用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器文档格式.docx
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如图1所示。
(一)电动机的选择:
1.电动机种类的选择:
依据动力源和工作条件,采纳Y系列三相异步电动机。
2.电动机功率的选择:
取工作机的传动效率为0.96。
工作机所需要的有效功率为:
Pw
Fv
3000
1.5kW4.688kW
1000w
1000
0.96
此中,w为工作机传动效率。
为了计算电动机所需功率
Pd,需确立传动装置总效率
。
设各效率分别为:
1(V带)、
2(8级闭式齿轮传动)、
3(转动轴承)、
4(弹性联轴器)。
由表
2–2查得:
10.95;
2
0.97
;
30.98;
4
0.99;
则传动装置的总效率为:
0.95
0.98
0.99
0.8339
电动机所需功率为:
4.688
Pd
5.621kW
由表16–1选用电动机的额定功率为5.5kW。
3.电动机转速的选择:
采纳常用同步转速1000r/min、1500r/min和3000r/min三种作对照。
工作机转速:
60
1000v
60000
1.5
114.650r/min
nw
D
3.14
250
总传动比i
nm/nw,此中nm为电动机的满载转速。
现将三种电动机的相关数据列于表1比较。
表1
两种电动机的数据比较
方
电动机型
额定功率
总传动比
同步转速/(r
min1)满载转速/(r
min1)
案
号
kW
i
I
Y132M2—6
5.5
960
8.373
Y132S—4
1500
1440
12.560
Y132S1—2
2900
25.294
II
由上表可知方案I总传动比过小,方案III总传动比过大,为了能合理的分派传动比,
使传动装置构造紧凑,决定采纳方案II。
4.电动机型号确实定:
依据电动机功率和同步转速,选定电动机型号为Y132S—4,查表16–2知电动机的
机座中心高为132mm,外伸轴径为38mm,外伸轴径长度为80mm。
图2Y132S—4电动机
3.总传动比的分派:
现总传动比
i12.560
2–3.,选V带的传动比为
i11;
减速器传动比为
ifi/i1
12.560/1
考虑两级齿轮润滑问题,
两级大齿轮应有邻近的浸油
深度。
两级齿轮减速器高速级传动比
i2与低速级传动比
i3的比值取为
1.3,即i2=1.3i3,
则i2=1.3if=1.312.560
4.041;
i3if/i2
12.560/4.041
3.108。
(三)传动装置的运动和动力参数计算:
3.各轴转速的计算:
nm1440r/min
nI
nII
nIII
nIV
nm/i1
1440/1r/min1440r/min
/i2
1440/4.041r/min356.436r/min
/i3
356.436/3.108r/min114.683r/min
nw114.683r/min
2.各轴输入功率计算:
PI
5.6210.95
5.340kW
PII
23
5.340
5.076kW
PIII
35.076
0.970.98
4.825kW
5
PIVPIII344.8250.980.994.681kW
3.各轴的输入转矩计算:
Td
9550Pd/nm
9550
5.621/1440N
m
37.278N
TI
9550PI/nI
95505.340/1440N
35.415N
TII
9550PII/nII
5.076/356.436N
m136.001Nm
TIII
9550PIII/nIII
4.825/114.683Nm
401.792N
TIV
9550PIV/nIV
4.681/114.683N
389.801N
将各轴的运动和动力参数列于表2。
表2
各轴的运动和动力参数
轴号
转速n/(rmin1)
功率/kW
转矩/Nm
传动比
014405.62137.2781
35.415
4.041
356.436
5.076
136.001
3.108
III
114.683
4.825
401.792
IV
4.681
389.801
二.传动零件的设计计算:
(一)V带传动的设计:
1.确立计算功率Pca:
已知P5.621kW;
nm1440r
/min;
i
1。
由课本表8-7查得工作状况系数
KA1.1,则:
PcaKAP1.1
6.183kW。
2.选用窄V带带型:
依据Pca、nm,由课本图8-9采纳SPZ型窄V带。
6
3.确立带轮基准直径:
由课本表8-6
及表8-8
取主动轮基准dd1
80mm;
从动轮基准直径
dd2
i1dd1
180mm80mm,由课本表
8-7取dd280mm。
实质传动比
i1
80/80
1,与原分派传动比一致。
按式(
8-13)验算带的速度
v
dd1nm
801440m/s
6.029m/s30m/svmax,带的速度合
适。
4.确立窄V带的基准长度和传动中心距:
依据0.7(dd1
dd2)
a0
2(dd1dd2),初步确立中心距
a0200mm。
Ld2a0
(dd1
(dd2dd1)2
4a0
200
3.14(80
80)
(80
80)2
mm
651.2mm。
由课表
8-2选带的基准长度
Ld
1400mm。
实质中心距
aa0
500
1400
651.2mm874.4mm。
5.验算主动轮上的包角
1:
dd2dd1
57.5
80
180
120
,主动轮上
a
943
的包角适合。
6.计算窄V带的根数z:
由nm
1440r/min;
dd1
80mm;
1;
查课本表8-4a,由线性关系得:
P0
0.35kW;
查课本表8-4b得:
0kW;
查课本表
8-5得:
K
1;
查课
本表8-2得:
KL
1.14。
则:
z
Pca
6.183
取z5根。
P0)KKL
(0.35
0)
5.424
(P0
11.14
7.计算预紧力F0:
查课本表8-3得:
q0.10kg/m,则:
7
F0500Pca
2.5
1qv2
vz
K
0.066.0292N130.374N。
6.029
8.计算作用在轴上的压轴力
FP:
FP2zF0sin1
26130.374sin180N1564.49N。
V带传动的主要参数归于表
3。
名称
带型
带轮d
基
d
准直
径
d1
d2
表3
V带传动的主要参数
结果
SPZ
i11
根数
z5
80mm
基准长度
1400mm
预紧力
F0
130.374N
中心距
874mm
压轴力
FP
1564.49N
9.带轮设计:
由课本表8-10
查得:
e
12
0.3mm;
f71mm。
则带轮轮缘宽度:
B(z1)e
2f(5
1)
1227
62mm。
大带轮毂孔直径由后续高速轴设计
而定,dd11
21mm。
大带轮毂宽度
L:
当B1.5d时,取LB62mm。
带
轮构造图(略)
(二)高速级齿轮传动的设计:
1.选定高速级齿轮种类、精度等级、资料及齿数:
1)按传动方案采纳斜齿圆柱齿轮传动。
2)运输机为一般工作机械,速度不高,应采纳8级精度。
3)资料选择:
由课本表10-1选择小齿轮资料为45钢,调质办理,均匀硬度为235HBS。
大齿轮资料为45钢,正火,硬度为190HBS,两者硬度差为45HBS。
4)选小齿轮齿数z1
21,则:
z2i2z1
4.0412184.861,取z285。
齿数比
i285/21
4.048。
5)初选螺旋角
14。
2.按齿面接触疲惫强度设计:
2KtT1
1ZHZE
d1t
da
H
1)确立公式内的各项数值:
(1)试选载荷系数Kt1.6。
(2)由课本图10-30选用地区系数ZH2.433。
(3)由课本图
10-26查得
10.758;
20.821;
121.579。
(4)小齿轮传达的转矩:
T1TI35.415Nm35.415103Nmm3.5415104Nmm
(5)由课本表10-7选用齿宽系数1。
(6)
由课本表
10-6查得资料的弹性影响系数
ZE189.8MPa(大小齿轮均采纳锻
造)。
(7)由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限
Hlim1
限Hlim2
550MPa;
由课本图10-21c按齿面硬度查得大齿轮的接触疲惫强度极
390MPa。
(8)按式(10-31)计算应力循环次数:
N1
60n1jLh
14401(1
8365
8)2.018109;
N2
N1/i2
2.018
109/4.048
4.985
108。
9
(9)由课本图10-19查得接触疲惫寿命系数KHN10.93,KHN21.01。
(10)计算接触疲惫许用应力:
取无效概率为
1%,安全系数S
1,
KHN1Hlim1
0.93
550MPa
511.5MPa;
S
KHN2
Hlim2
1.01
390MPa
393.9MPa;
H1
H2
511.5393.9
452.7MPa。
2)计算:
(1)
计算小齿轮分度圆直径
d1t:
ZHZE
321.6
3.5415104
4.048
189.82.433
mm45.319mm
1.579
452.7
(2)
计算圆周速度:
d1tn1
3.1445.3191440
s
/
3.415/
(3)
计算齿宽b和模数mnt:
b
dd1t
145.319mm45.319mm;
mnt
cos14
45.319cos14mm2.094mm。
z1
21
(4)齿高:
h2.25mnt2.252.094mm4.7115mm,b/h45.319/4.71159.619。
(5)计算纵向重合度:
0.318dz1tan0.318121tan141.665。
(6)计算载荷系数K:
10
10-2查得:
使用系数
KA
依据v
3.415m/s、8级精度,由课本
图10-8
动载系数KV
1.2;
由课本表10-3
KH
KF
1.4(假
设KAFt
/b
100N/mm);
10-4查得8级精度、调质小齿轮相对支
承非对称部署时:
KH
1.150.18(1
0.6d2)
d2
0.31
103b
1.15
0.18(1
0.6
103
45.319
1.452
依据b/h
9.619,KH
1.452,由课本图10-13
KF1.4。
故载荷
系数:
KAKVKHKH
11.21.41.452
2.439。
(7)按实质的载荷系数校订说算的的分度圆直径:
dd1t3K/Kt45.31932.439/1.6mm52.157mm
(8)
计算模数:
d1cos
52.157cos14
mn
2.41mm
3.按齿根曲折疲惫强度设计:
2KT1Ycos2
YFaYSa
mt
dz12
F
1)确立计算参数:
(1)计算载荷系数KKAKVKFKF11.21.41.42.352。
(2)依据纵向重合度1.665,从课本图10-28查得螺旋角影响系数Y0.873。
(3)计算当量齿数:
z2
51
55.829。
zV1
cos314
22.990;
zV2
cos3
14
(4)查取齿数系数及应力校订系数:
由课本表10-5查得:
YFa12.693,YFa22.303;
YSa11.579,YSa21.718。
11
(5)由课本图10-20c按齿面硬度查得小齿轮的曲折疲惫强度极限由课本图10-20c按齿面硬度查得大齿轮的曲折疲惫强度极限
FE1
FE2
380MPa;
325MPa。
(6)由课本图10-18查得曲折疲惫寿命系数KFN10.85,KFN20.86。
(7)计算曲折疲惫许用应力:
取曲折疲惫安全系数
1.4,
KFN1
FN1
0.85
380
230.71MPa
F1
MPa
1.4
KFN2
FN2
0.86
325
199.64MPa
F2
计算大小齿轮的
YFaYSa
并加以比较:
YFa1YSa12.693
0.01843;
YFa2YSa2
2.3031.718
0.01982,
230.71
199.64
大齿轮的数值大。
2)计算(按大齿轮):
322.352
3.54151040.873cos214
1.573mm
212
0.01982mm
对照计算结果,由齿面接触疲惫强度计算的法面模数mn大于由齿根曲折疲惫强度计算
的法面模数,因为齿轮模数mn的大小主要取决于曲折强度说决定的承载能力,仅与齿
轮直径(即模数于齿轮的乘积)相关。
故可取由曲折强度算的的模数1.573mm并就近
圆整为标准值mn
2mm,而按接触强度算得的分度圆直径d1
52.157mm从头修正
25.30,取z1
25,则:
齿轮齿数,
i2z1
25
101.03,取z2101。
i2
z2/z1
101/25
4.040,与原分派传动比
4.041基本一致。
4.几何尺寸计算:
1)中心距计算:
(z1z2)mn
(25101)2
130mm。
129.86mm,将中心距圆整为
2cos
2cos14
2)按圆整后得中心距修正螺旋角:
(25
101)2
arccos
14.25014.25。
2a
130
(9)计算大小齿轮的分度圆直径:
z1mn
51.587mm;
cos
cos14.25
z2mn
101
208.413mm。
4)计算齿轮宽度
bdd11
51.587mm51.587mm,
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