两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书 114280.docx
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两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书114280
两级展开式(平行轴)圆柱齿轮减速器的设计说明书
例如:
设计热处理车间零件清洗用设备。
该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。
每日两班制工作,工作期限为8年。
热处理车间零件清洗用设备。
该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。
每日两班制工作,工作期限为8年。
已知条件:
输送带带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=0.63m/s,输送带轴所需转矩T=700N.m.
一、传动装置的总体设计
1.1传动方案的确定
两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。
1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-输送带带轮6-输送带
1.2电动机的选择
计算项目
计算及说明
计算结果
1.选择电动机的类型
根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。
2.选择电动机的功率
输送带所需的拉力为
F=2T/d=2×700/0.3N≈4667N
输送带所需动率为
Pw=Fv/1000=4667×0.63/1000KW=2.94KW
由表取,v带传动效率η带=0.96,一对轴承效率η轴承=0.99,斜齿圆柱齿轮传动效率η齿轮=0.97,联轴器效率η联=0.99,则电动机到工作机间的总效率为
η总=η带η轴承4η齿轮2η联=0.96×0.994×0.972×0.99=0.859
PO=PW/η总=2.94/0.859Kw=3.42Kw
根据表,选取电动机的额定功率为Ped=4kw
F=4667N
Pw=2.94KW
η总=0.859
PO=3.42Kw
Ped=4kw
3.确定电动机的转速
输送带带轮的工作转速为
nw=1000×60×0.63v/π×300r/
min=40.13r/min
查表,v带传动的传动比i带=2~4,两级减速器传动比i=8~40,则总传动比范围为
i总=i带i齿=(2~4)×(8~40)
=16~160
电动机的转速范围为
no=nwi=40.13×(16~160)
r/min=642.1~6421r/min
由表可知,符合这一要求的电动机同步转速1000r/min,
1500r/min和3000r/min,考虑3000r/min的电动机的转速太高,而1000r/min的电动机的体积大且贵,故选用转速为1500r/min的电动机进行试算,其满载转速为1440r/min,其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-4
nw=40.13r/min
Nm=1440r/min
1.3传动比的计算及分配
各级传动比的计算及分配。
计算项目
计算及说明
计算结果
1.总传动比
i总=nmnw=1440/40.13=35.88
i总=35.88
2.分配传动比
根据传动比范围,取带传动的传动比i带=2.5,则减速器传动比为
i=i总/i带=35.88/2.5=14.35
高速级传动比为
i1=√(1.3~1.4)i=√(1.3~1.4)×14.35=4.32~4.48
取i1=4.4
低速级传动比为
i2=i/i1=14.35/4.4=3.26
i=14.35
i1=4.4
i2=3.26
1.4传动装置的运动、动力参数计算见表。
计算项目
计算及说明
计算结果
1.各轴转速
no=nm=1440r/min
n1=no/i带=1440/2.5r/min=576
r/min
n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9
r/min
n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40
.15r/min
nw=n3=40.15r/min
no=1440r/min
n1=576r/min
n2=130.9r/min
n3=40.15r/min
nw=40.15r/min
2各轴功率
P1=POη0-1=POη带=3.42×0.96kw
=3.28kw
P2=P1η1-2=P1η轴承η齿=3.28×0.99×0.97kw=3.15kw
P3=P2η2-3=P2η轴承η齿=3.15×0.99×0.97kw=3.02KW
PW=P3η3-W=P3η轴承η联=3.02×0.99×0.99kw=2.96kw
P1=3.28kw
P2=3.15kw
P3=3.02KW
PW=2.96kw
3.各轴转矩
T0=9550×(PO/n0)=9550×(3.42/1440)N·m=22.68N·m
T1=9550×(P1/n1)=9550×(3.28/576)N·m=54.38N·m
T2=9550×(P2/n2)=9550×(3.15/130.9)N·m=229.81N·m
T3=9550×(P3/n3)=9550×(3.02/40.15)N·m=718.33N·m
TW=9550×(PW/nW)=9550×(2.96/40.15)N·m=704.06N·m
T0=22.68N·m
T1=54.38N·m
T2=229.81N·m
T3=718.33N·m
TW=704.06N·m
二、传动件的设计计算
2.1减速器外传动件的设计
减速器外传动件只有带传动,故只需对带传动进行设计。
带传动的设计见下表。
计算项目
计算及说明
计算结果
1.确定设计功率
Pd=KA×P0
由表8-6,查得工作情况系数KA=1.2,则
Pd=1.2×3.42kw=4.1kw
Pd=4.1kw
2.选择带型
n0=1440r/min,Pd=4.1kw,由图选择A型带
选择A型V带
3.确定带轮的基准直径
根据表8-7,选小带轮直径为dd1=100mm,则大带轮的直径为
dd2=i带dd1=2.5×100mm=250mm
dd1=100mm
dd2=250mm
4.验算的速度
V带=πdd1n0/60×1000m/s=7.54m/s 25m/s 带速符合要求 5.确定中心距和V带长度 根据0.7(dd1+dd2) 为使结构紧凑,取偏低值,a0=350mm V带计算基准长度为 Ld'≈2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)2/4a0=[2×350+π/2(100+250)+(100-250)2/4×350]mm=1265.57mm 由表8-8选V带基准长度Ld=1250mm,则实际中心距为 a=a0+(Ld-Ld')/2=350mm+(1250-1265.57)/2mm=342.21mm a0=350mm Ld=1250mm a=342.21mm 6.计算小带轮包角 a1=180o-(dd1-dd2)/a×57.3o=154.88o>120o a1=154.88o>120o合格 7.确定V带根数 V带根数可用下式计算: Z=Pd//(P0+ΔP0)KaKL 由表8-9查取单根V带所能传递的功率P0=1.3kw,功率增量 ΔP0=Kbn1(1-1/Ki) 由表8-10查得Kb=0.7725×10-3,由表8-11查得Ki=1.137,则 ΔP=0.7725×10-3×1440(1-1/1.137)kw=0.134kw 由表8-12查得Ka=0.935,由表8-8查得KL=0.93,则带的根数为 Z=kd/(p0+ΔP0)KaK=4.1/(1.3+0.134)×0.935×0.93=3.29 取四根 Z=4 8.计算初拉力 由表8-13查得v带质量m=0.1kg/m,则初拉力为 F0=500pd/zu带(2.5-Ka/Ka)+mvd2 =500×4.1/4×7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1×7.542N=119.45N F0=119.45N 9.计算作用在轴上的压力 Q=2zF0sina/2 =2×4×119.45N×sin154.88oo/2=932.72N Q=932.72N 10.带轮结构设计 (1)小带轮结构采用实心式,由表8-14查得电动机轴径D0=28,由表8-15查得 e=15±0.3mm,f=10+2-1mm 轮毂宽: L带轮=(1.5~2)D0=(1.5~2)×28mm=42~56mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮毂宽: B带轮=(z-1)e+2f=(4-1)×15mm+2×10mm=65mm (2)大带轮结构采用孔板式结构,轮毂宽可和小带轮相同,轮毂宽可和轴的结构设计同步进行 2.2减速器内传动的设计计算 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。 计算项目 计算及说明 计算结果 1.选择材料、热处理和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械,故大、小齿轮均选用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理,由表8-17得齿面硬度HBW1=217~255HBW,HBW2=162~217HBW.平均硬度HBW1-=236HBW,HBW2-=190HBW.HBW1--HBW2-=46HBW,在30~50HBW之间。 选用8级精度 45钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8级精度 2.初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计。 其设计公式为 d1≧〔2KT1/φd×(u+1)/u×(ZEZHZεZβ/[δ]H)〕1/3 (1)小齿轮传递转矩为T1=54380N·mm (2)因v值未知,Kv值不能确定,可初步选载荷系数Kt=1.1~1.8, 初选Kt=1.4 (3)由表8-18,取齿宽系数φd=1.1 (4)由表8-19,查得弹性系数ZE=189.8√MPa (5)初选螺旋角β=12o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46 (6)齿数比u=i1=4.4 (7)初选Z1=23,则Z2=uZ1=4.4×23=101.2,取Z2=101,则端面重合度为 εa=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cosβ=[1.88-3.2(1/23+1/101)]cos12o=1.67 轴向重合度为 εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1.1×23×tan12o=1.71 由图8-3查得重合度系数Zε=0.775 (8)由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.99 (9)许用接触应力可用下式计算 [δ]H=ZNσHlim/SH 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为σHlim1=580MPa,σHlim2=390MPa 小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为 N1=60n1aLh=60×576×1.0×2×8×250×8=1.106×109 N2=N1/i1=1.106×109/4.4=2.51×108 由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0,ZN2=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0,则小齿轮的许用接触应力 Z1=23 Z2=101 [σ]H1=ZN1σHlim1/SH=1.0×580MPa/1=580MPa 大齿轮的许用接触应力 [σ]H2=ZN2σHlim2/SH=1.14×390MPa/1=445MPa 取[σ]H=445MPa,初算小齿轮的分度圆直径d1t,得 d1t≧〔2KT1/φd×(u+1)/u×(ZEZHZεZβ/[σ]H)〕1/3 〔2×1.4×54380/1.1×(4.4+1)/4.4×(189.8×2.46×0.775×0.99/445)〕1/3mm=47.93mm [σ]H1=580MPa [σ]H2=445MPa [σ]H=445MPa d1t≧47.93mm 3.确定传动尺寸 (1)计算载荷系数由表8-21查得使用系数KA=1.0, 因v=πd1tn1/60×1000=π×47.93×576/60×1000m/s=1.44m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13,由图8-7查得齿向载荷分配系数Kβ=1.11,由表8-22查得齿间载荷分配系数Kα=1.2,则载荷系数为 K=KAKVKβKα=1.0×1.13×1.11×1.2=1.505 (2)对d1t进行修正K和Kt有较大差异,故需对由Kt计算出的d1t进行修正,即 d1=d1t(K/Kt)1/3≧47.93×(1.505/1.4)1/3mm=49.1mm (3)确定模数mn mn=d1cosβ/Z1=49.1mm×cos12o/23=2.09mm 按表8-23,取mn=2.5mm (4)计算传动尺寸中心距为 a1=mn(Z1+Z2)/2cosβ=2.5×(23+101)mm/(2×cos12o)=158.46mm 圆整,取a1=160mm,则螺旋角为 β=arccosmn(Z1+Z2)/2a1=arcos2.5×[(23+101)mm/(2×160)]=14.362o 因β和初选值相差较大,故对和β有关的参数进行修正,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43,则端面重合度为 εa=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cosβ=[1.88-3.2(1/23+1/101)]cos14.362o=1.66 轴向重合度为 εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1.1×23×tan14.362o=2.06 由图8-3查得重合度系数Zε=0.775,由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.985 d1t≧〔2KT1/φd×(u+1)/u×(ZEZHZεZβ/[σ]H)〕1/3 〔2×1.505×54380/1.1×(4.4+1)/4.4×(189.8×2.43×0.775×0.985/445)〕1/3mm=48.53mm 精确计算圆周速度为 V=πd1tn1/60×1000=π×48.53×576/60×1000m/s=1.46m/s, 由图8-6查得动载荷系数KV=1.13,K值不变 mn=d1cosβ/Z1=48.53mm×cos14.362o/23=2.04mm 按表8-23,取mn=2.5mm,则高速级的中心距为 a1=mn(Z1+Z2)/2cosβ=2.5×(23+101)mm/(2×cos14.362o)=160mm K=1.505 d1t≧48.53mm mn=2.5mm a1=160mm 则螺旋角修正为 β=arccosmn(Z1+Z2)/2a=arcos2.5×[(23+101)mm/(2×160)]=14.362o 修正完毕,故 d1=mnZ1/cosβ=2.5×23/cos14.362omm=59.355mm d2=mnZ2/cosβ=2.5×101/cos14.362omm=260.545mm b=Фdd1=1.1×59.355mm=65.29mm,取b2=66mm b1=b+(5~10)mm,取b1=75mm β=14.362o d1=59.355mm d2=65.29mm b2=66mm b1=75mm 4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 σF=2KT1/bmnd1×YFYSYεYβ≦[σ]F (1)K、T1、mn和d1同前 (2)齿宽b=b2=66mm (3)齿形系数YF和应力修正系数YS。 当量齿数为 ZV1=Z1/(cosβ)3=23/(cos14.362o)3=25.3 ZV2=Z2/(cosβ)3=101/(cos14.362o)3=111.1 由图8-8查得YF1=2.61,YF2=2.22,由图8-9查得YS1=1.59,YS2=1.81 (4)由图8-10查得重合度系数Yε=0.71 (5)由图11-3查得螺旋角系数Yβ=0.87 (6)许用弯曲应力 【σ】F=YNσFLim/SF 由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为σFLim1=215MPa,σFLim2=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25,故 【σ】F1=YN1σFLim1/SF=1×215/1.25MPa=172MPa 【σ】F2=YN2σFLim2/SF=1×170/1.25MPa=136MPa σF1=2KT1/bmnd1×YF1YS1YεYβ=2×1.505×54380/(66×2.5×59.355)×2.61×1.59×0.71×0.87MPa=42.8MPa﹤[σ]F1 σF2=σF1YF1YS1/YF2YS2=42.8×2.22×1.81/(2.61×1.59)MPa﹤[σ]F2 满足齿根弯曲疲劳强度 5.计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数mt=mn/cosβ=2.5/cos14.362omm=2.58065mm 齿顶高ha=ha*mn=1×2.5mm=2.5mm 齿根高hf=(ha*+c*)mn=(1+0.25)×2.5mm=3.125mm 全齿高h=ha+hf=2.5mm+3.125mm=5.625mm 顶隙c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm 齿顶圆直径为 da1=d1+2ha=59.355mm+2×2.5mm=61.355mm da2=d2+2ha=260.645mm+2×2.5mm=265.645mm 齿根圆直径为 df1=d1-2hf=59.355mm-2×3.125mm=53.105mm df2=d2-2hf=260.645mm-2×3.125mm=254.395mm mt=2.58065mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm c=0.625mm da1=61.355mm da2=265.645mm df1=53.105mm df2=254.395mm 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。 计算项目 计算及说明 计算结果 1.选择材料、热处理和公差等级 大、小齿轮均选用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理,由表8-17得齿面硬度HBW1=217~255HBW,HBW2=162~217HBW.平均硬度HBW1-=236,HBW2-=190.HBW1--HBW2-=46HBW,在30~50HBW之间。 选用8级精度 45钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8级精度 2.初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计。 其设计公式为 d3≧〔2KT3/φd×(u+1)/u×(ZEZHZεZβ/[σ]H)〕1/3 (1)小齿轮传递转矩为T3=229810N·mm (2)因v值未知,Kv值不能确定,可初步选载荷系数Kt=1.1~1.8, 初选Kt=1.4 (3)由表8-18,取齿宽系数φd=1.1 (4)由表8-19,查得弹性系数ZE=189.8√MPa (5)初选螺旋角β=11o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465 (6)齿数比u=i2=3.26 (7)初选Z3=25,则Z4=uZ3=3.26×25=81.5,取Z4=82,则端面重合度为 εa=[1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)]cosβ=[1.88-3.2(1/25+1/82)]cos11o=1.68 轴向重合度为 εβ=0.318φdZ3tanβ=0.318×1.1×23×tan11o=1.70 由图8-3查得重合度系数Zε=0.775 (8)由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.99 (9)许用接触应力可用下式计算 [σ]H=ZNσHlim/SH 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为σHlim3=580MPa,σHlim4=390MPa 小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为 N3=60n2aLh=60×130.9×1.0×2×8×250×8=2.513×108 N4=N3/i2=2.513×108/3.26=7.71×107 由图8-5查得寿命系数ZN3=1.14,ZN4=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0,则小齿轮的许用接触应力 Z3=23 Z4=101 [σ]H3=ZN3σHlim3/SH=1.14×580MPa/1=661.2MPa 大齿轮的许用接触应力 [σ]H3=ZN4σHlim4/SH=1.2×390MPa/1=468MPa 取[σ]H=445MPa,初算小齿轮的分度圆直径d1t,得 d1t≧〔2KT1/φd×(u+1)/u×(ZEZHZεZβ/[σ]H)〕1/3 〔2×1.4×54380/1.1×(4.4+1)/4.4×(189.8×2.46×0.775×0.99/445)〕1/3mm=47.93mm [δ]H3=661.2MPa [δ]H4=468MPa [δ]H=468MPa D3t≧76.615mm 3.确定传动尺寸 (1)计算载荷系数由表8-21查得使用系数KA=1.0, 因v=πd3tn2/60×1000=π×76.615×130.9/(60×1000)m/s=0.52m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07,由图8-7查得齿向载荷分配系数Kβ=1.11,由表8-22查得齿间载荷分配系数Kα=1.2,则载荷系数为 K=KAKVKβKα=1.0×1.07×1.11×1.2=1.43 (2)确定模数mn,因K和Kt差异不大,不需对由Kt计算出的d3t进行修正,即 mn=d3cosβ/Z3=76.615mm×cos11o/25=3.01mm 按表8-23,取mn=3.5mm (3)计算传动尺寸中心距为 a2=mn(Z3+Z4)/2cosβ=3.5×(25+82)mm/(2×cos11o)=190.75mm 圆整,取a2=190mm,则螺旋角为 β=arccosmn(Z3+Z4)/2a2=arcos3.5×[(25+82)mm/(2×190)]=9.76o 因β和初选值相差较大,故对和β有关的参数进行修正,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46,则端面重合度为 εa=[1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)]cosβ=[1.88-3.2(1/25+1/82)]cos9.76o=1.69 轴向重合度为 εβ=0.318φdZ3tanβ=0.318×1.1×25×tan9.76o=1.50 由图8-3查得重合度系数Zε=0.77,由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.991 d3t≧〔2KT3/φd×(u+1)/u×(ZEZHZεZβ/[δ]H)〕1/3 〔2×1.43×229810/1.1×(3.26+1)/3.26×(189.8×2.46×0.77×0.991/468)〕1/3mm=76.77mm 因V=πd3tn2/(60×1000)=π×76.77×130.9/(60×1000)m/s=0.53m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07,K值不变 mn=d3cosβ/Z3=76.77mm×cos9.76o/25=3.03mm 按表8-23,取mn=3.5mm,则中心距为 a2=mn(Z3+Z4)/2cosβ=3.5×(25+82)mm/(2×cos9.76o)=190mm K=1.43 d1t≧76.77mm mn=3.5mm a1=190mm
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