齿面硬度?
?
MPaMPa550?
?
600,大齿轮的接触疲劳强度极限1Hlim2Hlim(8)由式10-13计算应力循环次数910?
10)?
2.10248?
1460?
1?
(?
300?
?
?
N60njL60h19910?
0.447?
4.7024?
N2.1?
10/295?
90?
K0.K0.由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数(9)2HN1HN(10)计算接触疲劳强度许用应力
页35共页5第
S=1,由式10-12得取失效概率为1%,安全系数为
?
K1HHN1lim?
MPa?
540?
600[MPa]?
?
0.91HS?
K2HHN2lim?
?
]5MPa[?
550MPa?
522.?
0.952HS?
?
?
MPa25?
531.5)/2MPa?
[.])/2?
(540?
[522]?
([]21HHH
目的
过程分析
结论
按齿面接触强度设计
2)计算d,由计算公式得(1)试算小齿轮分度圆直径t1248.?
189?
?
6.3105.72.4332?
1.6?
?
mm.94?
?
d?
?
48?
?
3t125.?
11.664.7531?
?
(2)计算圆周速度?
nd1t11460?
48.94143.?
s/.v?
?
73m?
3100060?
100060?
m(3)计算齿宽b及模数ntmm9448.?
148.94?
b?
?
d?
t1d?
cosd14?
cos48.94t1mm981.m?
?
?
nt24Z1mm.4698?
4?
m2.25?
1.h?
2.25nt11.46?
?
h48.94/4b/?
(4)计算纵向重合度?
?
?
903.14?
1?
0.318?
1?
24tanZ.?
0318?
tan?
?
1dK(5)计算载荷系数1K?
已知使用系数A1?
1.Ksv?
3.m/73,7级精度,由图10-8查得动载荷系数根据V由表10-4查得
页35共页6第
2?
32b?
100.6?
23)?
?
0K?
1.12?
0.18(1?
.?
dHd322?
421..94?
)?
1?
1?
0.23?
10?
48?
1.12?
0.18(1?
0.635.K?
1由图10-13查得?
FFKtAmm/?
100N4.K?
1K?
,由表10-3查得假定?
?
FHd119.?
24?
1.42K?
1?
1.1?
1.?
KKKK故载荷系数?
?
HVAH(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a得
目的
过程分析
结论
按齿面接触强度设计
3mm/1.6?
54.Kd?
d/K?
48.94342.193t1t1m(7)计算模数n?
cosd14cos.34?
541mm22?
?
.m?
n24Z1
mm.34d?
541mm2?
2.mn
按齿根弯曲强度设计
2?
cosKTY2YY?
1?
?
SF?
m?
3由式10-17n2?
][?
Z?
F?
1d1)确定计算参数(1)计算载荷系数08.2.35?
1?
1.4?
1?
KK?
KKK1?
1.?
?
FAFV?
903.?
1(2)根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数?
88.?
0Y?
(3)计算当量齿数Z24127.?
?
26Z?
1V33?
14coscosZ8520593?
?
.Z?
2V33?
14coscos(4)查取齿形系数1942.?
592?
Y2.Y由表10-5查得2Fa1Fa
页35共页7第
(5)查取应力校正系数
783.Y?
1Y?
1.596由表10-5查得2Sa1Sa?
MPa500?
(6)由图10-20c查得,小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE?
MPa380?
大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE(7)由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数88.?
0?
0.85KK21FNFN
目的
过程分析
结论
按齿根弯曲强度设计
(8)计算弯曲疲劳许用应力
,由式10-12得=1.4取弯曲疲劳安全系数S?
K50085?
0.11FEFN?
?
]57.MPa[?
?
3031F4.S1?
K380?
0.882FE2FN?
MPa86]?
?
238.?
[2F4.S1YYSaFa(9)计算大小齿轮的?
][FYY596.?
12.5921Fa1Sa01363.?
0?
?
57.][3031FYY783..194?
1222SaFa01638.?
?
0?
86[.]2382F大齿轮的数据大2)设计计算2414cos88?
.3?
10?
0?
2?
2.086.mm561.0.01638?
?
m?
3n2661.1?
24?
m大于由齿根弯曲疲对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm,已可满足弯曲强度。
但为了同时满足2.0mm劳强度计算的法面模数,取=nmm3454.?
d来计算应有接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径1?
cosd14cos54.34?
14.?
26?
Z?
的齿数。
于是由12mn
齿数27?
Z1127Z?
2
页35共页8第
127?
126.9取z?
4.7?
27?
Z?
iZ,则取272121
几何尺寸计算
m?
Z)(Z2127)?
(27?
12nmm58.a?
8?
?
11)计算中心距?
cos214?
cos2将中心距圆整为159mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角m)Z?
Z(2?
?
127)(27n21?
4?
14.?
?
arccosarccos952?
12a?
?
ZK因、值改变不多,故参数、等不必修正。
?
?
H
中心距=α159mm螺旋角0?
4?
14.
目的
分析过程
结论
几何尺寸计算
3)计算大、小齿轮的分度圆直径
mZ2?
27n1?
d?
?
55.8mm1?
cos4cos14.mZ2?
12722mm?
2622.d?
?
2?
cos414cos.4)计算大、小齿轮的齿根圆直径mm8?
50.?
2.5?
2?
dd?
2.5m?
55.8n1f1mm2257..5?
2?
.?
25m?
262.2?
2d?
dn22f5)计算齿轮宽度mm.8.8?
55?
b?
?
d?
1551d?
61mmBB?
56mm;圆整后取21
分度圆直径mm.8d?
551mm2d?
262.2齿根圆直径mm.8d?
501fmm.2d?
2572f度宽齿轮mm?
61B1mm?
56B2
验算
T263000?
21N.1?
?
F2258?
t8.d551FK.1?
22581tAmm/Nmm?
10040?
?
.47N/8.b55合适
合适
设计低速级圆柱直齿传动七.
目的
设计过程
结论
选定齿轮
1)选用7级精度,硬度为280HBS,2)由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)HBS。
大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240
页35共页9第
精度等级、材料及齿数
24?
Z3)选小齿轮齿数,1.811224?
?
4.7?
Z?
iZ大齿轮齿数122113Z?
取2
目的
过程分析
结论
按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式10-9a进行试算,即
TkZ1u?
21tE?
.322()d?
3t1?
]?
u[Hd1)确定公式各计算数值(1)试选载荷系数3.K?
1t(2)计算小齿轮传递的转矩554.6/310?
9.2710/Pn?
95.5?
10?
T95.5?
1114mm?
.5?
10N?
28?
(3)由表10-7选取齿宽系数1?
d21/(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数MPa.8Z?
198E(5)由图10-21d按齿面硬度查得?
MPa?
600小齿轮的接触疲劳强度极限1limH?
MPa?
550大齿轮的接触疲劳强度极限2limH(6)由式10-13计算应力循环次数810?
4)?
.47(.64?
1?
8?
300?
1060jL?
N60n?
?
310h118810?
4.7?
0.95104N?
.47?
/2(7)由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数95.?
90K0.?
K02HN1HN(8)计算接触疲劳强度许用应力S=1,由式10-12得取失效概率为1%,安全系数为
页35共页10第
?
K1HHN1lim?
MPa?
540?
600MPa[]?
?
0.91HS?
K2HHN2lim?
?
]5MPa[?
550MPa?
522..?
0952HS2)计算?
][d,代入(1)试算小齿轮分度圆直径中的较小值Ht148.5.71893?
28.5?
101.2mm90.1.32?
()?
d?
23t15.4.75221
目的
过程分析
结论
按齿面接触疲劳强度设计
(2)计算圆周速度v?
nd1t1?
84?
310.64.18?
sv?
?
1?
.37m/100060?
1000?
60计算齿宽b(3)
mm1?
1?
90.1?
90.?
b?
dt1d(4)计算齿宽与齿高之比b/hd.190t1mm.7?
m5?
?
3模数nt24Z1mm9?
7..25?
3.5125h?
2.m?
2nt齿高.411.9?
?
90.1/7b/hK
计算载荷系数(5)
s/37mv?
1.,7级精度,由图10-8查得动载荷系数根据03.?
1KVmmN/bF/?
100K假设,由表10-3查得tA21.K?
K?
?
?
FH1K?
由表10-2查得使用系数A由表10-4查得232?
b1023?
)?
?
0?
?
0.18(10.6?
..?
K112?
dHd3?
224271..?
?
1?
)?
10.2310?
8418?
601180121?
.?
.(?
.351.?
K2由图10-3查得?
F
分度圆直径mm1293.d?
1模数51.m?
3
页35共页11第
76.427?
1.2?
1.1KKKK?
?
1.03?
1K?
故载荷系数?
?
HVHA(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a得
3mm799./1.3?
K/K90.1?
1.76d?
d3t11t(7)计算模数m54.1.7/24?
m?
d/Z?
9911
齿按弯根强曲设度计
由式10-5得弯曲强度的设计公式为YYKT2?
?
SF1?
m?
3n2?
][Z?
Fd1
目的
分析过程
结论
按齿根弯曲强度设计
1)确定公式内的计算数值由图10-20c查得(1)
?
MPa500?
小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE?
MPa380?
大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数(2)
88.K?
0K?
0.852FNFN1(3)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1.4,由式10-12得?
K500?
.85011FEFN?
MPa57303.?
MPa[?
]?
1F4.S1?
K38088?
0.2FN2FE?
?
].86MPa[?
MPa?
2382F41.S计算载荷系数(4)67.?
12?
1.351K?
KKK?
1?
.03?
1.K?
?
FVFA(5)查取齿形系数212.65Y?
.Y?
2由表10-5查得1Fa2Fa(6)查取应力校正系数
7751.581.Y?
?
Y由表10-5查得1Sa2SaYYSaFa,并比较(7)计算大小齿轮的?
][F
页35共页12第
YY581..65?
21Fa1Sa013790.?
?
?
57303[.]1FYY775.21?
12.2SaFa201642.?
?
0?
86.]238[2F大齿轮的数据大
2)设计计算410?
28.5.2?
167?
mm005?
3.m?
?
0.016423224?
1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模数,并就近圆整为标准值m=3.0mm。
目的
分析过程
结论
按齿根弯曲强度设计
mmd1?
99.按接触强度算得的分度圆直径133?
?
33.03Z99Z?
d/m?
.1/3取算出小齿轮齿数111156?
25Z?
iZ?
4.7?
33?
155.Z大齿轮齿数取2122
齿数33?
Z1156Z?
2
几何尺寸计算
1)计算分度圆直径?
99mmd?
Zm?
33?
311mm3?
?
468d?
Zm?
156222)计算齿根圆直径mm91.5?
3?
(33?
2.5)?
2?
dm(Z?
.5)1f1mm5?
(mZ?
2.5)3?
(156?
2.)?
460.5?
d2f23)计算中心距mm2832?
.5(?
?
(dd)/2?
99?
468)/a214)计算齿宽?
mm991?
99?
b?
?
d1dmm105B100mm?
?
B取12
分度圆直径mm?
99d1mmd?
4682齿根圆直径mm.5d?
911fmm5d?
460.2f中心距mm.5a?
283齿宽mm105B?
1mmB?
1002
验算
T22850002?
1N58?
F5757?
?
.t99d1
验算合适
页35共页13第
FK58.1?
5757tAmm/?
100N.16N/mm?
?
5899b合适
减速器轴及轴承装置、键的设计八.
输入轴
1轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计1.
目的
过程分析
结论
输入轴的设计及其轴承装置、键的设计
率轴上的1.输入功4minr/,转速n?
1460P?
9.66kwmm?
N.3?
10T?
61112.求作用在车轮上的力4T210?
?
6.321N.1?
?
2258?
Ft855.d1atan20tannFF?
848.6N?
2258.1?
?
tr?
cos4cos14.?
N8?
579tan14.4.F?
Ftan?
2258.1?
ta3.初定轴的最小直径112?
A于是由式15选轴的材料为45钢,调质处理。
根据表15-3,取321?
/14601129.66mmd?
AP/n?
3-2初步估算轴的最小直径1min1d值校正键槽,径,由于此处开的是这安装联轴器处轴最小直2?
1mm05?
22.?
(1?
5%)?
d21TKT?
14-1,联轴器的计算转矩查表1caA21?
431.K?
mm81900N?
?
3?
6.310?
?
KT?
T1.取,则A1Aca1型弹性柱销联轴中的HL查《机械设计手册》(软件版),选用GB5014-1985mm24m32,轴孔长度L16000器,其公称转矩为N·mm。
半联轴器的孔径=,相应地联轴器主动端的代号为,C型键,HL124*32GB5014-1985,型轴孔m,J
选轴的材料为45钢,调质处理
页35共页14第
mm?
24d故取的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,轴段1的直径,轴段11mm30l?
1
目的
过程分析
论结
输入轴的设计及其轴承装置、键的设计
4.轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案(见前图)2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)为满足半联轴器的轴向定位要求,1-2轴段右端需制处一轴肩,mm?
27dd10.h?
0.07~,故取2段的直径轴肩高度2参数如下
(2)初选型号6306的深沟球轴承37mmd?
mmD?
6519?
72?
?
D?
B?
30d基本额定动载荷aaCKN?
27C=15.2KN
基本额定静载荷r0mml?
19?
dd?
30mm故轴段7的长度与轴承宽度相同,故取773dd可取应略大与,(3)轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,43mm36d?
即靠为使套筒端面顶在齿轮左端面上,.齿轮左端用套筒固定,4l已知齿宽若毂长与齿宽相同,应比齿轮毂长略短,紧,轴段4的长度4mm58l?
mmb?
61,故取4度高轴肩5的直径,
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