减速箱计算公式等.docx
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减速箱计算公式等.docx
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减速箱计算公式等
1.按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机
2.工作装置所需功率:
Pw=Fw-Vw心000yw)=3400•0.72/1000•0.94=2.6KW
3.P0=Pw/y(y是电机轴到卷桶的传动装置总效率)
Y=0.96•0.97•0.995•0.995•0.98=0.9
P0=2.9KW
4.工作轴转速:
nw=6x10000/(3.14D)=60000/(3.14x430)=44.4r/min
5.选电动机:
选同步转速1440r/min,额定功率3KW的Y系列三相异步电动机电机型号是
Y132M-2
6.排速比:
总速比i总=1440/44.4=32.4
链传动推荐单级传动比2—5
圆柱斜齿轮推荐单级传动比2—3
初定i链=2
I齿1=1齿2=4
7.计算各轴转速:
nl=1440r/min
nll=360r/min
nIII=90r/min
n工作=45r/min
8.计算各轴转矩:
TI=9550P/nl=20N•m
TII=9550P/nll=79.6N•m
TIII=9550P/nIII=318N•m
T工作=9550P/n工作=640.9N•m
9.估算轴径;各轴选材料45钢,调质处理
仅估算低速轴(其余轴转矩小,只需不比低速轴细即安全)
10.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算:
有以上计算得,输入功率Pi=3kw,小齿轮转速n1=360r/min
齿数比u=2.
选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理;
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS
2)精度等级选用7级精度;
3)试选小齿轮齿数z仁24,大齿轮齿数z2=z1*u=24*2.3=56
取Z282齿轮;
2•按齿面接触强度设计
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
1(ZeZh
H
按式(10—21)试算,即
KT1
3I
dt
Vd
确定公式内的各计算数值
(1)试选Kt=1.5
⑵计算小齿轮的转矩。
T1=5.81076*104NM.
(3)由表10—7选取尺宽系数$d=1
(4)由表10—6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
(5)由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限dHliml=650MPa大齿轮
的解除疲劳强度极限dHlim2=550MPa
(6)由式10—13计算应力循环次数(8年,每天两班制,1年按300天计算)
2=60n1jLh=60X473.33X1X(2X8X300X8)=1.09055X108
N2=N1/u=1.09055X108/3.678=2.965X107
(7)由图10—19查得接触疲劳寿命系数KHN仁0.948;KHN2=0.99
(8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10—⑵得
KHN1.Iim1
[dH]=1=S=0.948X650MPa=616.2MPa
KHN1.lim2
[dH]2=S=0.99X550MPa=544.5MPa
H=([dH]+[dH])/2=(616.2+544.5)/2=580.36Mpa2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d1t
21.55.812
11.709
4
10
3.6781(189.92.443)
3.678580.36
=43.469mm
(2)计算圆周速度
nd1n13.1443.469473.33
v=601000=601000=1.0733m/s
(3)计算齿宽b及其模数mnt
b=$d*d1t=1X43.469mm=43.469mm
0
d1tcos43.469cos14
mm
mntZ1241.7574
h=2.25mnt=2.25*1.7574mm=3.9542mm
b/h=43.469/3.9542=10.993
(4)计算重合度。
(5)计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1根据v=1.0773m/s,7级精度,由
10—8查得动载系数KV=1.05;KHa=KH3=1
查表10-2得KA=1.0、
查表10-4,用插值法查的7级精度,小齿轮相对支撑为非对称布置时KH3=1.418
由b/h=10.993,KH3=1.418插图10-13得KF3=1.38
固载荷系数为:
K=KAKVKHKH3=1X1.05X1X1.418=1.6378
(6)
(取kt=1.2-1.4)
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d1=
d1t3
43.469
31.6378
.1.5
=44.7613mm
KFN2FE20.98400
[dF2]=S=1.4=280Mpa
(4)计算载荷系数
K=KAKVKFKF3=1X1.05X1.1X1.38=1.5939
(5)查取齿型系数
由表10—5查得YFa仁2.6;Yfa2=12.186
(6)查取应力校正系数
由表10—5查得Ysa1=1.595;Ysa2=1.787
YFa?
YSa
(7)计算大小齿轮的F并加以比较
YFa1?
YSa12.61.595
F1=361.429=0.01147
YFa2?
YSa22.1861.787
大齿轮的数值大。
z1=d1cos/mn=44.7613*cos140/1.5=28.954,
取z1=28z2=u*z仁3.678*24=106.662取107齿
4•几何尺寸计算
(1)计算中心距
乙z2mna=2cos:
291071.5
=2105=105.123mm
将中心距圆整为105mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角。
因值改变不多,故参数kZ1等不必修正。
(3)计算大小齿轮的分度圆直径。
d2=z2mn/cos=107*1.5/cos13043'45”=165.225mm
(4)计算齿宽
dt
确定公式内的各计算数值
(1)试选Kt=1.5
⑵计算小齿轮的转矩。
T1=2.0526*105NM.
(3)由表10-7选取尺宽系数$d=1
(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
(5)由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限dHlim1=650MPa大齿轮
的解除疲劳强度极限dHlim2=550MPa
(6)由式10—13计算应力循环次数(8年,每天两班制,1年按300天计算)
N1=60n1jLh=60X128.69X1X(2X8X300X8)=2.965X108
N2=N1/u=2.965X108/3=9.883X107
(7)由图10—19查得接触疲劳寿命系数KHN仁0.972;KHN2=0.99
(8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10—12)得
KHN1.lim1
[dH]=1=S=0.972X650MPa=631.8MPa
KHN1.lim2
[dH]2=S=0.99X550MPa=544.5MPa
H=([dH]1+[dH]2)/2=(631.8+544.5)/2=587.75Mpa2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d1t
2KT1U
321.52.0526
V11.7
5
10
3.1(189.92.443)2
3.587.75
55.974mm
(2)计算圆周速度
0
nd1n13.1455.97cosg
v=601000=601000=0.3772m/s
(3)
计算齿宽b及其模数mnt
b=$d*d1t=1X55.974mm=43.469mm
h=2.25mnt=2.25*2.263mm=5.0917mm
b/h=55.974/5.0917=10.993
(4)计算重合度。
(5)计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=0.3772m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.03;KHa
查表10-4,用插值法查的7级精度,小齿轮相对支撑为非对称布置时由
KH3=1.4206插图10-13得KF3=1.399
固载荷系数为:
K=KAKVKHKH3=1X1.03X1.1X
(6)
=KH3=1.1
b/h=10.993.
(取kt=1.2-1.4)
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d1=
55.974
31.6094
Hr
=57.303mm
(7)
计算模数mn
d1cos
mn=Z1
3.按齿根弯曲强度设计
由式m>
2KT1
-2
dZ1
(yysa(F
2
ycos
1)确定计算参数
1.
dFE2=400mpa
由图10-20c,查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限dFE1=550mpa大齿轮
2.由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.969,KFN2=1
3.
1.9028
。
查表10-28得螺旋角影响系数丫0.89根据
4计算当量齿数
(5)计算弯曲疲劳许用应力取S=1.4
KFN1FE10.969550
[dF1]=S=1.4=380.679Mpa
KFN2FE21400
[dF2]=S=1.4=285.714Mpa
5计算载荷系数
K=KAKVKFKF3=1X1.03X1.1X1.399=1.585
(6)查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.6;Yfa2=2.236
(7)查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.595;Ysa2=1.734
YFa?
YSa
(8)计算大小齿轮的F并加以比较
YFa1?
YSa12.61.595
F1=380.679=0.01089
YFa2?
YSa21.7342.236
F2=285.714=0.01357
mr>
设计计算
1
'22.05261050.89
2
cos14
3
1
1242
1.7
0.01357
=1.982mm
就近圆整为标准值(第一系列)为mn=2分度圆直径d仁57.303mm
则
z1=d1cos/mn=57.303*cos140/2=27.8
取z1=31z2=u*z仁3*31=93取93齿
4•几何尺寸计算
(1)计算中心距
将中心距圆整为128mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角。
因值改变不多,故参数kZ1等不必修正。
(3)计算大小齿轮的分度圆直径。
d1=z1mn/cos
=31*2/cos14021'41”=64mm
d2=z2mn/cos=93*2/cos14021'41"=192.010mm
(4)计算齿宽
bdd11*64=64mm
圆整后取B2=65mm,B1=70mm.
12.链传动设计
小链轮齿数(自定)Z仁23
传动比i=3
大链轮齿数Z2=23x2=46
(2)选取链节距
初定中心距
i4a0.33Z[(i
1)P=32p
Lp
Z1Z2aZ2
2(
乙)2P
链节数
2p2
a
=136
传动功率
KzKp
心卫0.17kw
1.231
(根据《机械零件》Ka1.2,kz1.23,Kp1)
链节距根据p0°.17kw,n1440r/min
由《机械零件》图14.17查出选用08A滚子链取p=12.7mm
⑶确定实际中心距
lp
中心距
=412mm
(4)计算作用轴上载荷
有效拉力
(Fq13800N是08A单排链极限位伸载荷)
故此链轮为单排式结构
(5)链轮直径
小链轮直径
2、各力方向判断如下图:
3、支座反力分析:
(1)、定跨距测得:
Ll68;L279;L342
(2)、水平反力:
(3)、垂直反力:
4、当量弯矩:
(1)、水平弯矩:
(2)、垂直面弯距:
(3)、合成弯矩:
当转矩T=300000Nmm;取0.6得:
当量弯矩:
5、校核强度:
按扭合成应力校核轴的强度。
由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处
当量弯矩最大,是轴的危险截面。
进行校核时,只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度,则由[1]P339得轴的强度校核公式12-3
其中:
1因为轴的直径为d=45mm的实心圆轴,故取
#
2因为轴的材料为45钢、调质处理查[1]P330取轴的许用弯曲应力为:
[1]=60Mpa
&结论:
故轴强度足够、安全。
(三)、滚动轴承
①、根据轴承型号6208查[4]P383表8-23取轴承基本额定动载荷为:
C=29500N;基本额定静载荷为:
Cor18000N
Fa398.328
因为:
F-199.164N
al-2
22
Fa1199.164Fa1
—0.011根据——的值查[1]P298表10-10,利用差值法求得
C°r18000C°r
e=0.184;X=0.56;Y=2.362
Fal199.164
2、一0.2053e0.184由[1]P298表10-10查得X=0.56;
Frl970.275
Y=2.362
根据轴承受中等冲击查[1]P298表10-9取轴承载荷系数为:
fp1.2
Fa2199.164
3、一0.0952e0.184由[1]P298表10-10查得X=1;Y=0
Fr22092.808
根据轴承受中等冲击查[1]P298表10-9取轴承载荷系数为:
fp1.2
4、因为是球轴承,取轴承寿命指数为:
3
由[1]P297轴承寿命公式10-2a得:
6
10295003
=()937126.695h
6028.8262511.37
故轴承使用寿命足够、合格。
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