同轴式二级减速器说明书.doc
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1、目录(1)减速器装配图1张(A0或A1)1(2)减速器零件图13张1(3)设计说明书份1二.电动机选择1三.传动装置的总传动比及其分配2四.计算传动装置的运动和动力参数3(1)各轴转速3轴 =nm=1440 r/min3五.齿轮设计3六.轴设计9参数表工作条件:一班制,连续单向运转。载荷平稳,室内工作,有粉尘(运输带与卷筒及支承间、包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑)。使用年限:十年,大修期三年。生产批量:10台生产条件:中等规模机械厂,可加工7-8级精度齿轮及涡轮动力来源:电力,三相交流(220/380V)。运输带速度运行误差:5%。设计工作量:(1)减速器装配图1张(A0或A1)(2)
2、减速器零件图13张(3)设计说明书份二.电动机选择1、电动机类型选择:根据一般带式输送机以及该减速箱的运作环境选用Y(IP44)系列封闭式三相异步电动机2、电动机容量选择:(1)、工作机的输出功率查机械基础附录3得:联轴器的动效率:1=0.99,每对轴承的传动效率:2,=0.983齿轮传动的传动效率:3=0.984输送机滚筒效率:4=0.96所以电动机输出地有效功率查机械设计手册选取电动机的额定功率为=5.5KW。(2)、确定电动机的转速卷筒的转速由设计手册查得二级圆柱齿轮减速器传动比i=860,所以电动机转速范围为611.44-4585.8 r/min。符合这一范围的同步转速为750r/mi
3、n,1000r/min,1500r/min,3000r/min四种。根据电动机的功率以及转速,查机械设计手册表32.1-9可得出只有Y132S1-2、Y132S1-4、Y132M2-6、Y160M2-8这四种电机合适。综合考虑电动机的重量、价格等因素,最终选用Y132M2-6型电动机。根据表32.1-9可得Y132M2-6型电动机的主要参数如下:电动机型号额定功率/KW满载转速r/min启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M2-65.59602.02.2三.传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比i由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:inm/n
4、w=960/76.43=12.562 分配传动比由于减速箱是同轴式布置,所以i1i2。因为i12.56,取速度偏差为0.5%5%,所以可行。四.计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速轴 =nm=1440 r/min轴1440/4.34331.80 r/min轴/331.80/4.34=76.45 r/min=76.45 r/min(2)各轴输入功率5.50.995.445kW25.4450.980.985.229kW25.2290.980.985.022kW24=5.0220.980.964.725kW(3) 各轴输入转矩电动机轴的输出转矩=9550 =95505.5/960=45.6 N
5、m所以: =45.60.99=45.3 Nm2=45.33.60.980.98=156.56 Nm=156.563.60.980.98=541.07 NmT卷=12=541.070.990.98=510.77 Nm项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷同轴转速(r/min)960960266.6774.0874.08功率(kW)5.55.4455.2295.0224.725转矩(Nm)45.645.3156.56541.07510.77传动比113.63.61效率10.990.950.950.97五.齿轮设计1. 齿轮选材(1)按低速级齿轮设计(2)选用级精度(3)材料选择。小齿轮材料
6、为40(调质),硬度为280,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数124,大齿轮齿数2113.624=86.4,取Z2=86。选取螺旋角。初选螺旋角2.接触强度计算因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算,6即 dt)确定公式内的各计算数值(1)试选 (2)由图10-30,选取区域系数(3)由图10-26查得(4)计算小齿轮传递的转矩 (5)由表10-7选取齿宽系数(6)由表10-6查得材料的弹性影响系数(7)由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限(8)由式10-13计算应力
7、循环次数(9)由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数(10)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为,安全系数为S=1,由式得3.计算(1)试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得(2)计算圆周速度(3)计算齿宽及模数(4)计算纵向重合度(5)计算载荷系数K已知使用系数根据,级精度,由图查得动载荷系数由表查得由图查得 假定,由表查得故载荷系数(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式得 (7)计算模数 由式10-171)确定计算参数(1)计算载荷系数(2)根据纵向重合度,从图查得螺旋角影响系数(3)计算当量齿数(4)查取齿形系数由表10-5查得(5)查取应力校正系数由表10-5查得(6)由图10
8、-20查得,小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限(7)由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由式10-12得(9)计算大小齿轮的大齿轮的数据大2)、设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 取,则4.计算几何尺寸(1)计算中心距将中心距圆整为109mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角圆整后取;(3)计算齿轮的分度圆直径(4)计算、齿轮的齿根圆直径(5)计算齿轮宽度
9、所以取;5.验算所以此齿轮设计符合要求。由于是同轴式二级齿轮减速器,因此两对齿轮取成完全一样,这样保证了中心距完全相等的要求,且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定满足高速级齿轮传动的要求。所以齿轮的各参数如下表: 齿轮参数高速级齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速级齿轮4材料45Cr(调质),硬度为280HBS45钢(调质) 硬度为240HBS45Cr(调质),硬度为280HBS45钢(调质)硬度为240HBS齿数23832383螺旋角模数2.52.5齿宽/mm65606560中心距/mm1096.齿轮结构设计根据后面的轴设计计算,大齿轮做出下图的a图形式,而小齿轮由于
10、直径与轴的直径相差不远,所以设计成齿轮轴的形式。六.轴设计6.1输入轴的设计1.输入轴上的功率2.求作用在齿轮上的力3初定轴的最小直径选轴的材料为钢,调质处理。根据表,取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径,由于此处开键槽,校正值,联轴器的计算转矩 查表14-1取,则查机械设计手册(软件版),选用GB5014-2003中的LX1型弹性柱销联轴器,其公称转矩为250 000N。半联轴器的孔径,轴孔长度L38,J型轴孔,相应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔 度略短,故取4轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案(见前图)2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长
11、度(1)为满足半联轴器的轴向定位要求,轴段右端需制出一轴肩,轴肩高度,故取段的直径(2)初选型号6的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取(3)轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取(4)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即 (5)取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端
12、面与机体内壁间的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,(6)键连接. 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表6-1查得 平键截面bh=10mm8mm, 键槽用键槽铣刀加工,长为45mm, 同 时为保证齿轮和轴的配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合 为H7/n6; 同样,半联轴器与轴的连接,选用平键为8mm7mm28mm, 半联轴器与轴的配合为H7/k6.5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图2)计算支承反力 在水平面上 在垂直面上 故 总支承反力3)画弯矩图4)画
13、扭矩图(见前图)6.校核轴的强度C剖面左侧,因弯矩大,有转矩,还有键槽引起的应力集中,故C剖面左侧为危险剖面 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全7. 按弯矩合成应力校核轴
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