wuyanjun |
2008-12-30 18:51 |
1、输入齿轮的各项参数: p8z"Jn2P eGI&4JgJ. 齿数:tooths;模数:mn;压力角:angle;螺旋角:helix;变位系数:xn;齿高变动系数:teeth_change_modulus; w)}@svv" ~0 L:c&V 径向间隙系数:c_modulus;齿顶高系数:ha_modulus;齿宽:teeth_width;齿厚等于http://www.ji-xie.net.cn齿槽宽的圆的直径:dse; / KKA/ C+-sf 2、编辑齿轮关系式:见“软件下载”区; ]iaQD _'\ .1[pO_ 3、插入基准曲线(草绘): LhKUZX,P8 4Gsq)i17j FRONT平面作为草绘平面,绘制4个圆,圆的直径分别设定为:da, db, df, dse;完成后如下图: (FOJHjtkM h6e,w$IL sV`XJ9e| 本篇教程来源于 完全教程网 原文链接:http://203.208.35.101/search?q=cache:Ud8Xi5GRvbsJ:www.pcstu.com/IndustrialDesign/Pro_E/proym/20070214/32062.html+%E6%96%9C%E9%BD%BF%E5%9C%86%E6%9F%B1%E9%BD%BF&hl=zh-CN&ct=clnk&cd=4&gl=cn&st_usg=ALhdy29tKpA6uTN7VmfcxRYwRSxWz-o5TQ D^w<V%]. 回答者: lovegps - 副总裁 十级 11-25 14:33 !jN$U%/,%. 一、 设计题目:二级直齿圆柱齿轮减速器 9<*<-x{A17 1. 要求:拟定传动关系:由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。 4$4n9`odE 2. 工作条件:双班工作,有轻微振动,小批量生产,单向传动,使用5年,运输带允许误差5%。 Q0TKM> 3. 知条件:运输带卷筒转速 , dkOERVRe 减速箱输出轴功率 马力, /gE9 W 二、 传动装置总体设计: KI5099 _/ 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 +/Vzw 2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。 pEiq;2{~Yn 3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 其传动方案如下: -V}ZbXJD 4,ewp coC% 三、 选择电机 &0J/V>k 1. 计算电机所需功率 : 查手册第3页表1-7: )H1chNI) -带传动效率:0.96 rB3b -每对轴承传动效率:0.99 liVDBbS_A? -圆柱齿轮的传动效率:0.96 cP8@'l@! -联轴器的传动效率:0.993 su Z` —卷筒的传动效率:0.96 [,mcvO; 说明: yx/qp<= -电机至工作机之间的传动装置的总效率: "z|%V/2b3 s_`y"'^ ^r~R]stE^ 2确定电机转速:查指导书第7页表1:取V带传动比i=2 4 w7_2JS 二级圆柱齿轮减速器传动比i=8 40所以电动机转速的可选范围是: 8?k.4{? K?mly$ 符合这一范围的转速有:750、1000、1500、3000 IV$2`)[A&X 根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号,因此有4种传动比方案如下: OY(znVHU 方案 电动机型号 额定功率 同步转速 :,=Z)e r/min 额定转速 7>|p_o`e r/min 重量 总传动比 ,
-S n 1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11 IR*:i{ 2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79 \ffU15@N 3 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53 Uc|MfxsL 4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89 kA&ul 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比,可见第3种方案比较合适,因此选用电动机型号为Y132M1-6,其主要参数如下: |}K7Q v:@ud,d< 额定功率kW 满载转速 同步转速 质量 A D E F G H L AB nB86oQ/S 4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280
tD}HL_ 四 确定传动装置的总传动比和分配传动比: \(xQ'AQ- 总传动比: .#ATI<t 分配传动比:取 则 ^b(>Bg)T 取 经计算 [KwwhI@3 注: 为带轮传动比, 为高速级传动比, 为低速级传动比。 .ZOyZnr
Z 五 计算传动装置的运动和动力参数: \)9R1zp/x 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴 cOEzS ——依次为电机与轴1,轴1与轴2,轴2与轴3,轴3与轴4之间的传动效率。 .Dg'MMBM 1. 各轴转速: T 9?!.o GE.@*W Voc&T+A m 2各轴输入功率: Zu %oIk eE;")t, ,<?M/'4}G X+XbIbUuL 3各轴输入转矩: F`YxH*tO7 &g-uQBQI# vR"<:r47? <0I=XsE1iX j\8'P9~% 运动和动力参数结果如下表: tc<t%]c 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min _a,XL<9 I 输入 输出 输入 输出 prg8Iq'w 电动机轴 3.67 36.5 960 a'ODm6# 1轴 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86 {01wW1 2轴 3.21 3.18 470.3 465.6 68 >zAI#N4 3轴 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1 7?JcB?G4 4轴 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1 Y^f12% 六 设计V带和带轮: Y_<(~eN` 1.设计V带 =Z(#j5TGvH ①确定V带型号 OHha5n 查课本 表13-6得: 则 >qI|g={M 根据 =4.4, =960r/min,由课本 图13-5,选择A型V带,取 。 lb('=]3
}H 查课本第206页表13-7取 。 >xE{&
): 为带传动的滑动率 。 h/%Hk;|9 ②验算带速: 带速在 范围内,合适。 >ak53Ij$ ③取V带基准长度 和中心距a: 3
e9fziQ~ 初步选取中心距a: ,取 。 7eg//mL"6 由课本第195页式(13-2)得: 查课本第202页表13-2取 。由课本第206页式13-6计算实际中心距: 。 %U)M?UNjw ④验算小带轮包角 :由课本第195页式13-1得: 。 sIJ37;ZA ⑤求V带根数Z:由课本第204页式13-15得: {m%X\s;ni 查课本第203页表13-3由内插值法得 。 I:aG(8Bi)H oFRb+H(E ]& qmV EF=0.1 h&6x.ps@ =1.37+0.1=1.38 cAc i2e 4q<:%
0M| $0zH2W XDJQO /qN EF=0.08 Up$vBE8i] []M+(8Z_P ]X)EO49 rXz,<^Hmj 查课本第202页表13-2得 。 $V8B =k~ 查课本第204页表13-5由内插值法得 。 =163.0 EF=0.009 8Q1){M9' =0.95+0.009=0.959 VRoeq { ;G3{ e y|X\f! EF{_-FXY ~>)GW F#^ .L|d4 LV 94i 则 mYk5f_} 取 根。 3;`93TO{ ⑥求作用在带轮轴上的压力 :查课本201页表13-1得q=0.10kg/m,故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力: `#X{. 作用在轴上压力: hGF(E* 。 EQ>bwEG 七 齿轮的设计: %;PPu$8K9 1高速级大小齿轮的设计: +*
)Qi) ①材料:高速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为220HBS。 B%9[ ②查课本第166页表11-7得: 。 o=_4v^ 查课本第165页表11-4得: 。 9=I(AYG{m 故 。 /BVNJNhz 查课本第168页表11-10C图得: 。 /7h%sCX 故 。 s/Wg^(&M ③按齿面接触强度设计:9级精度制造,查课本第164页表11-3得:载荷系数 ,取齿宽系数 计算中心距:由课本第165页式11-5得: D@Fa~O$75 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取 =k`(!r2"# 则 取 bah5 f 实际传动比: Z-H Kdv!d 传动比误差: 。 W^&t8d2 齿宽: 取 G$4lH>A& 高速级大齿轮: 高速级小齿轮: a@,tf'Sr ④验算轮齿弯曲强度: k<W]VS3N 查课本第167页表11-9得: :"O=/p+*Us 按最小齿宽 计算: e= "/oo 所以安全。 c e=6EYl ⑤齿轮的圆周速度: bTHa;* ` 查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。 aM.l+DP 2低速级大小齿轮的设计: qg6Hk:^r ①材料:低速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为250HBS。 n]coqJ 低速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为220HBS。 kZGhE2np ②查课本第166页表11-7得: 。 =$Q3!bJ 查课本第165页表11-4得: 。 kC9A 故 。 a$t [}D2 查课本第168页表11-10C图得: 。 ? *I9 故 。 3[aJ=5 ③按齿面接触强度设计:9级精度制造,查课本第164页表11-3得:载荷系数 ,取齿宽系数 uNhAfZ 计算中心距: 由课本第165页式11-5得: 9i|6 HNjkRl)QR 取 则 取 +bf%]
计算传动比误差: 合适 Z{_'V+Q1 齿宽: 则取 _W#27I 低速级大齿轮: web&M!- 低速级小齿轮: S%xGXmZ ④验算轮齿弯曲强度:查课本第167页表11-9得: 9R;s;2$. 按最小齿宽 计算: {Y'_QW1:2 安全。 nNilTJ
⑤齿轮的圆周速度: `O}.
.N]g 查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。 F/EHU?_EI 八 减速器机体结构尺寸如下: "?qu(}| 名称 符号 计算公式 结果 p6}jCGJ 箱座厚度 1NOz $fW l]v
*h0! 10 ;- ]f4O8 箱盖厚度 bR&hI9`%F
Ha
C?, 9 MB "?^~Sm 箱盖凸缘厚度 [sKdIw_ Q}fAAZ&7h 12 bh7 1Zu 箱座凸缘厚度 ^*{xTB57 >9u6@ 15 o!\O) 箱座底凸缘厚度 E!Fy2h>[Z
0U/:Tpyr 25 %] #;
~I% 地脚螺钉直径 vCpi|a_eCu dNJK[1e6 M24 %74Ms 地脚螺钉数目 J0=`n(48B 查手册 6 W>DpDrO4ml 轴承旁联结螺栓直径 ap6Vmp [#9ij3vxd M12 "!Qhk3* 盖与座联结螺栓直径 T:!sfhrZ~< =(0.5 0.6) {YGz=5 ^ M10 -I_lCZ{Nbi 轴承端盖螺钉直径 xd .I5 =(0.4 0.5) +qz)KtJS dIpt&nH&$ f`IgfJN 10 yh0|f94m 视孔盖螺钉直径 4
^+hw; =(0.3 0.4) uRL3v01?H0 8 %~W}262 定位销直径 a<Ns C1 =(0.7 0.8) Maa.>2v< 8 x1}q!)e , , 至外箱壁的距离 cLYc""= 查手册表11—2 34 KqS2 22 q!H3JL 18 5AjK7[<L , 至凸缘边缘距离 eLC&f} 查手册表11—2 28 G1nW{vce 16 RV$+g.4 外箱壁至轴承端面距离 c'|MC[^A = + +(5 10) =:g^_Hy 50 rvmI
8 大齿轮顶圆与内箱壁距离
yCkm| >1.2 mhVoz0%1X 15 Gz6GU.IyQy 齿轮端面与内箱壁距离 vXnpx}B > :O!G{./(_ 10 qIqk@u 箱盖,箱座肋厚 N{`l?t0I M|v.5l# 9 fM|g8(TK, 8.5 hv"toszj\ 轴承端盖外径 __V]HcP; +(5 5.5) F889JSZ% 120(1轴) V%0.%/<#5 125(2轴) ={b
]
150(3轴) Vd/S81/ 轴承旁联结螺栓距离 ZKR z=( `HS4(2+C 120(1轴) ~4>Xi*
B 125(2轴) vW{cBy 150(3轴) h/fCCfO, 九 轴的设计: @\DD|o67 1高速轴设计: y{{EC# ①材料:选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。 B![5+ ②各轴段直径的确定:根据课本第230页式14-2得: 又因为装小带轮的电动机轴径 ,又因为高速轴第一段轴径装配大带轮,且 所以查手册第9页表1-16取 。L1=1.75d1-3=60。 hY1|qp 因为大带轮要靠轴肩定位,且还要配合密封圈,所以查手册85页表7-12取 ,L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。 Fkz 段装配轴承且 ,所以查手册62页表6-1取 。选用6009轴承。 rq1kj 8%2 L3=B+ +2=16+10+2=28。 1SFKP$^ 段主要是定位轴承,取 。L4根据箱体内壁线确定后在确定。 q%k+x) 装配齿轮段直径:判断是不是作成齿轮轴: +_gT|vlU 查手册51页表4-1得: ii;WmE& 得:e=5.9<6.25。 3opLLf_g 段装配轴承所以 L6= L3=28。
[;=WnG 2 校核该轴和轴承:L1=73 L2=211 L3=96 `Q&]dE= 作用在齿轮上的圆周力为: [Kj:~~`T 径向力为 Ft7a\vn*B 作用在轴1带轮上的外力: yo*iv+l 求垂直面的支反力: &
.?HuK 7idi&h" Qsntf.fT 求垂直弯矩,并绘制垂直弯矩图: ?fmt@@]T? @g75T` N Xo@YTol 求水平面的支承力: VDTY<= Q 由 得 ~& 5&s N RGO:p]t| N (oXN >^-D 求并绘制水平面弯矩图: m"G N^V7
Is@a,k N}Ks[2 求F在支点产生的反力: |mk}@OEf 5b#6 Y aE BP9RX}z 求并绘制F力产生的弯矩图: iw
fp' M_1Tx , Ln
F在a处产生的弯矩: x~;EH6$5'/ H\I!J@6g 求合成弯矩图: <}
y p 考虑最不利的情况,把 与 直接相加。
xD I/Jp,~JT* "F"_G 求危险截面当量弯矩: g`OOVaB 从图可见,m-m处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 ) {(OIu]: bV`C;RPn 计算危险截面处轴的直径: sdf% 因为材料选择 调质,查课本225页表14-1得 ,查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ,则: hRr1#'& V->%)d3i 因为 ,所以该轴是安全的。 Iv(Qa6( 3轴承寿命校核: fT3*>^Uv 轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 ,查课本259页表16-9,10取 取 fcICFReyV 按最不利考虑,则有: -k&{nD| .H^P2tp 则 因此所该轴承符合要求。 tQ~<i %; 4弯矩及轴的受力分析图如下: hoR=%pC* Lq-33#n/ 5键的设计与校核: 4C1FPrh 根据 ,确定V带轮选铸铁HT200,参考教材表10-9,由于 在 范围内,故 轴段上采用键 : , GzFE%< 9F 采用A型普通键: um jhG6 键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取 =50得 查课本155页表10-10 所选键为: EF=dXm/\ 中间轴的设计: Mjj}E
>& ①材料:选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=100。 s^>lOQ= ②根据课本第230页式14-2得: k\pDJ7wF^ 段要装配轴承,所以查手册第9页表1-16取 ,查手册62页表6-1选用6208轴承,L1=B+ + + =18+10+10+2=40。 &G/|lv>j 装配低速级小齿轮,且 取 ,L2=128,因为要比齿轮孔长度少 。 VI24+h'J 段主要是定位高速级大齿轮,所以取 ,L3= =10。 *v
rWA 装配高速级大齿轮,取 L4=84-2=82。 rer|k<k;]G 段要装配轴承,所以查手册第9页表1-16取 ,查手册62页表6-1选用6208轴承,L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。 \V^*44+
<! ③校核该轴和轴承:L1=74 L2=117 L3=94 \ CK(;J 作用在2、3齿轮上的圆周力: l>~`;W N iS1Gb$? 径向力: %f(S'<DhC q[G/} PXosFz~ 求垂直面的支反力 w(/DTQc~d t'R':+0Vf
3@)obb 计算垂直弯矩: 0||"r&:X yW\XNX 7qg<[ 求水平面的支承力: lc[XFc mz\NFC< VLsh=v 计算、绘制水平面弯矩图: mX&xn2}qZ" 5VR.o!h3I H`m:X,6} 求合成弯矩图,按最不利情况考虑: l"J*)P ;1W6"3t-Y j z~[5m}J 求危险截面当量弯矩: AkrTfi4hC 从图可见,m-m,n-n处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 ) 5`{vE4A]q pI7Ssvi^ M8';%=@ 计算危险截面处轴的直径: u7;`4P:o@ n-n截面: u#`+[AC` m-m截面: Q,.By& 由于 ,所以该轴是安全的。 o+<29o 轴承寿命校核: H9RGU~q4s[ 轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 ,查课本259页表16-9,10取 取 k-"<{V nr OqH
D_d|=i 则 ,轴承使用寿命在 年范围内,因此所该轴承符合要求。 Ic'Q5kfM ④弯矩及轴的受力分析图如下: !?nu? ⑤键的设计与校核: BhKO_wQ?:J 已知 参考教材表10-11,由于 所以取 +YTx
因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得 2;G98H L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70 <cYp~e%xIw 根据挤压强度条件,键的校核为: a3q\<"| JO2xT#V 所以所选键为: Is13: 从动轴的设计: AD]e0_E ⑴确定各轴段直径 9\v.qo. ①计算最小轴段直径。 u4YM^* S. 因为轴主要承受转矩作用,所以按扭转强度计算,由式14-2得: @\)fzubu 考虑到该轴段上开有键槽,因此取 A 4j<\xL 查手册9页表1-16圆整成标准值,取 nfX12y_SXL ②为使联轴器轴向定位,在外伸端设置轴肩,则第二段轴径 。查手册85页表7-2,此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值,因此取 。 -vV'Lw( ③设计轴段 ,为使轴承装拆方便,查手册62页,表6-1,取 ,采用挡油环给轴承定位。选轴承6215: 。 `(!NYx ④设计轴段 ,考虑到挡油环轴向定位,故取 GR%{T'ZD` ⑤设计另一端轴颈 ,取 ,轴承由挡油环定位,挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。 u_.HPA ⑥ 轮装拆方便,设计轴头 ,取 ,查手册9页表1-16取 。 %e{(twp ⑦设计轴环 及宽度b Ep mJWbU 使齿轮轴向定位,故取 取 >uTPjR[ , "u;YI=+ ⑵确定各轴段长度。 iK!dr1:wSw 有联轴器的尺寸决定 (后面将会讲到). 'M8aW!~ WSLy}@`Vx 因为 ,所以 y"vX~LR 轴头长度 因为此段要比此轮孔的长度短 :.$"kXm^
e_/x&a(i8 其它各轴段长度由结构决定。 >
\3ah4"o (4).校核该轴和轴承:L1=97.5 L2=204.5 L3=116 QH~Jy*\+PX 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 'wZ_4XjD 作用在齿轮上的圆周力: R}r~p?(M ]#zZWg
zv 径向力: *|YU]b;W _A 2Lv]vfV 求垂直面的支反力: p0M=t- 6NX3"i0eT \D?:J3H*] 计算垂直弯矩: +TN^NE %/T7Z;d .m =i>\2J%'R 求水平面的支承力。 sTkkM9 l~J*' m2 \9)#l#m 计算、绘制水平面弯矩图。 L-\ =J /r^[a,Q#x 5&!'^! 求F在支点产生的反力 aMTFW_w C>X|VP|C J}TfRrf 求F力产生的弯矩图。 YEv
Lhh 8>N wCjN +xp]:h| F在a处产生的弯矩: 40#9]=;} |~K(F<;j 求合成弯矩图。 dz%EM8 考虑最不利的情况,把 与 直接相加。 6~8F!b2 XE rUS80 求危险截面当量弯矩。 ;YyXT"6/p 从图可见,m-m处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 ) #BY`h~&T 6/tI8H3E 计算危险截面处轴的直径。 f:woP7FP 因为材料选择 调质,查课本225页表14-1得 ,查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ,则: sJZ!sznn W7=V{}b+ 考虑到键槽的影响,取 cozXb$bBY 因为 ,所以该轴是安全的。 v`DI<Lt (5).轴承寿命校核。 gR Nv-^ 轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 ,查课本259页表16-9,10取 取 >w|*ei:@S 按最不利考虑,则有: M#,Q
^rH# 则 , oyx^a9 该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。 27D!'S (6)弯矩及轴的受力分析图如下: >t <pFh (7)键的设计与校核: GABQUmtH 因为d1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得 L{8;Ud_2r 因为L1=107初选键长为100,校核 所以所选键为: ^6;V}2>v} 装齿轮查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得 |L::bx( 因为L6=122初选键长为100,校核 SVWIEH0? 所以所选键为: . C#Bz>2;# 十 高速轴大齿轮的设计 xT*d/Oa w 因 采用腹板式结构 1n=_y o 代号 结构尺寸和计算公式 结果 UMMB0(0D 轮毂处直径 'g)n1 { SJ?)%[(T 72 "Fnq>iR- 轮毂轴向长度 $uh z @;Opx." 84 oxz{ ejd{ 倒角尺寸 3x@<Z68S w?y6nTg< 1 ~DF:lqwWP 齿根圆处的厚度 Pbu{'y3J V416g |lBO 10 FjFMR
63 腹板最大直径 G"dS+,Q X~9j$3lUBR 321.25 Pm{*.AW1 板孔直径 ZcE_f>KV ;xYNX
62.5 Q<(YP.k 腹板厚度 `#mK*Buem} ,IHb+ K 25.2 )_7>nuQ6 电动机带轮的设计
_D,
;MB&7 ]wVk+%e 代号 结构尺寸和计算公式 结果 wBSQ:f]g SA"p\}"
手册157页 38mm s
+s" MI BJ}D%nm} #qBr/+b 68.4mm e [h8}F ~B i_7 Q
q2aYEuu, 取60mm w'T q3-%V 9xI GV! IM@tN L 81mm uQ1@b-e`5 &53]sFZ
<O<LYN+( 74.7mm u+m,b76 %ysZ5:X fV>CZ^=G 10mm 8IQtz2 (2ot5x}`j tRb]7 z 15mm C4$:mJ>y DOS0;^f #6v27:XK 5mm {Azn&|%.t 十一.联轴器的选择: BaI $S>/Q 计算联轴器所需的转矩: 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。 _gj&$zP 十二润滑方式的确定: G3P&{.v 因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于 ,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度。 c_grPk2O4 十三.其他有关数据见装
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