一级减速箱的设计说明书Word文档格式.docx
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同步转速
满载转速
总传动比
带传动比
齿轮传动比
1
Y132M1-6
4
1000
960
7.36
1.85
2
Y112M-4
1500
1440
11.09
2.77
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y112M-4。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=1440/129.9=11.09
2、分配各级传动比
(1)取i齿=4
(2)∵i总=i齿×
i带
(3)∴i带=i总/i齿轮=11.09/4=2.77
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=nm/i带=1440/2.77=519.86(r/min)
n
=nI/i齿=519.86/4=129.96(r/min)
滚筒nw=n
=129.96(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P
=Pd×
η带=3.19×
0.96=3.06KW
=P
×
η轴承×
η齿轮=3.06×
0.99×
0.97=2.94KW
=PⅡ×
η联轴器=2.94×
0.97=2.82KW
3、计算各轴转矩
Td=9.55×
106Pd/nm=9.55×
106x3.19/1440=2.12x104N·
mm
T
=Tdxi带xη带=5.64x104N·
TⅡ=TⅠxi齿轮xη轴承xη齿轮=21.56x104N·
TⅢ=TⅡxη轴承xη联轴器=20.80x104N·
轴名
参数
电动机轴
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
转速(r/min)
519.86
129.96
输入功率(KW)
3.19
3.06
2.94
2.82
转矩(N·
mm)
2.12×
104
5.64×
21.65×
20.80×
传动比
2.77
效率
0.96
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
由课本[1]P181表10-8得:
kA=1.1P=4KW
PC=KAP=1.1×
4=4.4KW
据PC=4.4KW和n1=1440r/min
由课本[1]P182图10-12得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由[1]课本P182表10-9,取dd1=100mm>
dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=2.77×
100×
(1-0.02)=271.46mm
由课本[1]P182表10-9,取dd2=280mm
带速V:
V=πdd1n1/60×
=π×
1440/60×
=7.54m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+∏(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×
500+3.14(100+280)/2+(280-100)2/4×
500
=1612.8mm
根据课本[1]表(10-6)选取Ld=1800mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1800-1612.8)/2
=593.6mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-57.30×
(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×
(280-100)/593.6
=162.60>
1200(适用)
(5)确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本p176图10-11得P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]p178表10-5得△P1=0.17KW
查[1]p179表10-6,得Kα=0.96;
查[1]p180表10-7得KL=1.01
Z=PC/[(P1+△P1)KαKL]
=4.4/[(1.4+0.17)×
0.96×
1.01]
=2.90(取z=3根)
(6)计算轴上压力
由课本[1]p170表10-1查得q=0.1kg/m,由课本式(10-20)单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV[(2.5/Kα)-1]+qV2
=500x4.4/3x7.54(2.5/0.96-1)]+0.10x7.542
=161.71kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)
3×
161.71×
sin(162.6o/2)
=959.10N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料与热处理:
所设计齿轮传动属于闭式传动,通常
齿轮采用软齿面。
查阅[1]P100表6-8,选用价格便宜便于制造的材料:
小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;
大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;
精度等级:
运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥(6712×
kT1(i+1)/i×
φd×
[σH]2)1/3
①转矩T1
T1=9.55*106*PI*0.99/N2
=3.06*0.99*9.55*106/519.86
=5.57×
104N/mm
②课本[1]p102表6-9得载荷系数k:
取k=1.2
③许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZN/SHmin由课本[1]图6-36查得:
σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa
④接触疲劳寿命系数Zn:
按一年300个工作日,每班8h计算,由公式N=60njtn计算
N1=60×
519.86×
10×
300×
16=1.50x109
N2=N/i=3.7×
108
⑤查[1]课本图6-37中曲线1,得ZN1=1ZN2=1.1
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.1/1=550Mpa
⑥由课本表6-11取φd=1.1
故得:
d1≥(6712×
kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=48.35mm
(3)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×
=3.14×
48.35/60×
=1.32m/s
因为V<6m/s,故取8级精度合适.
(4)确定有关参数如下:
1传动比i齿=4
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=4×
20=80
②模数:
m≥d1/Z1=48.35/20=2.43mm
取课本[1]标准模数第一数列上的值,m=2.5
③分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×
20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×
80mm=200mm
④齿宽:
b=φdd1=1.1×
50mm=55mm
取b2=55mmb1=60mm
⑤中心距:
a=(d1+d2)/2=(50+200)/2=125mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σbb=2KT1YFS/bmd1
①复合齿形因数YFs由课本[1]p106图6-39得:
YFS1=4.35,YFS2=3.98
②许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P106:
[σbb]=σbblimYN/SFmin
由课本[1]图6-40得弯曲疲劳极限σbblim应为:
σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳寿命系数YN:
YN1=1YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin:
按一般可靠性要求,取SFmin=1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×
1/1=490Mpa
[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×
1/1=410Mpa
③校核计算
σbb1=2kT1YFS1/b1md1=85.65pa<
[σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/b2md1=78.36Mpa<
[σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
六、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算
1、减速器附件的选择
①提携式通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M12×
1.25
②油标
选用杆式游标M12
③起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊钩.
④放油螺塞
选用外六角油塞及油圈M14×
1.5
⑤根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号:
高速轴轴承盖上的螺钉:
GB5783~86M6X20,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉:
GB5783~86M6×
20,材料Q235
螺栓:
GB5782~86M14×
98,材料Q235
地脚螺钉:
GB5782~86M18,材料Q235
2、箱体的主要尺寸:
(1)箱座壁厚:
=0.025a+1=0.025×
125+1=4.125取=8
(2)箱盖壁厚:
1=0.02a+1=0.02×
122.5+1=3.5
取1=8
(3)箱盖凸缘厚度:
b1=1.51=1.5×
8=12
(4)箱座凸缘厚度:
b=1.5=1.5×
(5)箱座底凸缘厚度:
b2=2.5=2.5×
8=20
(6)地脚螺钉直径:
df=0.036a+12=0.036×
125+12=16.5,取df=18
(7)地脚螺钉数目:
n=4(因为a<
250)
(8)轴承旁连接螺栓直径:
d1=0.75df=0.75×
18=13.5(取14)
(9)盖与座连接螺栓直径:
d2=(0.5-0.6)df=0.55×
18=9.9(取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200,取120
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×
18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×
18=5.4(取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×
10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15)df.d1.d2至内箱壁距离C2
(1
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