单级圆锥齿轮减速器解读.docx
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单级圆锥齿轮减速器解读
Pw=27KW
η=0.748
Pd≈20.20KW
nw≈120.96r/min
-2-
计算行动装置总传动比及分配各级传动比1.计算传动装置总传动比
inm970
总=n=120.96=8.019
w2.分配各级传动比
0轴——电动机轴P0=Pd=6.10KW
n0=nm=970r/min
T0=9550
P0n=95506.10≈60.06N·m0
970
1轴——高速轴P1=P0η
01=5.856KW
n=n0970
1i=3≈323.33r/min
1
TP51=95501
n=9550.8561
323.33≈172.97N·m
2轴——低速轴P2=P1
η12=5.586×0.99×0.95≈5.508KW
nn12=323.33
i=2.673≈120.96r/min
TP5.8082=2
n=9550≈2
120.96434.87N·m
3轴——卷筒轴P3=P2η23=5.508×0.99×0.96=5.234KW
n3=nw=120.96r/min
T=P533
n=9550.2343
120.96≈413.23N·m
V带传动设计
1.确定计算功率查表得KA=1.4,则
PC=KAP=1.4×7.5=10.50KW2.确定V带型号
按照任务书得要求,选择普通V带。
根据PC=10.50KW及n1=970r/min,查图确定选用B型普通V带。
3.确定带轮直径
(1)确定小带轮基准直径
根据图推荐,小带轮选用直径范围为125—140mm,选择dd1=140mm。
i总=8.019
P0=6.10KWn0=970r/minT0≈60.06N·m
P1==5.856KW
n1≈323.33r/min
T1≈172.97N·m
P2≈5.508KWn2≈120.96r/minT2≈434.87N·m
P3=5.234KWn3=120.96r/minT3=≈413.23N·m
PC=10.50KW
选用B型普通V带
dd1=140mm
-3-
(2)验算带速
v=
πdd1n1
⨯140⨯970
60⨯1000
=
π60000
=7.11m/s
5m/s<v<25m/s,带速合适。
(3)计算大带轮直径
dd2=idd1(1-ε)=3×140×(1-0.02)=411.6mm根据GB/T13575.1-9规定,选取dd2=400mm
4.确定带长及中心距
(1)初取中心距a0
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
得378≤a0≤1080,根据总体布局,取ao=800mm
(2)确定带长Ld:
根据几何关系计算带长得
L=2aπ
(dd1-dd2)2do0+2(dd1+dd2)+4a
2
=2⨯800+
π
2
(140+400)+(140-400)
4⨯800
=2469.36mm
根据标准手册,取Ld=2500mm。
(3)计算实际中心距
a=aLd-Ld00+2
=800+2500-2469.36
2=815.32mm
5.验算包角:
αdd2-dd1
1=180-
⨯57.3a
=180
-
400-140
815.32
⨯57.3=161.73°>120°,包角合适。
6.确定V带根数Z
PZ≥
c
(P0+∆P
0)KαKL根据dd1=140mm及n1=970r/min,查表得P0=2.11KW,ΔP0=0.364KW
v=7.11m/s,带速合适
dd2=400mm
取ao=800mm
取Ld=2500mm
中心距a=815.32mm
包角α=161.73°包角合适
-4-
-
161.73Kα=1.25(1-5
180
)=0.956
KL=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024
则Z≥
10.50
(2.11+0.364)⨯0.956⨯1.024
=4.34,取Z=5
7.确定粗拉力F0
FPc0=500
vZ(2.5K-1)+qv2α
查表得q=0.17㎏/m,则
F10.500=500
7.115(2.5
0.9561)0.177.112=247.11N
8.计算带轮轴所受压力Q
Q=2ZF0sinα1
2=2×5×247.11×sin161.73
2
=2439.76N
直齿圆锥齿轮传动设计1.齿轮得材料及热处理方法
小齿轮选用40Cr,调质处理,齿面硬度为260HBS。
大齿轮选用45
钢,调质处理,齿面硬度220HBS,HBS1-HBS2=260-220=40,合适。
查得σFlim1=240Mpa,σFlim2=240Mpa,SF=1.3
故[σ0.7σF1]=Flim10.7⨯240
S=.3=129Mpa
F1[σ0.7σF2]=Flim20.7⨯195
S==195Mpa
F1.3
粗选8级精度
取小齿轮齿数Z1=17,则大齿轮Z2=17×2.673=45.441,取Z2=46,实际传动比i=46
17
=2.706,与要求相差不大,可用。
2.齿轮疲劳强度设计
查表,取载荷系数K=1.1,推荐齿宽系数ΨR=0.25—0.3,取ΨR=0.3。
小齿轮上的转矩
T3
51=9550⨯10P
5.856n=9550⨯103=1.7297×10N1
323.33·mm
V带根数Z取5
粗拉力F0=247.11N
带轮轴所受压力Q=2439.76N
粗选8级精度小齿轮齿数Z1=17大齿轮齿数Z2=46
-5-
(1)计算分度圆锥角
δ1=arctan
Z1Z=arctan17
=69.722
46°
δ
2=90°-δ1=90°-69.72°=20.28°
(2)计算当量齿数
ZZ117
v1=cosδ=.28=18.12
1cos20ZZv2=2cosδ=4669.72
=132.71
2cos(3)计算模数
查的YF1=3.02,YF2=2.16
因为YF1
=3.02=0.023,YF22.16
[σ[σ==0.011
F1]129F2]195
YF1F2[σF1]
>
Y[σ故将
YF1F2]
,[σ。
F1]
代入计算m3
4⨯1.1⨯1.7297(1-0.5⨯1.3)m≥
3
4KT1YF(1-0.5ψR)u2+1ψ2RZ1[σ=
F]
2.6732+1⨯0.3⨯172⨯129
=3.43(4)计算大端模数
m=mm
3.431-0.5ψ=1-0.5⨯0.3=4.04
R
查表取m=4.5
(5)计算分度圆直径
d1=mZ1=4.5×17=76.50mmd2=mZ2=4.5×46=207.00mm
(6)计算外锥距R=m2Z2=4.5
1u+12⨯17⨯2.6732+1=109.16mm(6)计算齿宽
b=ΨRR=0.3×109.16=32.75mm取b1=b2=35mm
(7)计算齿轮的圆周速度
齿宽中点处直径dm1=d1(1-ΨR)=76.50×(1-0.5×0.3)=65.025mm
分度圆锥角
δ1=69.72°δ
2=20.28°
当量齿数
Zv1=18.12Zv2=132.71
模数mm=3.43
大端模数m=4.5
分度圆直径
d1=76.50mmd2=207.00mm
外锥距R=109.16mm
齿宽b1=b2=35mm
-6-
则圆周速度v=
πdm1n1
60⨯1000
=
π⨯65.025⨯323.33
60⨯1000
齿轮的圆周速度
=1.10m/s
v=1.10m/s
8级精度合适
轮齿弯曲疲劳强度σF1<[σF1],安全由表可知,选择8级精度合适。
3.验算轮齿弯曲疲劳强度
2KT1YF12⨯1.1⨯1.7297⨯105⨯3.02σF1=2==95.38Mpa
35⨯4.52⨯17bmZ1
[σF1]=129Mpa,σF1<[σF1],故安全。
轴的结构设计1.低速轴的设计
(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)
(2)按扭转强度估算轴的最小直径
d
查表取A0=105,于是得(3)○1并圆整,取轴径35mm倒角。
○2左起第二段直径取42的要求和箱体的厚度,则取第二段的长度34mm。
○3左起第三段,该段装有滚动轴承,选用圆锥滚子轴承,取轴径45mm,长度为39mm。
○4左起第四段,仅为轴段的过渡,其直径略小于第三段轴,取42mm,长度取50mm。
估算轴的最小直径dmin=27.57mm
-7-
○5左起第五段为滚动轴承段,则此段的直径为45mm。
由于还装有挡油环,长度取52mm。
○6左起第六段,对轴承右端进行定位,取轴径53mm。
长度取8mm。
2.输出轴的设计
(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)
(2)
查表取A0=105(3)○1轴径40mm,长度○2○3左起第三段,该段装有滚动轴承,选用圆锥滚子轴承,取轴径50mm,长度为46mm。
○4左起第四段,对轴承起到轴肩定位作用,其直径大于第三段轴,取60mm。
根据整体布局,长度取90mm。
○5左起第五段安装大圆锥齿轮,根据齿轮的孔径,此段的直径取54mm,长度取60mm。
○6左起第六段,为轴承安装段,根据轴承的尺寸,取轴径50mm。
长度取50mm。
轴的强度校核
由于该轴为转轴,应按弯扭组合强度进行校核计算。
1.作轴的受力简图(a)
估算轴的最小直径dmin=36.86mm
-8-
2.作轴的垂直面受力图(d)3.绘制垂直面弯矩图
(1)求垂直面的支反力
FdrL2+Fa∙
Rv1=618.17⨯143+1543.86⨯207L==1036.81N
3198
Rv2=Rv1-Fr=1036.81-618.17=418.64N
(2)求垂直面弯矩
MVC1=-Rv2L2=-283.76×143=-40577.68N·mm
MVC2=MVC1+Fa·d
2072
=-40577.68+1543.86×2=119211.83N·mm
(3)绘制弯矩图(e)
4.
5.(1RH1=R(2MHC=R(36.(1MB=M2VB+M2
HB=0MC1=M22
VC1+MHC=
(-40577.68)2+323329.36352=325865.656N·mm
MC2=M222VC2+MHC=.832+323329.3635=344606.062N·mm
(2)绘制弯矩图(f)
7.绘制扭矩当量弯矩图(g)
轴单向转动,扭转切应力为脉动循环变应力,取α≈0.6,则当量弯矩为MT=αT=0.6×172.97×1000=103782N·mm
8.绘制总当量弯矩图(h)
(1)计算总当量弯矩
MeB=M2
+M2=2
B
T
=103782N·mm
MeC1=M2
+M2C1
T
=325865.6562+1037822
=103782N·mm
-9-
MeC2
9.σbC
-10-
轴承的选择及校核
主动轴32309轴承两对,从动轴32310轴承两对。
根据要求对从动轴上的轴承进行强度校核。
FF
查相关手册,32310轴承的判断系数e=0.35,当a≤e时,Pr=Fr;当a
FrFr
>e时,Pr=0.4Fr+YFa,Y=1.7。
轴承基本额定动载荷Cr=168KN,轴承采用正装,要求寿命为105120小时。
1.绘制轴承计算简图
2.
D处垂直Fr1Fr23.FS1FS2=eFr2=0.35×2299.47=804.81N4.判断放松、压紧端
FS1+Fa=807.60+1543.86=2414.46N>FS2
故,轴承2压紧,轴承1放松。
则Fa1=FS1=807.60N,Fa2=FS1+Fa=2414.46N
5.计算当量动载荷
对轴承1Fa1F=870.60
2487.43=0.3499<e,P1=Fr1=2487.43N
r1对轴承2Fa22414.46
F=2299.47
=1.05>e,P2=0.4Fr2+1.7Fa2=5024.37N
r2因P2>P1,故按轴承2的当量动载荷计算寿命,即取P=P1=5024.37N
6.轴承寿命校核计算
106f63
LtCr101⨯168⨯103h=
60n(f)ε
=60⨯120.96⨯(1.2⨯5024.37
)pP
-11-
=8.99×10h>105120h故,所选轴承符合要求。
5
轴承寿命
Lh=8.99×105hLh>[Lh],轴承可用
选用键A10×8×70满足强度要求
键的选择及校核
高速轴与带轮连接选用键A10×8×70
4T4⨯172.97⨯1000
σp=dhl=35⨯8⨯60=41.18MPa<[σp]=100MPa
故,该键满足强度要求。
输出轴与大齿轮连接选用键A16×10×50
选用键A16×10×50满足强度要求
4T4⨯434.87⨯1000
σp=
σp=4Tdhl
选用键A12×8×70满足强度要求
联轴器的选择计算转矩
选用弹性柱销联轴器
YA40⨯84HL4YA40⨯84
GB/T5014-1985
选M12×1.25通气器
选用油标尺M12
根据工作情况,查表得KA=1.5,
则Tca=KAT=1.5×434.87=652.305N·m所以考虑选用弹性柱销联轴器HL4
YA40⨯84
GB/T5014-1985。
其主要参数
YA40⨯84
如下:
公称转矩:
1250N·m轴孔直径:
40mm质量:
22Kg转动惯量:
3.4Kg/m2
减速器附件的选择通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M12×1.25
油面指示器
选用油标尺M12
起吊装置
箱盖采用M12吊环螺钉、箱座采用吊钩。
箱盖采用M12吊环螺
钉、箱座采用吊钩。
-12-
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M14×1.5
润滑与密封1.齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为1.10m/s,浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。
2.滚动轴承的润滑
轴承采用开设油沟、飞溅润滑。
选用外六角油塞及垫片M14×1.5
齿轮采用浸油润滑,浸油高度为35mm。
轴承采用开设油沟、3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,用L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式轴承端盖,
设计小结
通过这次课程设计,我熟悉了机械设计的基本方法及流程,使得在以后的设计中避免很多不必要的工作,设计出结构更紧凑,传动更稳定、更精确的设备。
飞溅润滑
选用L-AN15润滑油
-13-
参考资料
王云,潘玉安.机械设计案例教程[M].北京:
北京航空航天大学出版社,2006许瑛,机械设计课程设计[M].北京:
北京大学出版社,2008
吴玮,任红英.机械设计教程[M].北京:
北京理工大学出版社,2007龚溎义,机械设计课程设计图册[M].北京:
高等教育出版社,1989
-14-
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