二级斜齿轮减速器结构及其计算.docx
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二级斜齿轮减速器结构及其计算
二级斜齿轮减速器结构及其计算
1.1设计任务
设计带式运输机的减速传动装置;
(1)已知条件:
运输带工作拉力F=5100N运输带工作速度V=1.1m/s,卷筒直径D=350mm.
(2)传动装置简图,如下:
图3-3.1
(3)相关情况说明
工作条件:
一班制连续单向运转,载荷平稳,室内工作有粉尘;
使用寿命:
十年(大修期三年);
生产条件:
中等规模机械厂,可加工7-8级精度齿轮。
动力来源:
电力,三相交流(220/380V);
运输带速度允许误差-5%
1.2传统方法设计设计过程
1.总体传动方案
初步确定传动系统总体方案如图3-3.1所示。
二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。
传动装置的总效率na
a=2333=0.972X0.983x0.99x0.98=0.86;
n=0.97为齿轮的效率(齿轮为8级精度),n-=0.98为轴承的效率(磙子轴
承),n■=0.99为弹性联轴器的效率,3=0.98为刚性联轴器
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为:
Po=Pw/na=5.61/0.86=6.5kw
卷筒轴工作转速为n=60.02r/min,经查表按推荐的传动比合理范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i一=8〜40,则总传动比合理范围为i_=8〜40,电动
||||
机转速的可选范围为n_=i_xn=(8〜40)x60.02=480〜2400r/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
号为丫160M—6的电动机,额定功率为7.5kW,额定电流17.0A,满载转速n「=
970r/min,同步转速1000r/min。
3.传动装置的总传动比和传动比分配
(1)总传动比
由选定的电动机满载转速nr和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比
为ia=nm/n=970/60.02=16.16
(2)传动装置传动比分配
i=ia=16.16为减速器的传动比。
(3)分配减速器各级传动比
考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,查的i1=4.85,i2=i/i1=3.33
4.传动装置运动和动力参数的计算
(1)各轴转速
I轴
n
i=nm=970r/min
U轴
n
ii=ni/i1=200r/min
川轴
n
iii=nii/i2=60.06r/min
卷筒轴
niv=niii=60.06
(2)各轴输入功率
I轴PI=F0xn3=6.5x0.99=6.44kW
U轴Fii=Pixn1Xn2=6.44x0.97x0.98=6.12kW川车由Piii=Pixn1xn2=6.12x0.97x0.98=5.82kW卷筒轴Piv=Pmxn2x3=5.82x0.98x0.98=5.59kW
(3)各轴输入转矩
电动机轴输出转矩To=9550xPq/nm=63.99N.m
I轴Ti=Tqxn3=63.35N.m
U轴Tii=Tixi1xn1xn2=292.07N.m
川轴Tiii=Tiixi2xn1xn2=924.55N.m
卷筒轴Tiv=Tinxn2x3=887.94N.m
5.齿轮的设计计算
(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,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
(1)齿轮材料及热处理
小齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS大齿轮材料为45钢(常化),齿面硬度为200HBS
2•初步设计齿轮传动的主要尺寸
因为硬齿面齿轮传动,具有较强的齿面抗点蚀能力,故先按齿根弯曲疲劳强度设计,再校核持面接触疲劳强度。
(1)计算小齿轮传递的转矩63.35N•m
(2)确定齿数z
因为是硬齿面,故取zi=25,乙=iiZi=4.85X25=121
传动比误差i=u=Z2/zi=121/25=4.84
△i=(4.85-4.84)/4.85=0.215%,允许
(3)初选齿宽系数'd
按非对称布置,由表查得%=1
(4)初选螺旋角
初定螺旋角1=12:
(5)载荷系数K
载荷系数K=KaKvKf-.Kf]=1X1.17X1.4X1.37=2.24
(6)齿形系数丫「:
和应力修正系数丫丄
查得丫匸=2.58丫比=2.16丫丄=1.599丫丄=1.81
(7)重合度系数丫
端面重合度近似为:
.+=1.69,重合度系数为丫=0.684
(8)螺旋角系数丫
纵向重合度系数:
■■=1.690,Y=0.89
(9许用弯曲应力
安全系数由表查得S]=1.25
工作寿命两班制,7年,每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1=60nkt:
=60X271.47X1X7X300X2X8=5.473X10.
;实验齿轮的应力修正系数
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=5.473X10/6.316=0.866X10:
查图得寿命系数
-",查图取尺寸系数二•
二喀%笙二712顾
取飞16
(10)计算模数
Udz\乜7Q6xlX=42加籾
按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取二:
:
(11)初算主要尺寸
初算中心距-\取a=355mm
修正螺旋角
—eg—:
鳥55)"曲36
分度圆直径'二■-■'''二-:
N■|"|C丨-二
齿宽-
0屛]=0.5x97.050=58.23w^,取片二&)粧加也=54朋髀,
齿宽系数
二如=_^二。
伤6
g97050
(12)验算载荷系数匸
加的打乂97050x27147
v==
圆周速度'.it-.;rr.■■■//in:
查得'-
按二,查得’J1,
又因,,
查图得5:
Ir,_二,--I
从而得
则K=1.6,又Y」=0.930,Y=0.688,二--:
J满足齿根弯曲疲劳强度。
3•校核齿面接触疲劳强度
(1)载荷系数
二-,,,丄―、-一-],
(2)确定各系数
材料弹性系数…3查表得'■:
1丫亍-
节点区域系数:
m查图得汀"重合度系数-查图得丄:
…「
螺旋角系数』;-\-,,1'--■■■■-11■"-■J
(3)许用接触应力
试验齿轮的齿面接触疲劳极限•,
寿命系数查图得
安全系数三查表得;'>=-1;尺寸系数••二查表得:
二一1,则许用接触应力为:
取:
;:
一一-—'C
(4)校核齿面接触强度
要求。
,满足齿面接触疲劳强度的
(二)低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,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
(1)齿轮材料及热处理
大小齿轮材料为45钢。
调质后表面淬火,齿面硬度为40〜50HRC经查图,
取0曲1=0曲】二1200MPa0Rial=0『皿二370Mpa
(2)齿轮精度
按GB/T10095-1998,选择6级,齿根喷丸强化。
2•初步设计齿轮传动的主要尺寸
因为硬齿面齿轮传动,具有较强的齿面抗点蚀能力,故先按齿根弯曲疲劳强度设计,再校核持面接触疲劳强度。
(10)计算小齿轮传递的转矩订=匸11kN-m
(11)确定齿数z
因为是硬齿面,故取zI=33,z_=i」zI=3.92X33=129
传动比误差i=u=z_lz129/33=3,909
3.909-392
△i=£92=0.28%<5%,允许
(12)初选齿宽系数-丄
按非对称布置,由表查得=0.6
(13)初选螺旋角
初定螺旋角=12:
(14)载荷系数K
使用系数K二工作机轻微冲击,原动机均匀平稳,所以查表得K=1.25
动载荷系数K估计齿轮圆周速度v=0.443m/s查图得K=1.01;
齿向载荷分布系数预估齿宽b=80mm查图得K二=1.171,初
取b/h=6,再查图得K--1=1.14
齿间载荷分配系数查表得K二=K==1.1
载荷系数K=K」〕K'K儿K^:
=1.25X1.01X1.1X1.14=1.58
(15)齿形系数丫「:
和应力修正系数丫」;
当量齿数z=zI/cos=19/cos一=35.26zL=z_/cos.:
=120/cos一=137.84
查图得丫电=2.45丫二=2.15Y』=1.65丫二=1.83
(16)重合度系数Y
11
—+—
端面重合度近似为:
”=【1.88-3.2X(■■-)]cos「=【1.88—3.2X(1/33+1/129)]Xcos12=1.72
:
=arctg(tg?
/cos匚)=arctg(tg20||/cos12p)=20.41031:
「一丁'…'=11.26652]
因为*=:
'.*/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75cos鳥/:
:
=
0.669
(17)螺旋角系数Y
轴向重合度=1.34,取为1
丫〜1-亠=0.669
(18)许用弯曲应力
安全系数由表查得S?
二1.25
工作寿命两班制,7年,每年工作300天
小齿轮应力循环次数N仁60nkt?
=60X43.09X1X7X300X2X8=8.687x10'
;实验齿轮的应力修正系数
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=8.687X10/3.909=2.22X10查图得寿命系数处0.92y萨0.95
查图取尺寸系数铃=1
6
许用弯曲应力*
上』二0.007422
比较=
m
取飞‘
(10)计算模数
二竺逊望二别464购戊
Yp
上」■=0006996
%
0.6x333
2x1.58x9.096x10sx0.0a7422x0.669x0.9xcosa12°
=573卿用
按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取【:
•"二
(11)初算主要尺寸
初算中心距',取a=500mm
0二arccoE唱习气)二13.59049°
修正螺旋角二
分度圆直径…「一
齿宽b=0屈=122-22啊,取片=130枷,妇=124枷,札二亍=061
齿宽系数「
(12)验算载荷系数二
v=2^=0.459^
圆周速度rII
查得----按二查得■''■■>■■-",
又因H肛吐22财)二9・185,
查图得…',匚」_二,■'■..<-■''■_]
则K=1.611,又Y「=0.887,Y:
=0.667,1\1''。
从而
得
仝cosJ直=5.678wffli童也
满足齿根弯曲疲劳强度。
3•校核齿面接触疲劳强度
(5)载荷系数
£二1,25,心二101,心=1」83,K负二心=1.1,
(6)确定各系数
材料弹性系数:
查表得;二
节点区域系数三查图得:
三-'
重合度系数-查图得A-'■
螺旋角系数_:
I_..,1:
.:
.=..:
-II
(7)许用接触应力
试验齿轮的齿面接触疲劳极限<-.'
寿命系数.查图得,;工作硬化系数—*I;
安全系数三查表得■:
才二';尺寸系数:
二查表得:
二1,则许用接触应力
为:
取-,r一丄一工;二
(8)校核齿面接触强度
=ZFZ^ZrZ^I—=937.8521$?
^莖
'亠;厂“,满足齿面接触疲劳强度的要求。
二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计
(1)高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理,硬度为241~286HBS查得对称循
环弯曲许用应力kJ初步计算轴径,取丄
由于轴端开键槽,会削弱轴的强度,故需增大轴径5%~7%取最小轴径
d血=60咖
(2)轴II材料为45钢,经调质处理,硬度为217~255HBS查得对称循环弯曲
许用应力kJ按扭转强度计算,初步计算轴径,取」1】一
(3)
4298',取安装小齿轮处轴径心=156伽
轴III材料为40Cr,经调质处理,硬度为241~286HBS查得对称循环弯曲许用应力k【丄山山:
九。
按扭转强度计算,初步计算轴径,取
由于轴端开键槽,会削弱轴的强度,故需增大轴径5%~7%取最小轴径d亠=172^
轴I,轴II,轴III的布置方案与具体尺寸分别如图2—8,图2—9,图2—10所示。
图2—8
图2—9
图2—10
第三节
第一对轴承
齿轮减速器咼速级传递的转矩
具体受力情况见图3—1
轴承的选择及寿命计算
271.47
齿轮的圆周力冷'
齿轮的径向力
(1)轴I受力分析
齿轮的轴向力上」丄二曰匸UTmLd二贸
(2)计算轴上的支反力
经计算得垂直面内2'
水平面内^=7453^=22635^
(3)轴承的校核
初选轴承型号为32014轻微冲击,查表得冲击载荷系数=L2
1计算轴承A受的径向-■
轴承B受的径向力-■-
2计算附加轴向力
查表得3000型轴承附加轴向力匚J-1
则轴承A==7052.52/
,轴承BF妒加(2^)=16232"
3计算轴承所受轴向载荷
由于即B轴承放松,A轴承压紧由此得亠V』一」
4计算当量载荷
鱼二竺1=0畛血=045=14轴承Ae=0.43,
则=了“』观+JF凶)二22127M,
7亠二062字血=Q4&=14轴承Be=0.43,二
则-'..
⑤轴承寿命
计算
if1c
L,=——(—=1566h
因H,按轴承B计算'■■■!
•駅
(二)第二对轴承
%二
齿轮减速器低速级传递的转矩“
具体受力情况见图3—2
(1)轴II受力分析
_亦2x8,9x10*
9.55外%9.55x41.04x0.98
42.98
=8.
齿轮的圆周力…
dx203.704的生二32721M
=87332/7
齿轮的径向力':
■-
齿轮的轴向力八一
(2)计算轴上的支反力
经计算得垂直面内〜I
水平面内^=25764^^=91760^
(3)轴承的校核
初选轴承型号为32928
轻微冲击,查表得冲击载荷系数=L2
轴承B受的径向力
=917532/
2计算附加轴向力
查表得3000型轴承附加轴向力匚J-JJ'1
则轴承A'-',轴承B『一匚儿二……丄【
3计算轴承所受轴向载荷
由于即B轴承放松,A轴承压紧
由此得冷
4
计算当量载荷
^=2.1>^=0.4^=15轴承Ae=0.36,
则P战=般卩观十丫他卩画)二1495wy,
^=0.56X^=0.4J^=17轴承Be=0.36,
贝卩.'.
10
C
因-.1/,按轴承A计算"
(―三116606叽pKl
图3—2
(三)第三对轴承具体受力情况见图3—3
(1)轴III受力分析
齿轮的圆周力
£203.704
竺色二32721M
齿轮的径向力':
-
齿轮的轴向力八一.
(2)计算轴上的支反力
经计算得垂直面内'
水平面内=33551^^=5383W
(3)轴承的校核
初选轴承型号为32938
轻微冲击,查表得冲击载荷系数=L2
1计算轴承A受的径向力「心一i2皿匚-
轴承B受的径向力七二「二门:
’■「匸*山
2计算附加轴向力
查表得3000型轴承附加轴向力匚
则轴承A-1,轴承B二丄一1-.1-
3计算轴承所受轴向载荷
由于一二亠*一'工,即B轴承放松,A轴承压紧
由此得%=30804MF迦=51929"
4计算当量载荷.
^=0827>^=0/^=1-3
轴承Ae=0.48,-j—
则P他=魁卩迥十丫^血卩沁)=65926M,
^=0.714X^=0.4J^=13轴承Be=0.48,「:
」
贝'1--
5轴承寿命」计算
in1r
$Z厂上一
(二)J662386丹
因:
5民,按轴承b计算"」.■
图3—3
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- 二级 齿轮 减速器 结构 及其 计算