❶ 減速器的傳動比
1.對齒輪承載能力有利的單級傳動比
</SPAN>通過對內、外嚙合接觸應力計算式的分析,可以知道:隨著傳動比的增大,內嚙合(行星輪-內齒圈輪齒嚙合)的當量接觸曲率半徑增大,齒面接觸應力減小,而外嚙合(行星輪-太陽輪輪齒接觸)的變化則與之不同。當內、外嚙合符合等強度條件時,可以得到較高的承載能力或在承載能力一定的情況下,使傳動裝置的體積更小。
</SPAN>研究表明,在中心距a不變的情況下,傳動比i=4.5左右時,針對典型情況:太陽輪、行星輪滲碳淬火,齒面硬度57~61HRC;內齒圈調質處理,硬度262~293HBS,具有較高的承載能力。 2.對結構布局較為有利的傳動比
從有關零部件的結構設計上來講,受傳動比影響的主要是行星輪的旋轉支承即行星輪軸承。一般希望將軸承設置在行星輪軸孔中,因此行星輪採用滾動軸承時,行星輪的直徑盡可能不要太小,即傳動比不要過小。
一般來說傳動比i≥4時,可在行星輪軸孔中放置滾動軸承,傳動比再大一些軸承的選擇更具有靈活性。
傳動比也不宜過大,傳動比太大以後不僅造成承載能力方面的損失,也會使太陽輪的直徑小於高速軸直徑太多,產生另外的不妥之處。 3.多級傳動的傳動比分配
行星傳動的傳動比許用范圍受結構及強度兩方面的制約。在結構方面,最大傳動比受行星輪鄰接條件的限制,即與行星輪的個數np有關;最小傳動比受行星輪最小直徑的限制。在強度方面,過大的傳動比將損失太多的承載能力,例如在箱體的基本外形輪廓不變時,傳動比為11.2的單級行星減速器只有傳動比為4.0時傳遞功率(或輸出工作轉矩)能力的不到40%,其經濟性遠不及採用兩級傳動。因此傳動比的選用要多加考慮,即在給定傳動比時要進行認真分析、合理設計。
對傳動比較大,需要採用兩級或多級減速傳動的情況,合理分配傳動比的原則是:
(1)盡可能獲得比較小的外形,或在外形尺寸相對固定的情況下獲得較大的強度安全裕度;
(2)各部分強度設計比較均衡,便於採用潤滑等必要措施。
在多級傳動中,低速級的傳動比常取4~5.6(總傳動比較大,取大值;反之取較小值);中間級的傳動比范圍一般為5~7.1;高速級的傳動比范圍較大為3.15~9左右。
表1行星齒輪減速器傳動比分配方案(nP=3)供參考。
表1 行星減速器傳動比分配方案
公稱總傳動比io 低速級傳動比 高速級傳動比 公稱總傳動比io 低速級傳動比 高速級傳動比 10 3.15 3.15 25 5 5 11.2 3.55 3.15 28 5 5.6 12.5 4 3.15 31.5 5 5.6 14 4 3.55 35.5 5 7.1 16 4 4 40 5.6 7.1 18 4 4.5 45 5.6 8 20 5 4 50 5.6 9 22.4 5 4.5
亦可參照以下經驗方法分配各級傳動比: 兩級傳動低速級傳動比: (i=16~45) 在系列減速器中,一般實際傳動比i與名義傳動io的相對誤差不超過3~5%。通常為單級≤3%,兩級≤4%,兩級以上≤5%。
為使行星減速器使用更加合理,在下述傳動比范圍內,推薦採用派生型結構,即在高速端附加硬齒面平行軸定軸傳動:
i=7.1~18 (單級派生型傳動) ; i=40~125 (兩級派生型傳動)
❷ 機械設計-課程設計-帶式運輸機傳動裝置-二級齒輪減速器
一、 設計題目:二級直齒圓柱齒輪減速器
1. 要求:擬定傳動關系:由電動機、V帶、減速器、聯軸器、工作機構成。
2. 工作條件:雙班工作,有輕微振動,小批量生產,單向傳動,使用5年,運輸帶允許誤差5%。
3. 知條件:運輸帶捲筒轉速 ,
減速箱輸出軸功率 馬力,
二、 傳動裝置總體設計:
1. 組成:傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點:齒輪相對於軸承不對稱分布,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案:考慮到電機轉速高,傳動功率大,將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下:
三、 選擇電機
1. 計算電機所需功率 : 查手冊第3頁表1-7:
-帶傳動效率:0.96
-每對軸承傳動效率:0.99
-圓柱齒輪的傳動效率:0.96
-聯軸器的傳動效率:0.993
—捲筒的傳動效率:0.96
說明:
-電機至工作機之間的傳動裝置的總效率:
2確定電機轉速:查指導書第7頁表1:取V帶傳動比i=2 4
二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8 40所以電動機轉速的可選范圍是:
符合這一范圍的轉速有:750、1000、1500、3000
根據電動機所需功率和轉速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號,因此有4種傳動比方案如下:
方案 電動機型號 額定功率 同步轉速
r/min 額定轉速
r/min 重量 總傳動比
1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11
2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79
3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53
4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比,可見第3種方案比較合適,因此選用電動機型號為Y132M1-6,其主要參數如下:
額定功率kW 滿載轉速 同步轉速 質量 A D E F G H L AB
4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280
四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比:
總傳動比:
分配傳動比:取 則
取 經計算
註: 為帶輪傳動比, 為高速級傳動比, 為低速級傳動比。
五 計算傳動裝置的運動和動力參數:
將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸
——依次為電機與軸1,軸1與軸2,軸2與軸3,軸3與軸4之間的傳動效率。
1. 各軸轉速:
2各軸輸入功率:
3各軸輸入轉矩:
運動和動力參數結果如下表:
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.67 36.5 960
1軸 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86
2軸 3.21 3.18 470.3 465.6 68
3軸 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1
4軸 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1
六 設計V帶和帶輪:
1.設計V帶
①確定V帶型號
查課本 表13-6得: 則
根據 =4.4, =960r/min,由課本 圖13-5,選擇A型V帶,取 。
查課本第206頁表13-7取 。
為帶傳動的滑動率 。
②驗算帶速: 帶速在 范圍內,合適。
③取V帶基準長度 和中心距a:
初步選取中心距a: ,取 。
由課本第195頁式(13-2)得: 查課本第202頁表13-2取 。由課本第206頁式13-6計算實際中心距: 。
④驗算小帶輪包角 :由課本第195頁式13-1得: 。
⑤求V帶根數Z:由課本第204頁式13-15得:
查課本第203頁表13-3由內插值法得 。
EF=0.1
=1.37+0.1=1.38
EF=0.08
查課本第202頁表13-2得 。
查課本第204頁表13-5由內插值法得 。 =163.0 EF=0.009
=0.95+0.009=0.959
則
取 根。
⑥求作用在帶輪軸上的壓力 :查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m,故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力:
作用在軸上壓力:
。
七 齒輪的設計:
1高速級大小齒輪的設計:
①材料:高速級小齒輪選用 鋼調質,齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用 鋼正火,齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得: 。
查課本第165頁表11-4得: 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得: 。
故 。
③按齒面接觸強度設計:9級精度製造,查課本第164頁表11-3得:載荷系數 ,取齒寬系數 計算中心距:由課本第165頁式11-5得:
考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取
則 取
實際傳動比:
傳動比誤差: 。
齒寬: 取
高速級大齒輪: 高速級小齒輪:
④驗算輪齒彎曲強度:
查課本第167頁表11-9得:
按最小齒寬 計算:
所以安全。
⑤齒輪的圓周速度:
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
2低速級大小齒輪的設計:
①材料:低速級小齒輪選用 鋼調質,齒面硬度為250HBS。
低速級大齒輪選用 鋼正火,齒面硬度為220HBS。
②查課本第166頁表11-7得: 。
查課本第165頁表11-4得: 。
故 。
查課本第168頁表11-10C圖得: 。
故 。
③按齒面接觸強度設計:9級精度製造,查課本第164頁表11-3得:載荷系數 ,取齒寬系數
計算中心距: 由課本第165頁式11-5得:
取 則 取
計算傳動比誤差: 合適
齒寬: 則取
低速級大齒輪:
低速級小齒輪:
④驗算輪齒彎曲強度:查課本第167頁表11-9得:
按最小齒寬 計算:
安全。
⑤齒輪的圓周速度:
查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。
八 減速器機體結構尺寸如下:
名稱 符號 計算公式 結果
箱座厚度
10
箱蓋厚度
9
箱蓋凸緣厚度
12
箱座凸緣厚度
15
箱座底凸緣厚度
25
地腳螺釘直徑
M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯結螺栓直徑
M12
蓋與座聯結螺栓直徑
=(0.5 0.6)
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=(0.4 0.5)
10
視孔蓋螺釘直徑
=(0.3 0.4)
8
定位銷直徑
=(0.7 0.8)
8
, , 至外箱壁的距離
查手冊表11—2 34
22
18
, 至凸緣邊緣距離
查手冊表11—2 28
16
外箱壁至軸承端面距離
= + +(5 10)
50
大齒輪頂圓與內箱壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內箱壁距離
>
10
箱蓋,箱座肋厚
9
8.5
軸承端蓋外徑
+(5 5.5)
120(1軸)
125(2軸)
150(3軸)
軸承旁聯結螺栓距離
120(1軸)
125(2軸)
150(3軸)
九 軸的設計:
1高速軸設計:
①材料:選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②各軸段直徑的確定:根據課本第230頁式14-2得: 又因為裝小帶輪的電動機軸徑 ,又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪,且 所以查手冊第9頁表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。
因為大帶輪要靠軸肩定位,且還要配合密封圈,所以查手冊85頁表7-12取 ,L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
段裝配軸承且 ,所以查手冊62頁表6-1取 。選用6009軸承。
L3=B+ +2=16+10+2=28。
段主要是定位軸承,取 。L4根據箱體內壁線確定後在確定。
裝配齒輪段直徑:判斷是不是作成齒輪軸:
查手冊51頁表4-1得:
得:e=5.9<6.25。
段裝配軸承所以 L6= L3=28。
2 校核該軸和軸承:L1=73 L2=211 L3=96
作用在齒輪上的圓周力為:
徑向力為
作用在軸1帶輪上的外力:
求垂直面的支反力:
求垂直彎矩,並繪制垂直彎矩圖:
求水平面的支承力:
由 得
N
N
求並繪制水平面彎矩圖:
求F在支點產生的反力:
求並繪制F力產生的彎矩圖:
F在a處產生的彎矩:
求合成彎矩圖:
考慮最不利的情況,把 與 直接相加。
求危險截面當量彎矩:
從圖可見,m-m處截面最危險,其當量彎矩為:(取摺合系數 )
計算危險截面處軸的直徑:
因為材料選擇 調質,查課本225頁表14-1得 ,查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ,則:
因為 ,所以該軸是安全的。
3軸承壽命校核:
軸承壽命可由式 進行校核,由於軸承主要承受徑向載荷的作用,所以 ,查課本259頁表16-9,10取 取
按最不利考慮,則有:
則 因此所該軸承符合要求。
4彎矩及軸的受力分析圖如下:
5鍵的設計與校核:
根據 ,確定V帶輪選鑄鐵HT200,參考教材表10-9,由於 在 范圍內,故 軸段上採用鍵 : ,
採用A型普通鍵:
鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取 =50得 查課本155頁表10-10 所選鍵為:
中間軸的設計:
①材料:選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。
②根據課本第230頁式14-2得:
段要裝配軸承,所以查手冊第9頁表1-16取 ,查手冊62頁表6-1選用6208軸承,L1=B+ + + =18+10+10+2=40。
裝配低速級小齒輪,且 取 ,L2=128,因為要比齒輪孔長度少 。
段主要是定位高速級大齒輪,所以取 ,L3= =10。
裝配高速級大齒輪,取 L4=84-2=82。
段要裝配軸承,所以查手冊第9頁表1-16取 ,查手冊62頁表6-1選用6208軸承,L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。
③校核該軸和軸承:L1=74 L2=117 L3=94
作用在2、3齒輪上的圓周力:
N
徑向力:
求垂直面的支反力
計算垂直彎矩:
求水平面的支承力:
計算、繪制水平面彎矩圖:
求合成彎矩圖,按最不利情況考慮:
求危險截面當量彎矩:
從圖可見,m-m,n-n處截面最危險,其當量彎矩為:(取摺合系數 )
計算危險截面處軸的直徑:
n-n截面:
m-m截面:
由於 ,所以該軸是安全的。
軸承壽命校核:
軸承壽命可由式 進行校核,由於軸承主要承受徑向載荷的作用,所以 ,查課本259頁表16-9,10取 取
則 ,軸承使用壽命在 年范圍內,因此所該軸承符合要求。
④彎矩及軸的受力分析圖如下:
⑤鍵的設計與校核:
已知 參考教材表10-11,由於 所以取
因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得
L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70
根據擠壓強度條件,鍵的校核為:
所以所選鍵為:
從動軸的設計:
⑴確定各軸段直徑
①計算最小軸段直徑。
因為軸主要承受轉矩作用,所以按扭轉強度計算,由式14-2得:
考慮到該軸段上開有鍵槽,因此取
查手冊9頁表1-16圓整成標准值,取
②為使聯軸器軸向定位,在外伸端設置軸肩,則第二段軸徑 。查手冊85頁表7-2,此尺寸符合軸承蓋和密封圈標准值,因此取 。
③設計軸段 ,為使軸承裝拆方便,查手冊62頁,表6-1,取 ,採用擋油環給軸承定位。選軸承6215: 。
④設計軸段 ,考慮到擋油環軸向定位,故取
⑤設計另一端軸頸 ,取 ,軸承由擋油環定位,擋油環另一端靠齒輪齒根處定位。
⑥ 輪裝拆方便,設計軸頭 ,取 ,查手冊9頁表1-16取 。
⑦設計軸環 及寬度b
使齒輪軸向定位,故取 取
,
⑵確定各軸段長度。
有聯軸器的尺寸決定 (後面將會講到).
因為 ,所以
軸頭長度 因為此段要比此輪孔的長度短
其它各軸段長度由結構決定。
(4).校核該軸和軸承:L1=97.5 L2=204.5 L3=116
求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。
作用在齒輪上的圓周力:
徑向力:
求垂直面的支反力:
計算垂直彎矩:
.m
求水平面的支承力。
計算、繪制水平面彎矩圖。
求F在支點產生的反力
求F力產生的彎矩圖。
F在a處產生的彎矩:
求合成彎矩圖。
考慮最不利的情況,把 與 直接相加。
求危險截面當量彎矩。
從圖可見,m-m處截面最危險,其當量彎矩為:(取摺合系數 )
計算危險截面處軸的直徑。
因為材料選擇 調質,查課本225頁表14-1得 ,查課本231頁表14-3得許用彎曲應力 ,則:
考慮到鍵槽的影響,取
因為 ,所以該軸是安全的。
(5).軸承壽命校核。
軸承壽命可由式 進行校核,由於軸承主要承受徑向載荷的作用,所以 ,查課本259頁表16-9,10取 取
按最不利考慮,則有:
則 ,
該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。
(6)彎矩及軸的受力分析圖如下:
(7)鍵的設計與校核:
因為d1=63裝聯軸器查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L1=107初選鍵長為100,校核 所以所選鍵為:
裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為 查課本155頁表10-10得
因為L6=122初選鍵長為100,校核
所以所選鍵為: .
十 高速軸大齒輪的設計
因 採用腹板式結構
代號 結構尺寸和計算公式 結果
輪轂處直徑
72
輪轂軸向長度
84
倒角尺寸
1
齒根圓處的厚度
10
腹板最大直徑
321.25
板孔直徑
62.5
腹板厚度
25.2
電動機帶輪的設計
代號 結構尺寸和計算公式 結果
手冊157頁 38mm
68.4mm
取60mm
81mm
74.7mm
10mm
15mm
5mm
十一.聯軸器的選擇:
計算聯軸器所需的轉矩: 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯軸器。
十二潤滑方式的確定:
因為傳動裝置屬於輕型的,且傳速較低,所以其速度遠遠小於 ,所以採用脂潤滑,箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑,裝至規定高度。
十三.其他有關數據見裝配圖的明細表和手冊中的有關數據。
十四.參考資料:
《機械設計課程設計手冊》(第二版)——清華大學 吳宗澤,北京科技大學 羅聖國主編。
《機械設計課程設計指導書》(第二版)——羅聖國,李平林等主編。
《機械課程設計》(重慶大學出版社)——周元康等主編。
《機械設計基礎》(第四版)課本——楊可楨 程光蘊 主編。
❸ 設計一個帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器,求資料!
1.擬定傳動方案
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍,以便選擇合適的傳動機構和傳動方案,可先由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw,即
v=1.0m/s;D=400mm;
nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.0/(3.14*400)
一般常選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機,因此傳動裝置總傳動比約為17或25。
2.選擇電動機
1)電動機類型和結構形式
按工作要求和工作條件,選用一般用途的Y(IP44)系列三相非同步電動機。它為卧式封閉結構。
2)電動機容量
(1)捲筒軸的輸出功率Pw
F=1600r/min;
Pw=F*v/1000=1600*1.0/1000
(2)電動機輸出功率Pd
Pd=Pw/t
❹ 設計題目:設計熱處理車間清洗零件用的傳送設備上的兩級圓柱齒輪減速箱。
一, 設計任務書抄
設計襲題目:熱處理車間零件清洗用傳送設備的傳動裝置
(一)方案設計要求:
具有過載保護性能(有帶傳動)
含有二級展開式圓柱齒輪減速器
傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行
(二)工作機原始數據:
傳送帶鼓輪直徑___ mm,傳送帶帶速___m/s
傳送帶主動軸所需扭矩T為___N.m
使用年限___年,___班制
工作載荷(平穩,微振,沖擊)
(三)數據:不同,
這個帖子http://..com/question/212194494.html#here有貼圖,如果需要請確認你的帖子,我收到最佳答案的通知後傳你郵箱圖紙