一级圆锥减速器，拉力F=2500N，速度v=1.1ms，直径D=400mm一级圆锥减速器
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共39页)
编号：1252873
类型：共享资源
大小：2.23MB
格式：RAR
上传时间：2017-06-07
上传人：Beau ri****ien gu...
IP属地：浙江
12
积分
- 关 键 词：
-
一级圆锥减速器 拉力2500 速度1.1 直径400
- 资源描述：
-
一级圆锥减速器，拉力F=2500N，速度v=1.1ms，直径D=400mm一级圆锥减速器,一级圆锥减速器 拉力2500 速度1.1 直径400
- 内容简介：
-
第 1 页 /共 39 页 第 1 页 /共 39 页 目录 第一部分 设计任务书 . 3 计题目 . 3 计步骤 . 3 第二部分 传动装置总体设计方案 . 3 动方案 . 3 方案的优缺点 . 3 第三部分 选择电动机 . 4 动机类型的选择 . 4 定传动装置的效率 . 4 择电动机容量 . 4 定传动装置的总传动比和分配传动比 . 5 第四部分 计算传动装置运动学和动力学参数 . 6 动机输出参数 . 6 速轴的参数 . 6 速轴的参数 . 6 作机的参 数 . 7 第五部分 普通 V 带设计计算 . 7 第六部分 减速器齿轮传动设计计算 . 11 定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 . 11 齿根弯曲疲劳强度设计 . 12 定传动尺寸 . 14 算锥齿轮传动其它几何参数 . 15 轮参数和几何尺寸总结 . 17 第七部分 轴的设计 . 17 速轴设计计算 . 17 速轴设计计算 . 23 第八部分 滚动轴承寿命校核 . 30 速轴上的轴承校核 . 30 速轴上的轴承校核 . 32 第九部分 键联接设计计算 . 33 速轴与大带轮键连接校核 . 33 速轴与小锥齿轮键连接校核 . 33 速轴与大锥齿轮键连接校核 . 33 速轴与联轴器键连接校核 . 34 第十部分 联轴器的选择 . 34 速轴上联轴器 . 34 第十一部分 减速器的密封与润滑 . 35 速器的密封 . 35 轮的润滑 . 35 承的润滑 . 35 第十二部分 减速器附件 . 35 面指示器 . 35 第 2 页 /共 39 页 第 2 页 /共 39 页 气器 . 36 油孔及放油螺塞 . 36 视孔和视孔盖 . 37 位销 . 37 盖螺钉 . 37 栓及螺钉 . 37 第十三部分 减速器箱体主要结构尺寸 . 37 第十四部分 设计小结 . 38 第十五部分 参考文献 . 38 第 3 页 /共 39 页 第 3 页 /共 39 页 第一部分 设计任务书 计题目 一级圆锥减速器，拉力 F=2500N，速度 v=s，直径 D=400天工作小时数：16 小时，工作年限（寿命）： 10 年，每年工作天数： 300 天，配备有三相交流电源，电压380/220V。 计步骤 带设计计算 第二部分 传动装置总体设计方案 动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通 V 带传动，减速器为一级圆锥齿轮减速器。 方案的优缺点 由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于 第 4 页 /共 39 页 第 4 页 /共 39 页 小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了 成本。 一级圆锥齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机 第三部分 选择电动机 动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V， Y 型。 定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率： 1=动轴承的效率： 2= 带的效率： v=式圆锥齿轮的效率： 3=作机的效率： w=择电动机容量 工作机所需功率为 电动机所需额定功率 : 工作转速： 第 5 页 /共 39 页 第 5 页 /共 39 页 经查表按推荐的合理传动比范围， V 带传动比范围为： 2 4，一级圆锥齿轮传动比范围为： 2 8，因此理论传动比范围为： 4 32。可选择的电动机转速范围为 nd=4 32) 10行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：三相异步电动机，额定功率 载转速为 20r/步转速为50r/ 方案 型号 额定功率 / 步 转 速(r/满载转速(r/1 750 720 2 1000 960 3 1500 1440 4 3000 2890 电机主要外形尺寸 中心高 H 外形尺寸 L装尺寸 A B 地脚螺栓孔直径 K 轴伸尺寸 D E 键部位尺寸F G 160 605385 254210 2110 1237 定传动装置的总传动比和 分配传动比 （ 1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速 工作机主动轴转速 以计算出传动装置总传动比为： （ 2）分配传动装置传动比 第 6 页 /共 39 页 第 6 页 /共 39 页 取普通 V 带的传动比： 减速器传动比为 第四部分 计算传动装置运动学和动力学参数 动机输出参数 速轴的参数 速轴的参数 第 7 页 /共 39 页 第 7 页 /共 39 页 作机的参数 各轴转速、功率和转矩列于下表 轴名称 转速 n/(r/功率 P/矩 T/(N电机轴 720 速轴 180 速轴 作机 五部分 普通 V 带设计计算 设计普通 V 带传动的已知条件包括：所需传递的功率 带轮转速20r/带轮转速 带传动传动比 i=4；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的 大小和方向。 （ 1）确定计算功率 表查得工作情况系数 （ 2）选择 V 带的带型 根据 图选用 A 型。 验算带速 v 第 8 页 /共 39 页 第 8 页 /共 39 页 1）初选小带轮的基准直径 小带轮的基准直径 40 2）验算带速 v。按式验算带的速度 取带的滑动率 = 3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 根据表，取标准值 为 60 （ 4）确定 V 带的中心距 a 和基准长 根据式，初定中心距 60 由式计算带所需的基准长度 由表选带的基准长度 300 按式计算实际中心距 a。 按式 ,中心距的变化范围为 526 （ 5）验算小带轮的包角 a （ 6）计算带的根数 z 1）计算单根 V 带的额定功率 由 40 20r/表得 根据 20r/i=4 和 A 型带，查表得 查表得 得 是 2）计算带的根数 z 第 9 页 /共 39 页 第 9 页 /共 39 页 取 3 根。 （ 6）计算单根 V 带的初拉力 表得 A 型带的单位长度质量 q=m，所以 （ 7）计算压轴力 型 A 中心距 561带轮基准直径 140角 大带轮基准直径 560长 2300的根数 3 初拉 力 速 s 压轴力 （ 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径 d=42为小带轮 40 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下： 第 10 页 /共 39 页 第 10 页 /共 39 页 （ 2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径 d=28为大带轮 60此大带轮结构选择为轮辐式。 因此大带轮尺寸如下： 第 11 页 /共 39 页 第 11 页 /共 39 页 第六部分 减速器齿轮传动设计计算 定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）根据传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为 =20。 （ 2）参考表 10用 7 级精度。 （ 3）材料选择 由表 10择小齿轮 40碳淬火），齿面硬度 48 55齿轮 40碳淬火），齿面硬度 48 55第 12 页 /共 39 页 第 12 页 /共 39 页 （ 4）选小齿轮齿数 4，则大齿轮齿数 1 i=34 17。 实际传动比 i=齿根弯曲疲劳强度设计 （ 1）由式试算齿轮模数，即 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数 计算 F 计算由分锥角 计算当量齿数 由图查得齿形系数 由图查得应力修正系数 由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 : 由图查取弯曲疲劳系数： 第 13 页 /共 39 页 第 13 页 /共 39 页 取弯曲疲劳安全系数 S= 两者取较大值，所以 2）试算齿轮模数 （ 2）调 整齿轮模数 1）圆周速度 2）齿宽 b 3）齿高 h 及齿宽比 b/h 第 14 页 /共 39 页 第 14 页 /共 39 页 3）计算实际载荷系数 图得动载系数 齿间载荷分配系数： 1 查表得齿向载荷分布系数： 表得齿向载荷分布系数： 式实际载荷系数为 4）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数 定传动尺寸 （ 1）实际传动比 （ 2）大端分度圆直径 （ 3）齿宽中点分度圆直径 （ 4）锥顶距为 第 15 页 /共 39 页 第 15 页 /共 39 页 （ 5）齿宽为 取 b=37计算接触疲劳许用应力 H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 计算应力循环次数 由图查取接触疲劳系数： 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得接触疲劳许用应力 故接触强度足够。 算锥齿轮传动其它几何参数 （ 1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 第 16 页 /共 39 页 第 16 页 /共 39 页 （ 2）分锥角（由前面 计算） （ 2）计算齿顶圆直径 （ 3）计算齿根圆直径 （ 4）计算齿顶角 a2=)=05625 （ 5）计算齿根角 f2=)=1742 （ 6）计算齿顶锥角 1+7839 2+44412 （ 7）计算齿根锥角 15430 22403 第 17 页 /共 39 页 第 17 页 /共 39 页 轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 模数 m 2 2 压力角 n 20 20 齿顶高系数 隙系数 c* 数 z 34 117 齿顶高 2 齿根高 度圆直径 d 68 234 齿顶圆直径 根圆直径 锥角 161213 734746 齿顶角 a 05625 05625 齿根角 f 1742 1742 中心距 R 七部分 轴的设计 速轴设计计算 （ 1）已经确定的运动学和动力学参数 转速 n=180r/率 P=所传递的转矩 T= 2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用 45（调质），齿面硬度 217 255用弯曲应力为 =60 3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取 12。 由于最小轴段截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 5% 查表可知标准轴孔直径为 28取 8 （ 4）轴的结构设计 第 18 页 /共 39 页 第 18 页 /共 39 页 高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V 带轮，选用普通平键， A 型， b h=8 7B/T 1096长 L=40位轴肩直径为 33 接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 第 1 段： 84 2 段： 3肩）， 4 3 段： 5轴承内径配合）， 8 4 段： 0肩）， 9 5 段： 5轴承内径配合）， 5 6 段： 0主动锥齿轮内孔配合）， 2段 1 2 3 4 5 6 直径 (28 33 35 40 35 30 长度 (54 44 18 89 15 72 （ 6）弯曲 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 第 19 页 /共 39 页 第 19 页 /共 39 页 齿轮 1 的分度圆直径） 小锥齿轮所受的圆周力 小锥齿轮所受的径向力 小锥齿轮所受的轴向力 带传动压轴力（属于径向力） 一段 轴中点到轴承中点距离 0承中点到齿轮中点距离 06轮中点到轴承中点距离 2所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 外传动件压轴力（属于径向力） Q=轴承 A 在水平面内的支反力 轴承 B 在水平面 内的支反力 轴承 A 在垂直面内的支反力 轴承 B 在垂直面内的支反力 第 20 页 /共 39 页 第 20 页 /共 39 页 轴承 A 的总支承反力为： 轴承 B 的总支承反力为： 截面 A 在水平面内弯矩 截面 B 在水平面内弯矩 截面 C 在水平面内弯矩 截面 D 在水平面内弯矩 截面 A 在垂直面内弯矩 截面 B 在垂直面内弯矩 截面 C 在垂直面内弯矩 截面 D 在垂直面内弯矩 第 21 页 /共 39 页 第 21 页 /共 39 页 成弯矩图 截面 A 处合成弯矩 截面 B 处合成弯矩 截面 C 处合成弯矩 截面 D 处合成弯矩 截面 A 处当量弯矩 截面 B 处当量弯矩 截面 C 处当量弯矩 截面 C 处当量弯矩 第 22 页 /共 39 页 第 22 页 /共 39 页 第 23 页 /共 39 页 第 23 页 /共 39 页 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按 脉动循环处理，故取折合系数 =当量应力为 查表得调质处理，抗拉强度极限 B=640轴的许用弯曲应力 60 承基本额定动载荷 承采用正装。 要求寿命为 8000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得 ， 查表可知 ， 因此两轴承 的当量动载荷如下： 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 第 32 页 /共 39 页 第 32 页 /共 39 页 由此可知该轴承的工作寿命足够。 速轴上的轴承校核 轴承型号 内径 (外径 (宽度 (基本额定动载荷 (30211 55 100 21 据前面的计算，选用 30211 轴承，内径 d=55径 D=100度 B=21阅相关手册，得轴承的判断系数为 e= 当 r e 时， r；当 re， 承基本额定动载荷 承采用正装。 要求寿命为 8000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得 ， 查表可知 ， 第 33 页 /共 39 页 第 33 页 /共 39 页 因此两轴承的当量动载荷如下： 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。 第九部分 键联接设计计算 速轴与大带轮键连接 校核 选用 A 型键，查表得 b h=87 1096,键长 40 键的工作长度 l=2带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力 p=60 键连接工作面的挤压应力 速轴与小锥齿轮键连接校核 选用 A 型键，查表得 b h=87 1096,键长 40 键的工作长度 l=2锥齿轮材料为 40求得键连接的许 用挤压应力 p=120 键连接工作面的挤压应力 速轴与大锥齿轮键连接校核 选用 A 型键，查表得 b h=1811 1096,键长 56 第 34 页 /共 39 页 第 34 页 /共 39 页 键的工作长度 l=8锥齿轮材料为 40求得键连接的许用挤压应力 p=120 键连接工作面的挤压应力 速轴与联轴器键连接校核 选用 A 型键，查表得 b h=149 1096,键长 90 键的工作长度 l=6轴器材料为 45，可求得键连接的许用挤压应力 p=120 键连接工作面的挤压应力 第十部分 联轴器的选择 速轴上联轴器 （ 1）计算载荷 由表查得载荷系数 K=算转矩 T=m 选择联轴器的型号 （ 2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为 性柱销联轴器（ 4323公称转矩250Nm， 许用转速
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号