二级直齿圆柱齿轮减速器Word文档下载推荐.docx
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η1=0.99
一对滚动轴承的效率:
η2=0.99
闭式圆柱齿轮的传动效率:
η3=0.98
工作机效率:
ηw=0.97
故传动装置的总效率
3.3选择电动机的容量
工作机所需功率为
3.4确定电动机参数
电动机所需额定功率:
工作转速:
经查表按推荐的合理传动比范围,二级圆柱齿轮减速器传动比范围为:
8--40因此理论传动比范围为:
8--40。
可选择的电动机转速范围为nd=ia×
nw=(8--40)×
76.43=611--3057r/min。
进行综合考虑价格、重量、传动比等因素,选定电机型号为:
Y132M-4的三相异步电动机,额定功率Pen=7.5kW,满载转速为nm=1440r/min,同步转速为nt=1500r/min。
方案
电动机型号
额定功率(kW)
同步转速(r/min)
满载转速(r/min)
1
Y160L-8
7.5
750
720
2
Y160M-6
1000
970
3
Y132M-4
1500
1440
4
Y132S2-2
3000
2900
电机主要外形尺寸:
中心高
外形尺寸
地脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
键部位尺寸
H
L×
HD
A×
B
K
D×
E
F×
G
132
515×
315
216×
178
12
38×
80
10×
33
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算出传动装置总传动比为:
(2)分配传动装置传动比
高速级传动比
则低速级的传动比
减速器总传动比
第四章计算传动装置运动学和动力学参数
4.1电动机输出参数
4.2高速轴Ⅰ的参数
4.3中间轴Ⅱ的参数
4.4低速轴Ⅲ的参数
4.5滚筒轴的参数
运动和动力参数计算结果整理于下表:
轴名
功率P(kW)
转矩T(N•mm)
转速(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
电动机轴
7.22
47882.64
0.99
Ⅰ轴
7.15
7.08
47418.4
46944.216
4.95
0.97
Ⅱ轴
6.94
6.87
227826.48
225548.2152
290.91
3.81
Ⅲ轴
6.73
6.66
841800.92
833382.9108
76.35
0.96
工作机轴
6.4
800523.9
第五章减速器高速级齿轮传动设计计算
5.1选精度等级、材料及齿数
(1)由选择小齿轮40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮45(调质),齿面硬度240HBS
(2)选小齿轮齿数Z1=30,则大齿轮齿数Z2=Z1×
i=30×
4.95=149。
实际传动比i=4.967
(3)压力角α=20°
。
5.2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
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:
计算应力循环次数
由图查取接触疲劳系数:
取失效概率为1%,安全系数S=1,得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
[σH]=546MPa
2)试算小齿轮分度圆直径
(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ν
齿宽b
2)计算实际载荷系数KH
①查表得使用系数KA=1
②查图得动载系数Kv=1.117
③齿轮的圆周力。
查表得齿间载荷分配系数:
KHα=1.4
查表得齿向载荷分布系数:
KHβ=1.436
实际载荷系数为
3)按实际载荷系数算得的分度圆直径
4)确定模数
5.3确定传动尺寸
(1)计算中心距
(2)计算小、大齿轮的分度圆直径
(3)计算齿宽
取B1=65mmB2=60mm
5.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1)K、T、m和d1同前
齿宽b=b2=60
齿形系数YFa和应力修正系数YSa:
查图得重合度系数Yε=0.673
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
由图查取弯曲疲劳系数:
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得许用弯曲应力
故弯曲强度足够。
5.5计算齿轮传动其它几何尺寸
(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
5.6齿轮参数和几何尺寸总结
参数或几何尺寸
符号
小齿轮
大齿轮
法面模数
mn
法面压力角
αn
20
法面齿顶高系数
ha*
1.0
法面顶隙系数
c*
0.25
齿数
z
30
149
齿顶高
ha
齿根高
hf
2.5
分度圆直径
d
60
298
齿顶圆直径
da
64
302
齿根圆直径
df
55
293
齿宽
65
中心距
a
179
第六章减速器低速级齿轮传动设计计算
6.1选精度等级、材料及齿数
3.81=115。
实际传动比i=3.833
6.2按齿面接触疲劳强度设计
[σH]=549MPa
②查图得动载系数Kv=1.073
KHβ=1.455
6.3确定传动尺寸
取B1=95mmB2=90mm
6.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿宽b=b2=90
查图得重合度系数Yε=0.676
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸
6.6齿轮参数和几何尺寸总结
115
3.75
90
345
96
351
82.5
337.5
95
218
第七章轴的设计
7.1高速轴设计计算
(1)已经确定的运动学和动力学参数
转速n=1440r/min;
功率P=7.15kW;
轴所传递的转矩T=47418.4N•mm
(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用40Cr(调质),齿面硬度280HBS,许用弯曲应力为[σ]=60MPa
(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小,故取A0=112。
由于最小轴段截面上要开1个键槽,故将轴径增大5%
查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30
(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
由于齿轮1的尺寸较小,故高速轴设计成齿轮轴。
显然,轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸,轴伸出端安装联轴器,选用普通平键,A型,b×
h=8×
7mm(GB/T1096-2003),长L=63mm;
定位轴肩直径为35mm;
联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的直径和长度。
外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm
轴承端盖厚度e=10mm
调整垫片厚度△t=2mm
箱体内壁到轴承端面距离△=10mm
各轴段直径的确定
d1:
用于连接联轴器,直径大小为联轴器的内孔径,d1=30mm。
d2:
密封处轴段,左端用于固定联轴器轴向定位,根据联轴器的轴向定位要求,轴的直径大小较d1增大5mm,d2=35mm
d3:
滚动轴承处轴段,应与轴承内圈尺寸一致,且较d2尺寸大1-5mm,选取d3=40mm,选取轴承型号为深沟球轴承6208
d4:
轴肩
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