减速器说明说Word格式.docx
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0.98×
0.97=1.4kw
P3=P2×
η34=1.4×
0.97=1.33kw
P4=P3×
η45=1.33×
0.99=1.29kw
3.各轴输入转距:
Td=9550×
Pd/nm=9550×
1.49/940=15.13N•m
T1=Td×
η01=15.13×
0.99=15N•m
T2=T1×
i1×
η12=15×
4.8×
0.97=68N•m
T3=T2×
i2×
η34=68×
3.44×
0.97=223N•m
T4=T3×
η45=223×
0.99=205N•m
运动和动力参数计算结果整理于下表:
轴号
功率P(Kw)
转矩T(N·
m)
转速n(r/min)
传动比i
效率η
电机轴
1.49
15.13
1.00
0.99
Ⅰ轴
1.48
15
4.8
0.95
Ⅱ轴
1.4
68
195.8
3.44
Ⅲ轴
1.33
223
56.9
0.97
卷筒轴
1.29
205
四.传动零件的设计计算
1.第一级斜齿圆柱齿轮的选择计算
(1).选择材料、精度等级和蜗杆头数
材料:
小斜齿轮:
45钢,调质处理;
大斜齿轮:
45钢,正火;
精度等级:
初选取8级按GB/T10095.1-2008
初选齿数:
Z1=23,Z2=i1×
Z1=4.8×
23=110.4(111)
则传动比为u=Z2/Z1=111/23=4.83
(2).按齿面接触疲劳强度进行设计计算
计算公式:
1)、确定载荷:
K=KA•Kα•KV•Kβ
中等振动KA=1.25
预估v2≤4m/s,取Kv=1.07
2)、取Φd=1β=15°
,εα=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cosβ=1.65
εβ=bsinβ/(π*mn)=Φd*Z1*tan15°
/π=1.96
ε=εβ+εα=1.96+1.65=3.61则Kα=1.45
3)、由于Φd=1,齿轮非对称布置轴的刚性大,则Kβ=1.18
则K=KA•Kα•KV•Kβ=1.25×
1.45×
1.07×
1.18=2.29
4)、作用在齿轮上的转距T1=1.5×
104N•mm
5)、查表得ZE=189.8√MPa,ZH=2.41
6)、Zβ=√cosβ=0.98
7)、Zε=√[(4-εα)×
(1-εβ)/3+εβ/εα]=0.66
8)、计算许用应力
查表得:
σHlim1=590MpaσHlim2=470Mpa
应力循环次数
N1=60njlh=60×
940×
1×
5×
300×
8=6.77×
108
N2=N1/u=6.77×
108/4.83=1.4×
KHN1=1.03KHN2=1.1
计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,则
[σH1]=KHN1σHlim1=1.03×
590MPa=607.7MPa
[σH2]=KHN2σHlim2=1.1×
470MPa=517MPa
[σH]=[σH2]=517MPa
根据接触应力设计尺寸:
d1≥3√[2kT1(u+1)(ZεZβZEZH/[σH])2/(uΦd)]=30.05mm
9)、设计中心距a、模数mn
a≥d1(1+u)/2=30.05×
(1+4.83)/2=87.59则a=125mm
mn=(0.01~0.02)a=1.25~2.5则mn=2.5,由a=mn(Z1+Z2)/2cosβ
Z1+Z2=2acosβ/mn=2×
125×
cos15°
/2.5=96.6圆整为97
则Z1=(Z1+Z2)/(1+u)=97/(1+4.83)=16.6圆整为17
Z2=Z1+Z2-Z1=80
实际传动比u1=Z2/Z1=80/17=4.71
误差计算:
△=(u-u1)/u=(4.83-4.71)/4.83=2.4%
确定螺旋角β:
β=arcos[mn(Z1+Z2)/(2a)]=14°
4′12″
确定齿宽:
b2=Φdd1=1×
2.5×
23/cosβ=43.8mm(44mm)b1=b2+6=50mm
10)、校正分度圆直径:
a、齿轮的圆周速度:
v=πd1n1/60×
1000=π×
17×
940/(60×
1000×
cos14.07°
)=2.2m/s则Kv。
=1.04
b、验算重合度
εα=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cosβ=1.6
εβ=bsinβ/(π*mn)=Φd*Z1*tan15°
/π=1.36
ε=εβ+εα=2.96则Kα。
=1.41
所以d1≥30.053√[Kv。
Kα。
/(KvKα)]=29.49(符合要求)
(3)按弯曲疲劳强度校核
1)、载荷系数K=KA•Kα•KV•Kβ=1.25×
1.41×
1.04×
1.18=2.16
当量齿数Zv1=Z1/(cosβ)3=18.68(圆整19)
Zv2=Z2/(cosβ)3=87.91(圆整88)
查取齿形系数YFa1=2.8YFa2=2.23
查取应力修正系数YSa1=1.54YSa2=1.77
2)、查表可得许用弯曲应力
σFlim1=450MPaσFlim2=390MPa
由于N1=6.77×
108N2=1.4×
108则查表可得
KFN1=KFN2=1
[σF1]=KFN1σFlim1=450MPa[σF2]=KFN2σFlim2=390MPa
3)、重合度系数
Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.6=0.72
螺旋角系数
Yβ=1-εββ/120=1-1.36×
(14.07/120)=0.84
综上:
σF1=2×
2.16×
1.5×
104/(44×
2/cos14.07)×
2.8×
1.54×
0.72×
0.84=43.82MPa<[σF1]
σF2=40.12MPa<[σF2]
经检验所设计齿轮合格
2、第二级直齿圆柱齿轮选择设计
(1).选择材料、精度等级和蜗杆头数
Z1=23,Z2=i2×
Z1=3.44×
23=79.12(79)
则传动比为u=Z2/Z1=79/23=3.43
(2).按齿面接触疲劳强度进行设计计算
d1≥3√[2kT2(u+1)(ZεZEZH/[σH])2/(uΦd)]
2)、取Φd=1β=0°
,εα=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cosβ=1.7
则Kα=1.25
1.25×
1.15×
1.18=2.12
4)、作用在齿轮上的转距T2=6.8×
5)、查表得ZE=189.8√MPa,ZH=2.5
6)、Zε=1
7)、计算许用应力
195.8×
8=1.4×
N2=N1/u=1.4×
108/3.43=0.4×
KHN1=1.06KHN2=1.23
[σH1]=KHN1σHlim1=1.06×
590MPa=625.4MPa
[σH2]=KHN2σHlim2=1.23×
470MPa=578MPa
[σH]=[σH2]=578MPa
d1≥3√[2kT2(u+1)(ZεZEZH/[σH])2/(uΦd)]=63.1mm
8)、设计中心距a、模数m
a≥d1(1+u)/2=63.2×
(1+3.43)/2=139.8则a=150mm
m=(0.01~0.02)a=1.5~3则m=3,由a=m(Z1+Z2)/2
Z1+Z2=2a/m=2×
150/3=100
则Z1=(Z1+Z2)/(1+u)=100/(1+3.43)=22.59圆整为23
Z2=Z1+Z2-Z1=77
实际传动比u2=Z2/Z1=77/23=3.34
△=(u-u1)/u=(3.43-3.34)/3.43=2.6%(合格)
9)、校正分度圆直径:
3×
23×
195.8/(60×
1000)=0.7m/s则Kv。
=1.01
εα=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)=1.699=1.7(未变)
所以d1≥30.053√(Kv。
/Kv)=60.4(符合要求)
10)、b2=Φdd1=1×
23=69mmb1=b2+6=75mm
σF=2kTYFaYSaYε/(bd1m)
1.01×
1.18=1.86
查取齿形系数YFa1=2.55YFa2=2.23
查取应力修正系数YSa1=1.57YSa2=1.77
Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.7=0.69
1.86×
6.8×
104/(69×
3)×
2.55×
1.57×
0.69=48.9MPa<[σF1]
σF2=48.2MPa<[σF2]
经检验所设计齿轮合格
五、轴的设计与校核
1.高速轴
1)、轴的材料选用常用的45钢,调制处理
当轴的支撑距离未定时,无法由强度确定轴径,要用初步估算的方法,即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,
计算公式为:
轴有弯矩于是C取112,则:
d1≥112×
3√(1.48/940)=13mm
考虑到高速轴要与电机连接,则高速轴必须与联轴器连接,于是初选直径为d1=18mm。
则初步定轴的结构:
但是,由于齿轮设计完成,对于小斜齿轮:
da=mn(z1+2cosβ)/cosβ=48.81mm(圆整49mm)
d=mnz1/cosβ=43.81mm
df=mn(z1+2.5cosβ)/cosβ=37.56mm
对于锻造小齿轮,da≤200mm当X≤2.5mt(6mm)时,齿轮和轴做成一体。
其中,X为齿根到毂键槽顶面的距离。
显然,X≤6mm,则应做成齿轮轴。
轴的结构为:
装配方案:
左端端盖、左端轴承,依次从左至右安装;
联轴器、密封圈、右端端盖、右端轴承,依次从右向左安装。
轴的轴向尺寸:
此齿轮轴的齿轮、轴承、联轴器的安装部分的长度由齿轮、轴承、联轴器分别确定。
直径安排:
直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时,直径变化值要大些,可取(3~8)mm,否则可取(1~2)mm。
轴承选用:
滚动轴承7206AC(30-62-16),a=18.7mm
联轴器选用:
LT2(YA18×
42/YA18×
42)
2)、高速轴受力图:
a)
竖直方向受力图:
b)
竖直方向弯矩图:
c)
水平方向受力图:
d)
水平方向弯矩图:
e)
合成弯矩图:
f)
扭矩图:
g)
A、齿轮轴斜齿部分的受力计算:
转矩T=T1=15000N·
mm
Ft=2T1/d=2×
15/0.04381=684.7N
Fr=Fttanαn/cosβ=684.7tan20/cos14.07=256.9N
Fa=Fttanβ=684.7tan14.07=171.6N
B、轴承支反力:
竖直面:
R1`=(121.3Fr+22Fa)/156.6=(121.3×
256.9+22×
171.6)/156.6=223N
R2`=(35.3Fr-22Fa)/156.6=(35.3×
256.9-22×
171.6)/156.6=33.9N
水平面:
R1=121.3Ft/156.6=121.3×
684.7/156.6=530.36N
R2=35.3Ft/156.6=35.3×
684.7/156.6=154.34N
C、画出齿轮轴受力图(图a),水平方向、竖直方向受力图(图d、b)及弯矩图(图e、c)、扭矩图(图g)、合成弯矩
图(图f)。
D、选择轴的材料为45钢调质,由《机械设计手册》查的:
σb=650MPa,σs=360MPa。
用插值法查表得:
[σ0b]=102.5MPa,[σ-1b]=60MPa,α=[σ-1b]/[σ0b]=0.59
则斜齿部分中间的最大当量弯矩是
MП=√[M2+(αT)]=22153.81MPa
E、校核轴径
d≥3√(MП/0.1[σ-1b])=15mm<37.56mm
经校核轴径尺寸合格。
2、中间轴
3√(1.4/195.8)=21.6mm
2)、初选d1=30mm初定轴的结构为
装配方案:
左端端盖、左端轴承、套筒、大斜齿轮,依次从左至右安装;
右端端盖、右端轴承、套筒、小直齿轮,依次从右至左安装。
3)、轴承选用:
滚动轴承7206AC(30-62-16),a=18.7mm
3、低速轴
3√(1.33/96.5)=27mm
2)、初选d1=35mm,初定轴结构
左端端盖、左端轴承、套筒、大直齿轮,依次从左至右安装;
联轴器、密封圈、右端端盖、右端轴承,依次从从右至左安装。
3)、轴承选用:
滚动轴承6109(45-75-16)
联轴器选用:
GYH4J1型/J1型
六、轴承的选择校核
1、轴承选择
轴承选用标准件,高速轴及中间轴选用滚动轴承7206AC(30-62-16),a=18.7mm;
低速轴选用滚动轴承6109
2、校核高速轴轴承
轴承采用X型安装,
a、计算轴承受力:
Fr1=√(R12+R1`2)=575.3N
Fr2=√(R22+R2`2)=158N
查表得轴承的基本额定动载荷Cr=22KN,基本额定静载荷为Cr0=14.2KN
由Fa/Cr0=0.012查表得:
e=0.38(插值法),所以:
左端轴承内部轴向力:
S1=eFr1=0.38×
575.3=218.6N
右端轴承内部轴向力:
S2=eFr2=0.38×
158=60.04N
则:
S2+Fa=60.04+171.6=231.64>S1
所以,轴承1(左端)被压紧,轴承2(右端)被放松。
则:
轴承1的轴向力:
Fa1=Fa+S2=231.64N
轴承2的轴向力:
Fa2=S2=60.04N
b、轴承寿命校核
查表可得两轴承的径向系数X=0.72,轴向系数Y=2.39。
(Fa1/Fr1=0.4>e,
Fa2/Fr2=0.38>e)
减速器有轻微冲击选取载荷系数为fp=1,则:
轴承1的当量动载荷为:
P1=fp(XFr1+YFa1)=0.72×
575.3+2.39×
231.64=967.84N
轴承2的当量动载荷:
P2=fp(XFr2+YFa2)=0.72×
158+2.39×
60.04=257.26N
显然,P1>P2轴承1寿命更短:
Lh10=106/(60n)(Cr/P)ε=106/(60×
940)(22000/967.84)3=2.08×
105h>12000h
(五年一班)
经检验轴承的寿命符合要求。
c、轴承的极限转速的校核
对于轴承1:
P1/Cr=0.04<0.1,查表可知:
nlim=13000rpm
查表取载荷系数f11=0.996,tanβ=Fa1/Fr1=231.64/575.3=0.4,则f21=1
f11f21nlim=0.996×
13000=12948rpm>940rpm(合格)
七、键的选用与校核
1、低速轴键的选用
a、联轴器处轴径Φ35,选用圆头普通平键,配合选用正常联接:
A10×
8GB/T1095-2003
b、大直齿轮处轴径Φ47,选用圆头普通平键,配合选用正常联接:
A14×
9GB/T1095-2003
2、中间轴键的选用
小直齿轮处以及大斜齿轮处的轴径均为Φ32,键选用圆头普通平键,配合选用正常联接:
A10×
3、高速轴键的选用
联轴器处轴径为Φ18,键选用圆头普通平键,配合选用正常联接:
A6×
6GB/T1095-2003
4、高速轴键的校核
键采用静联接形式,则键校核的计算公式:
T=0.25hL’d[σp]
由于轴径Φ18键A6×
6×
35,材料选用45钢,由于有轻微冲击,则,
[σp]=100MPa
则键所能传递的转矩为:
T=0.25×
29×
18×
100=78.3N·
m>15N·
m
经检验高速轴联轴器处键的强度符合要求。
八、减速器附件的选择
1、窥视孔盖窥视孔盖的规格为166×
136mm。
箱体上开窥
视孔处设有凸台7mm,一边机械加工支撑盖板的表面,并用垫片加强密封,盖板材料为Q235A钢,用6个M4螺栓紧固。
2、通气器减速器运转时,箱体内温度升高,气压加大,对
密封不利,故在窥视孔盖上安装通气器,是箱体内热膨胀气体自由逸出,以保证压力均衡,提高箱体缝隙处的密封性能。
考虑到室外的工作环境,选用带金属滤网的通气器。
3、启盖螺钉在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃
或密封胶,为了便于开盖故设有启盖螺钉。
其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度,螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形,以免破坏螺纹。
4、定位销为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配
精度,在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销,两销尽量远些,以提高定位精度。
定位销的直径为d=8mm,长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度,以便于装卸。
5、吊环和吊耳为了便于拆卸和搬运,在箱盖上装有环首螺
钉或铸出吊环、吊耳,并在箱座上铸出吊耳。
6、油标尺油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定
之处。
先确定右面高度,再确定油标尺的高度和角度,应使油孔位置在油面以上,以免油溢出。
油标尺应足够长,保证在油液中。
采用带有螺纹部分的杆式油标尺。
7、放油螺塞放油孔的位置应在油池的最低处,并安排在减
速器不与其他部件靠近的一侧,以便于放油。
放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的箱座外壁要有凸台,经机械加工成为螺塞头部的支承面,并加封油圈以加强密封。
九、润滑和密封
1、润滑说明
因为是二级圆柱齿轮减速器,且齿轮的最大圆周转速大于2m/s而小于3m/s所以采用轴承采用油沟润滑,下机座的油沟在机体铸成后用圆柱铣刀铣出。
齿轮采用浸油润滑,润滑油采用50号机械油。
2、密封说明
在试运行过程中,所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。
剖分面允许涂以密封胶或水玻璃,不允许使用任何垫片。
轴伸处采用密封圈密封。
十、拆装和调整说明
在安装调整滚动轴承时,必须保证一定的轴向游隙,因为游隙大小将影响轴承的正常工作。
当轴直径为30~50mm时,可取游隙为
。
在安装齿轮后,必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点,侧隙和接触斑点是由传动精度确定的,可查手册。
当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时,可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。
十一、减速箱体的附加说明
机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度,箱体的一些结构尺寸,如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等,对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本,均有重大影响。
但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性,未能进行强度和刚度的分析计算,但是可以根据经验公式大概计算出尺寸,加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。
箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。
十二、设计心得
通过此次课程设计,我更加感觉到机械设计的综合性,以及对于设计者知识与能力的全面要求性。
当课程设计刚刚开始时,心中只是以为这次课设与以往一样,仅仅是对机械设计这一门课程的考核或者说是应用,但随着课程设计的进行,逐渐体会到这其中还有互换性、机械制图、机械原理等等跨科目、跨年级的知识的应用。
深深体会到大学中每一门课程都是很重要的,都是需要用心去学的