久久久久久久久久久国产,国产91中文,国产欧美黑人

位置:首頁 > 機械技術文檔

一級圓錐齒輪減速器課程設計

文件大小：4.45 MB
下載次數：
文件評級：
更新時間：2017-12-29
發布人：yj747702379

文件下載：

文件介紹：
該文件為 doc 格式，下載需要 5 積分

課程設計一級圓錐齒輪減速器二、電動機的選擇
1、電動機類型的選擇
按工作要求和條件選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。
2、電動機功率選擇
（1）傳動裝置的總效率：
ηaη1•η23•η3•η4•η5
式中：η1、η2、η3、η4、η5分別是帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器和輸送鏈的傳動效率。
取η1=0.95，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.93，則
ηa=0.95×0.983×0.97×0.99×0.93 =0.80
（2）電機所需的功率：
=kw==3kw
= =3.75kw
3、確定電動機轉速
計算鏈輪工作轉速：

按《機械設計課程設計指導書》P7表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比，一級錐齒輪減速器的傳遞比。則總傳動比合理范圍為。故電動機轉速的可選范圍為：。
符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。
根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132M1-6。
其主要性能：額定功率4KW；滿載轉速960r/min；額定轉矩2.0。

三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比
ia=nm/n=960/127.39=7.53
2、分配各級傳動比
（1）據指導書P7表1，為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，取ij=3。
（2）id=ia/ij=2.51

四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速
nⅠ=nm/id=960/2.51=382.5r/min
nⅡ=nⅠ/ij=382.5/3=127.39r/min
nⅢ=nⅡ=127.39r/min
2、計算各軸的輸入功率
PI=Pd=3.75×0.95=3.56 KW
PII=PIη2×η3=3.56×0.98×0.97=3.39 KW
PIII=PII×η2×η4=3.39×0.99×0.98=3.29KW
3、計算各軸扭矩
電動機輸出軸轉矩:
Td=9.55×106Pd/nd=9.55×106×3.75/960=37.30 N·m
各軸輸入轉矩
TI=Td×η1=35.4 N·m
TII= TIη2×η3=33.7N·m
TIII=9.55×106PIII/nIII=32.7N·m

五、傳動零件的設計計算
V帶傳動的設計計算
1、選擇普通V帶截型
由教材P156表8-7取工作情況系數kA=1.2
計算功率Pca=KAP=1.2×2.51=3.012KW
由教材P157圖8-11選用A型V帶
2、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速
由教材教材P157圖8-11推薦的小帶輪基準直徑為：80~100mm，
則取dd1=100mm>dmin=75 mm
大帶輪直徑 dd2=nd/nI·dd1=960/382.5×100=251mm
由教材P157表8-8，取dd2=250mm
實際從動輪轉速nI’=nd·dd1/dd2=960×100/250=384r/min
轉速誤差為：nI-nI’/nI=(382.5-384)/382.5=-0.0039<0.05(允許)
帶速V：V=πdd1nd/60×1000=π×100×960/60×1000=5.024m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適
3、確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld
根據教材P152式（8-20）0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)得：
0.7(100+250)≤a0≤2(100+250)
所以有：245mm≤a0≤700mm，取a0=500
由教材P158式（8-22）Ld0=2a0+1.57(dd1+dd2)+ (dd1-dd2)2/4a0得：
Ld0=2×500+1.57(100+280)+(280-100)2/4×500=1612.8mm
根據教材P146表（8-2）取Ld=1600mm
根據教材P158式（8-23）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-1560.75）/2=520mm
4、驗算小帶輪包角
根據教材P152式（8-20）α1=1800-(dd1-dd2)×57.30/a
=1800-（250-100）×57.30/520=1800-20.90=163.50>1200（適用）
5、確定帶的根數
根據教材P152表（8-4a）查得：P0=0.95KW
根據教材P153表（8-4b）查得：△P0=0.11KW
根據教材P155表（8-5）查得：Ka=0.96
根據教材P146表（8-2）查得：Kl=0.99
由教材P158式（8-26）得：
Z=Pca/[(P0+△P0)KaKl]=3/[(0.95+0.11)×0.96×0.99]=3
取Z=3
6、計算軸上壓力
由教材P149表8-3查得q=0.1kg/m，由教材P158式（8-27）單根V帶的初拉力：
F0=500Pca（2.5-Ka）/ZV Ka+qV2
=500×(2.5-0.93)×4.8/0.93×5×5.03+0.1×5.0242=162.17N
則作用在軸承的壓力Fp，由教材P159式（8-28）得：
Fp=2ZF0sinα1/2=2×3×162.17×sin163.50/2=963N
齒輪傳動的設計計算
1、選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度220HBS；根據教材P210表10-8選7級精度。齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm
2、按齒面接觸疲勞強度設計
根據教材P203式10-9a：進行計算
確定有關參數如下：
① 傳動比i齒=3
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1=3×20=60
實際傳動比i0=52/20=2.6
傳動比誤差：i-i0/I=2.6-2.6/2.6=0%<2.5% 可用
齒數比：u=i0=2.6
② 由教材P224取φR=0.3
③ 轉矩T1
T1=35.4N·mm
④ 載荷系數k 取k=1.3
⑤ 許用接觸應力[σH] [σH]=σHlimkHN/SH
由教材P209圖10-21查得： σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=500Mpa
由教材P206式10-13計算應力循環次數N
N1=60njLh=60×331.03×1×(16×365×10)=2.7648×109
N2=N1/i=1.16×109/3=9.216×108
由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：
KHN1=0.87 KHN2=0.90
通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求，選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1 KHN1/SH=560×0.93/1.0Mpa=487.2Mpa
[σH]2=σHlim2 KHN2/SH=350×0.97/1.0Mpa=450Mpa
⑥彈性影響系數ZE 由教材P201表10-6查得ZE=189.8MPa1/2
故得：
=67.9
計算平均分度圓處的圓周速度vm
分錐角δ1=arctan(Z1/Z2)=
當量齒數 Zv1= Z1/cosδ1=21.43 Zv2= Z2/cosδ1=144.86
平均分度圓處的圓周速度：
計算載荷系數根據v=3.41m/s錐齒輪為7級精度
由教材P194圖10-8查得：動載系數KV=1.08
由教材P193表10-2查得: 使用系數KA=1
由教材P195表10-3查得: 齒間嚙合系數Ka=1
由教材P226b表10-9查得：軸承系數KHβbe=1.10
故載荷系數K=KAKVKHaKHβ=2.475
按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑
根據P226式（10-10（a））
模數：m=d1/Z1=152.58/20=7.6mm
取標準模數：m=7
3、校核齒根彎曲疲勞強度
根據教材P226公式10-23：
確定有關參數和系數
① 分度圓直徑：d1=mZ1=7×20=140mm d2=mZ2=7×52=364mm
齒寬：
故得取b=65
② 齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據教材P200表10-5得：
YFa1=2.72 YSa1=1.57 YFa2=2.14 YSa2=1.83
③許用彎曲應力[σF] 根據公式：[σF]= σFLim2/SF
根據教材P208圖10-20（c）得 σFLim1=420Mpa σFLim2 =330Mpa
按一般可靠度選取安全系數SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFLim1 /SF=420/1.25=336Mpa
[σF]2=σFLim2/SF=330/1.25=264Mpa
④ 將求得的各參數代入式

故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
5計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=2.43m/s

六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45調質，硬度217~255HBS
根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115
d≥115 (3.70/331.03)1/3mm=25.7mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=25.7×(1+5%)mm=27
∴選d=28mm
2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將輸入軸的圓錐齒輪做成懸臂結構，安排在箱體一側，兩軸承安排在齒輪的右側，齒輪左面由套筒定位，右面用擋圈固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以套杯和套筒定位。
（2）確定軸各段直徑和長度
I段：d1=28mm 長度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段：d2=d1+2h=28+2×2×1.5=34mm
∴d2=34mm
軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面和帶輪右端面的距離l=30mm,故
III段：參照工作要求并根據d2=34mm，有軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30208其內徑為40mm，寬度為18mm。故mm。L3=18mm。Ⅴ段軸承右端有套筒定位，為使套筒端面可靠地壓緊軸承，此軸段應略短于軸承寬度，故取l5=16mm
Ⅵ段：取安裝錐齒輪處的軸段Ⅵ的直徑為34mm取錐齒輪的寬度為56mm，取套筒的長度為20mm，則l6=56+20+(18-16)=78mm
Ⅳ段：取d4=28mm
在Ⅳ軸段加一套筒對軸承進行定位。套筒的外徑為d=50mm
至此，已初步確定了軸的各段直徑和距離。
（3）按彎矩復合強度計算
①求小齒輪分度圓直徑：已知d1=140mm
②求轉矩：已知T1=111070N·mm
③求圓周力：Ft
根據教材P198（10-3）式得：
Ft=2T1/dm1=111070/[d1(1-0.5ΦR)]=1904N
④求徑向力Fr1和軸向力Fa1
根據教材P225（10-22）式得：
Fr=Ft·tanαcosδ1=646.8N
Fa=Ft·tanαsinδ1=248.8N
軸承支反力：

由于軸單向旋轉，轉矩產生的扭轉切應力按脈動循環變化，取α=0.6。
校核危險截面C的強度
由式（15-5）

∴
該軸強度足夠。
輸出軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據教材P370頁式（15-2），表（15-3）取A=115
d≥A(P3/n3)1/3=115(3.43/127.32)1/3=34.64mm
輸出軸的最小值直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。
聯軸器的計算轉矩有P351表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3。則
根據機械設計手冊選擇LT7型彈性套注銷聯軸器，故取半聯軸器長度，，則半聯軸器與軸配合的轂孔長度
2、軸的結構設計
（1）確定軸的各段直徑和長度
為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，Ι軸段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ軸段直徑左端用軸段擋圈定位。按軸段直徑取擋圈直徑D=49mm，半聯軸器與軸配合的轂空長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上二不壓在軸的斷面上，故Ι段的長度應比l1小一些，故取
照工作要求并根據，有軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承33210其內徑為
其尺寸為50x90x32。故mm。
取安裝錐齒輪處的軸段Ⅴ的直徑為，齒輪的左端面與右軸承之間采用套筒定位，取錐齒輪的寬度為60mm，為了是軸套可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度。故取，齒輪的右端面采用軸肩定位。軸肩高度h>0.07d，故取h=6mm。則Ⅳ段的直徑。
對于左軸承若直接采用Ⅳ軸段定位，則軸肩直徑大于軸承內圈直徑，不利于拆卸軸承，應在左軸承和Ⅳ軸段間加一套筒。軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面和帶輪右端面的距離l=30mm,故
取齒輪距箱體內壁距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=32mm，則
取Ⅳ段距箱體內壁的距離為16mm，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一定距離，取8mm，則。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
（2）軸上零件的周向定位
錐齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。
按d5有P106表6-1查的平鍵截面。鍵槽用銑刀加工，長45mm，同樣半聯軸器與軸的連接選用平鍵，滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的。
（3）求軸上載荷根據軸的結構圖做出周德計算簡圖。在確定軸承的支點位置時兌取33210型，查的a=23.2mm。

載荷水平面垂直面
支反力

彎矩
扭矩 T=26.082N.m
(4)按彎扭合成應力校核軸的強度

故安全。
八、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命：16×365×10=58400小時
1、計算輸入軸軸承
（1）兩軸承徑向反力：
初選兩軸承為圓錐滾子軸承30208型
根據教材P322表13-7得軸承內部軸向力查機械手冊知Y=1.6,e=0.37。

有P322式13-11得
（2）求系數x、y
FaA/Fra=0.36
Fab/Frb=0.53
根據教材P321表13-5得e=0.37
XA=1 XB=0.4
YA=0 YB=1.6
（3）計算當量載荷P1、P2
根據教材P321表13-6取fP=1.2
根據教材P320式13-8a得
P1=fP(xAFrA+yAFaA)=4443.4N
P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 2560N
（4）軸承壽命計算
∵故取P=4443.4N
∵ε=10/3
根據手冊得30208型的Cr=63000N
由教材P320式13-5a得
Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2×(1×63000/4443.4)10/3
=347322h>58400h
∴預期壽命足夠
2、計算輸出軸軸承
1）兩軸承徑向反力：
初選兩軸承為圓錐滾子軸承33210型
根據教材P322表13-7得軸承內部軸向力查機械手冊知Y=1.5,e=0.41。

有P322式13-11得
（2）求系數x、y
FaA/Fra=1.67>e
Fab/Frb=0.33>e
XA=0.4 XB=1
YA=1.5 YB=0
（3）計算當量載荷P1、P2
根據教材P321表13-6取fP=1.2
根據教材P320式13-8a得
P1=fP(xAFrA+yAFaA)=3215.8N
P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 3210N
（4）軸承壽命計算
∵故取P=3215.8N
∵ε=10/3
根據手冊得33210型的Cr=112000N
由教材P320式13-5a得
Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2×(1×112000/3215.8)10/3
=18059903h>58400h

九、鍵連接的選擇及校核計算
1、大帶輪與軸連接采用平鍵連接
軸徑d1=28mm，L1=50mm
查手冊P51 選用C型平鍵，得：b=8 h=7 L=40
即：鍵C8×40GB/T1096-2003
l=L1-b=40-8=32mm T2=106.63N·m
根據教材P106式6-1得
σp=4T2/dhl=4×106630/28×7×32=78.5Mpa<[σp](110Mpa)
2、輸入軸與齒輪連接采用平鍵連接
軸徑d3=34mm L3=56mm T=260.82N·m
查手冊P51 選A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50
即：鍵A10×50 GB/T1096-2003
l=L3-b=50-10=40mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×260820/34×8×40=95.9Mpa<[σp](110Mpa)
3、輸出軸與齒輪2連接用平鍵連接
軸徑d2=56mm L2=45mm T=116.3N.m
查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=16 h=10 L=36
即：鍵A16×36GB/T1096-2003
l=L2-b=36-16=20mm h=10mm
根據教材P106（6-1）式得
σp=4T/dhl=4×116300/56×10×20=41.5Mpa<[σp] (110Mpa)

...

文檔留言

更多..相關文檔

無相關信息

更多..最新文檔

更多..熱門文檔

99精品在线免费_亚洲一区二区av在线_国产尤物久久久_日韩理伦片在线_免费a漫导航_亚洲一区999_亚洲综合成人在线视频_日韩在线观看一区二区_国产精品调教_欧美性猛交7777777