C課程設(shè)計(jì)---用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器_第1頁(yè)
C課程設(shè)計(jì)---用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器_第2頁(yè)
C課程設(shè)計(jì)---用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器_第3頁(yè)
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1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 課題名稱(chēng) 二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器 學(xué)院 機(jī)電學(xué)院 班級(jí) 機(jī)械電子2班 姓名 林飛強(qiáng) 學(xué)號(hào) 指導(dǎo)老師 余龍 日期 2013 年 1 月機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)目 錄設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明2電動(dòng)機(jī)的選擇3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)4傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算10鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算20滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算21連軸器的選擇22減速器附件的選擇22潤(rùn)滑與密封22參考資料目錄22設(shè)計(jì)小結(jié)22機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 題目:設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置中的展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器 總體布置簡(jiǎn)圖 1電動(dòng)機(jī) 2聯(lián)軸器 3二級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器 4聯(lián)軸器 5傳送帶工作情況

2、 一班制,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)、載荷平衡,室內(nèi)工作,有灰塵(已考慮) 設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸工作拉力F(N)3500運(yùn)輸帶工作速度V(m/s)1.0卷筒直徑D(mm)300工作條件一班制,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)、載荷平衡,室內(nèi)工作,有灰塵(已考慮)使用期限十年、大修期三年生產(chǎn)批量10臺(tái)生產(chǎn)條件中等規(guī)模機(jī)械廠,可加工7-8級(jí)精度齒輪及蝸輪動(dòng)力來(lái)源電力、三箱交流、電壓200/300伏運(yùn)輸帶速度允許誤差<±5%設(shè)計(jì)任務(wù)1 減速器總裝配圖一張2 齒輪、軸零件圖各一張3 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份設(shè)計(jì)進(jìn)度 第一階段:總體計(jì)算和傳動(dòng)件參數(shù)計(jì)算 第二階段:軸與軸系零件的設(shè)計(jì) 第三階段:軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制 第四

3、階段:裝配圖、零件圖的繪制及計(jì)算說(shuō)明書(shū)的編寫(xiě)傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明由題目所知傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類(lèi)型為:展開(kāi)式二級(jí)圓柱齒輪減速器。故只要對(duì)本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。本傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是:減速器橫向尺寸較小,兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,軸向尺寸大,中間軸較長(zhǎng)、剛度差,中間軸承潤(rùn)滑較困難。電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果1.、電動(dòng)機(jī)類(lèi)型和結(jié)構(gòu)的選擇因?yàn)楸緜鲃?dòng)的工作狀況是:載荷平衡、連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)、室內(nèi)工作、有灰塵,所以選用常用的封閉式Y(jié)系列的電動(dòng)機(jī)。2、電動(dòng)機(jī)的選擇1) 工作機(jī)所需功率Pw 2) 電動(dòng)機(jī)的輸出功率 齒輪傳動(dòng)效率=0.97;滾動(dòng)軸承效率=0.98; 聯(lián)軸器效率=0.99;卷筒效率=0.

4、96. 所以 總效率= 所以 3、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速: 二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比 i=840.(書(shū)P16) 故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 4、電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定(書(shū)P96) 綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸,重量,價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132M2-6,額定功率,同步轉(zhuǎn)速1000 r/min,滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速960 r/min,基本符合題目所需的要求。型號(hào)額定功率/kW滿(mǎn)載時(shí)轉(zhuǎn)速 r/min同步轉(zhuǎn)速r/minY132M2-65.596010002.02.0工作機(jī)所需功率:=3.5kW總效率:=0.82電動(dòng)機(jī)的輸出功率:卷筒轉(zhuǎn)速:n=63.66 r/min電動(dòng)機(jī)可選轉(zhuǎn)速

5、范圍: r/min電動(dòng)機(jī)型號(hào):Y132M2-6計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果1. 計(jì)算總傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速r/min和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n=65.48r/min可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為: 2. 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比展開(kāi)式傳動(dòng),希望兩級(jí)大齒輪直齒輪相近,以避免為了各級(jí)齒輪都能浸到油,而使某級(jí)大齒輪浸油過(guò)深造成攪油損失增加。通常二級(jí)圓柱齒輪減速器中,低速級(jí)中心距大于高速級(jí),因而為使兩級(jí)大齒輪直徑相近,應(yīng)使高速級(jí)傳動(dòng)比大于低速級(jí)得,得 ,總傳動(dòng)比: =15.08;傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果1、 各軸轉(zhuǎn)速:1軸:r/mi

6、n2軸:r/min3軸:r/min2、 各軸輸入功率: 1軸:kW2軸:3軸:3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩:1軸:2軸:3軸:r/minr/minr/minkW1軸:2軸:3軸:傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算高速級(jí)齒輪計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果1 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 材料及熱處理;選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。2) 精度等級(jí)選用8級(jí)精度;3) 試選小齒輪齒數(shù)24, 大齒輪齒數(shù) 取的;2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(109a)進(jìn)行試算,即 (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)1.32)計(jì)

7、算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩:=N·mm3)由于兩個(gè)齒的齒面為軟齒面(硬度350HBS)且兩支承相對(duì)于小齒輪做不對(duì)稱(chēng)布置,則可取表中偏上限的數(shù)值,由表107選取齒寬系數(shù)。4)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)5)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限應(yīng)在550740之間,?。淮簖X輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限在490680之間,則??;6)由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7)由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.92;0.968)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1,安全系數(shù)S1,由式(1012)得 0.92×600MPa552MPa 0.96×550MPa522.5MPa(2

8、)計(jì)算 1)試算小齒輪分度圓直徑2.23 =2.32mm=47.754mm 2)計(jì)算圓周速度=2.40m/s 3)計(jì)算齒寬bb=1×47.754mm=47.754mm 4)計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù): =1.990mm 齒高: 所以: 5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù) = 2.40 m/s,8級(jí)精度,由圖10 - 8查得動(dòng)載荷系數(shù) =1.14 直齒輪,; 由表10 - 2 查得使用系數(shù) 由表10 - 4 用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí), 由=10.67,=1.453查圖10 - 13得;故載荷系數(shù) 6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式(1010a)得 mm 7)計(jì)算

9、模數(shù)m mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(105) m(1)確定計(jì)算參數(shù)1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPa;2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.85,0.90;3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式(10-12)得 273.21MPa 244.29MPa4) 計(jì)算載荷系數(shù)K。 5)查取齒型系數(shù)由表105查得=2.65;=2.176)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.58;=1.807)計(jì)算大、小齒輪的并加以比較=0.01532=0.01599 大齒輪的數(shù)值大,取0.01599。1) 設(shè)計(jì)計(jì)算m=1.54mm 對(duì)

10、比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.54并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.0mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑4.76261244. 幾何尺寸計(jì)算2) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑mmmm3) 計(jì)算中心距4) 計(jì)算齒輪寬度 =60mm,=55mmmm模數(shù)m=2.0mm低速級(jí)齒輪計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果1 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 材料及熱處理;選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材

11、料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。2) 精度等級(jí)選用8級(jí)精度;3) 試選小齒輪齒數(shù)24,大齒輪齒數(shù);2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式(109a)試算,即 (1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)1.32)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩:=N·mm3)由表107選取齒寬系數(shù)。4)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)5)由圖1021d按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限600MPa; 大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限550MPa;6)由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7)由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.96;0.988)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1,安全系數(shù)S1,由式

12、(1012)得 0.96×600MPa576MPa 0.98×550MPa539MPa(2)計(jì)算 1)試算小齒輪分度圓直徑d1t2.23=2.32=79.578mm 2)計(jì)算圓周速度=0.84m/s 3)計(jì)算齒寬bb=1×79.578mm=79.578mm 4)計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù): =3.32mm 齒高: 所以: 5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù) = 0.84 m/s,8級(jí)精度,由圖10 - 8查得動(dòng)載荷系數(shù) =1.07 直齒輪,; 由表10 - 2 查得使用系數(shù) 由表10 - 4 用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí), 由=10.65,=1.464查圖

13、10 - 13得;故載荷系數(shù) 6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式(1010a)得 mm 7)計(jì)算模數(shù)m mm3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(105) m(1)確定計(jì)算參數(shù)1)由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPa; 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限MPa;2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.90,0.91;3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式(10-12)得 289.29MPa 200.2MPa5) 計(jì)算載荷系數(shù)K。 5)查取齒型系數(shù)由表105查得=2.65;=2.2166)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.58;=1.7727)計(jì)算大、小齒輪的

14、并加以比較=0.01447=0.01961 大齒輪的數(shù)值大。5) 設(shè)計(jì)計(jì)算m=2.67mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān),可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.67并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3.00mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑,3.1729=924. 幾何尺寸計(jì)算6) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑mmmm7) 計(jì)算中心距8) 計(jì)算齒輪寬度 =95mm,=87mm mmmma=181.5mmB=87mm=95mm =87mm軸的

15、設(shè)計(jì)輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果1.輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩: =3.82kW; 63.62r/min; 573510N·mm2. 作用在軸上的力; 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑:261mm 圓周力: 徑向力:3. 初步確定軸的最小直徑: 按初步估算,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。 有表15-3取, 于是得= 由軸直徑d100mm,且開(kāi)有一個(gè)鍵槽,故使軸徑增大5%,即:mm 為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 根據(jù) ,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,取。 所以N·mm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件,采用HL4型彈性柱銷(xiāo)

16、聯(lián)軸器,其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為1250000N.mm。 半聯(lián)軸器的孔徑=48mm,故取=48mm。半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=84mm。聯(lián)軸器和軸配合采用4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì): (1)方案如下圖: (2)確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 1)為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的軸向定為要求,1-2軸段左端需制出一軸肩,故取 2-3段的直徑=55mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在 軸端面上,故1-2斷的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取=82mm。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用,故選用深溝球軸承. 參照工作要求并根據(jù)=55mm,初步選取6212,其尺寸為 ,故=60mm; 右端滾動(dòng)軸承采

17、用軸肩進(jìn)行定位,由手冊(cè)上查得6212型軸承的定位 軸肩高度h=5mm,因此,取=70mm。 3)取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑=70mm,齒輪左端與左軸承之間采 用軸套定位,已知齒輪輪轂寬度為87mm,為了使套筒端面可靠地壓緊 齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取=83mm。齒輪右端采用軸肩 定位,軸肩高度h>0.07d,故取h=6,則軸環(huán)處的直徑=82mm。軸 環(huán)寬度,取 4)軸承端蓋的總寬度為32mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn) 滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm,故 取 5)由低高速級(jí)齒輪與壁面的距離關(guān)系及齒輪間的距離關(guān)系,及軸承與內(nèi) 壁面的距離

18、關(guān)系,可確定=22+8+16+4=50mm;=79mm。 (3)軸上零件的周向定位: 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按=70mm由表6-1 查得平鍵界面,鍵槽長(zhǎng)為70mm。選擇齒輪與軸的配 合為.同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵 (4)確定軸上的圓角和倒角尺寸: 參考表15-2,取軸端倒角為,各個(gè)圓角R2.5. 求軸上的載荷:根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖,根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和 扭矩圖,如下:從軸的結(jié)構(gòu)圖以及扭矩和扭矩圖中可以看出軸的危險(xiǎn)截面C。6. 按彎矩合成應(yīng)力攪合軸的強(qiáng)度:只對(duì)C截面進(jìn)行校核。取=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力: 軸的材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查

19、得=60MPa。因此<,故安全7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度: (1)判斷危險(xiǎn)截面: 截面A,2,3,B只受扭矩作用,雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均削弱軸的疲勞強(qiáng)度,但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)遷都較為寬裕確定的,所以截面A,2,3,B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看,截面6,7處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重;從受載的情況來(lái)看,截面C上的應(yīng)力最大。截面6的應(yīng)力集中的影響和截面7的相近,但截面7不受扭矩作用,故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但應(yīng)力集中不大(過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核。截面4,5顯然更不必校核

20、。由第三章附錄可知,鍵槽的而應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小,因而該軸只需校核截面6左右兩側(cè)即可。 (2)截面6左側(cè) 抗彎截面系數(shù):W=0.1=0.1 抗扭截面系數(shù):=0.2 截面6左側(cè)的彎矩M為:M=N·m 截面6左側(cè)的扭矩為:=573528N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力: 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力: 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 ,。 過(guò)盈配合處的,由附表3-8用插值法求的,有 =2.72,2.18 軸采用磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理,即,按式(3-12)及式(3-12a)得 則綜合系數(shù)值為 碳鋼的特性系數(shù):; 計(jì)算安全系數(shù)值: 故軸的選用

21、安全。 (3)截面6右側(cè): 抗彎截面系數(shù):W=0.1=0.1 抗扭截面系數(shù):=0.2 截面6左側(cè)的彎矩M為:M=N·m 截面6左側(cè)的扭矩為:=573528N·mm 截面上的彎曲應(yīng)力: 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力: 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 ,。 截面上由于軸環(huán)而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按設(shè)計(jì)手冊(cè)查取。 查附表3-2 , 經(jīng)插值后可查得 =2.43,=1.93 軸的材料敏感系數(shù):, 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由附圖3-2的尺寸系數(shù),由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸采用磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理,即,則綜合系數(shù)值為 碳鋼的特性系數(shù):; 計(jì)算

22、安全系數(shù)值: 故該軸在截面6右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果1,高速軸上的功率,轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速: =4.78kW;=42060N·mm;=960r/min。2作用在齒輪上的力: 已知高速級(jí)齒輪的分度圓直徑: 圓周力: 徑向力:3.初步確定軸的最小直徑: 按初步估算,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。 有表15-3取, 于是得= 由軸直徑d100mm,且開(kāi)有一個(gè)鍵槽,故使軸徑增大5%,即:mm 根據(jù) ,查表14-1,有。 所以 N·mm 采用彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器,型號(hào)HL3型,公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩Tn=6300000N·mm, 許用轉(zhuǎn)速5000r/min。軸孔

23、直徑38mm,取=28mm, 半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm,轂孔長(zhǎng)度=60mm,聯(lián)軸器和軸配合采用4. 軸的設(shè)計(jì)方案。 (1)設(shè)計(jì)方案: (2)確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 1)為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的軸向定為要求,1-2軸斷左端需制出一軸肩,故取 2-3斷的直徑=36mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在 軸端面上,故1-2斷的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取=58mm。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。應(yīng)軸承只受徑向力的作用,故選用深溝球軸承。參 照工作要求并根據(jù)=36mm,初步選取6208,其尺寸為 ,故=40mm; 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行定位,由手冊(cè)上查得6208型軸承的定位軸 肩高度h不小于3.5mm,因

24、此,取=47mm。 3)由于齒輪分度圓直徑太小,故將齒輪設(shè)置成為軸的一部分。 4)軸承端蓋的總寬度為36mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn) 滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm,故 取66mm。 5)由齒輪與壁面的距離關(guān)系及軸承與內(nèi)壁面 的距離關(guān)系,可確定=20mm;=122mm。 (3)軸上零件的周向定位: 半聯(lián)軸器采用平鍵連接。按=28mm由表6-1查得平鍵界面 ,鍵槽長(zhǎng)為36mm。 (4)確定軸上的圓角和倒角尺寸: 參考表15-2,取軸端倒角為,2、5、6處圓角R1,其余各處R1.6.5.求軸上的載荷:根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖,根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做

25、出軸的彎矩圖和扭矩圖,如下:從軸的結(jié)構(gòu)圖以及扭矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。6.按彎矩合成應(yīng)力攪合軸的強(qiáng)度:只對(duì)C截面進(jìn)行校核。取=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力: 軸的材料45鋼,正火處理,由表15-1查得=55MPa。因此<故安全中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果1,中間軸上的功率,轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速: =4.02kW;=190320N·mm;=201.68r/min。2作用在齒輪上的力: 高速級(jí)齒輪的分度圓直徑:; 低速級(jí)齒輪的分度圓直徑: 圓周力: 徑向力: 3.初步確定軸的最大直徑: 按初步估算,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。 有表15-3取, 于是得= 由軸直徑d

26、100mm,且開(kāi)有一個(gè)鍵槽,故使軸徑增大5%,即:mm 中間軸為非外伸軸,計(jì)算直徑作為最大直徑,所以取d=38mm 齒輪與軸采用配合4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)設(shè)計(jì)方案: (2)確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 由軸的最大直徑確定=38mm,由齒輪寬度及相應(yīng)軸段比齒輪寬度短4mm,可確定;。齒輪之間采用軸肩位,軸肩高度h>0.07d,取h=5,則軸環(huán)處的直徑48mm.軸承段取d=35的軸承,軸承代號(hào)為6207,尺寸,故=35mm,。由軸承和內(nèi)壁面之間的距離和齒輪與內(nèi)壁面之間的距離關(guān)系,可得出;。 (3)軸上零件的周向定位: 齒輪處采用平鍵連接。按=38mm,由表6-1查得2-3處平鍵尺寸 為,L=

27、80mm。4-5處平鍵尺, L=40mm。 (4)確定軸上的圓角和倒角尺寸: 參考表15-2,取軸端倒角為,其余各處取R1.2. 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及扭矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。5.按彎矩合成應(yīng)力攪合軸的強(qiáng)度:只對(duì)C截面進(jìn)行校核。取=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力: 軸的材料40Cr,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得=70MPa。因此<故安全 鍵 的 校 核低速軸鍵計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果平鍵校核公式:聯(lián)軸器處:尺寸:軸段直徑:d=48mm扭矩T=573.51N·m軸槽深t=5.5mm所以:l=L-b=70-14=56mm k=h-t=9-5.5=3.5mm 由表6-2查得鋼在靜載

28、荷作用下的許用擠壓應(yīng)力,取145MPa所以,可以滿(mǎn)足使用要求齒輪處:尺寸:軸段直徑:d=70mm扭矩T=573.51N·m軸槽深t=7.5mm所以:l=L-b=70-20=50mm k=h-t=12-7.5=4.5mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應(yīng)力所以,可以滿(mǎn)足使用要求合格合格高速軸鍵計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果聯(lián)軸器處:尺寸:軸段直徑:d=28mm扭矩T=42.06N·m軸槽深t=4mm所以:l=L-b=36-8=24mm k=h-t=7-4=3mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應(yīng)力所以,可以滿(mǎn)足使用要求合格中間軸鍵計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果高速級(jí)齒

29、輪處:尺寸:軸段直徑:d=38mm扭矩T=190.32N·m軸槽深t=5mm所以:l=L-b=40-10=30mm k=h-t=8-5=3mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應(yīng)力 所以,可以滿(mǎn)足使用要求低速級(jí)齒輪處:尺寸:軸段直徑:d=38mm扭矩T=190.32N·m軸槽深t=5mm所以:l=L-b=80-10=70mm k=h-t=8-5=3mm 由表6-2查得鋼在靜載荷作用下的許用擠壓應(yīng)力 所以,可以滿(mǎn)足使用要求軸 承 的 校 核低速軸軸承計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果徑向力:軸承型號(hào):6212軸承基本額定載荷:C=47.8kN基本額定壽命:,球軸承:3.所以 預(yù)

30、期計(jì)算壽命:<滿(mǎn)足要求高速軸軸承計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果徑向力:軸承型號(hào):6208軸承基本額定載荷:C=29.5kN基本額定壽命:,球軸承:3.所以 預(yù)期計(jì)算壽命:<滿(mǎn)足要求中間軸軸承計(jì) 算 及 說(shuō) 明結(jié) 果徑向力:軸承型號(hào):6207承基本額定載荷:C=25500kN基本額定壽命:,球軸承:3.所以 預(yù)期計(jì)算壽命:<滿(mǎn)足要求減速器附件的選擇通氣器:由于在室內(nèi)使用,選通氣器(一次過(guò)濾),采用M16×1.5油面指示器:選用游標(biāo)尺M(jìn)16起吊裝置:采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞:選用外六角油塞及墊片M18×1.5減速器的潤(rùn)滑1潤(rùn)滑方式的選擇 因?yàn)榇俗兯倨鳛殚]式齒輪

31、傳動(dòng),又因?yàn)辇X輪的圓周速度,所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。軸承利用大齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機(jī)型潤(rùn)滑。2密封方式的選擇由于I,II,III軸與軸承接觸處的線(xiàn)速度,所以采用氈圈密封。3潤(rùn)滑油的選擇因?yàn)樵摐p速器屬于一般減速器,查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可選用工業(yè)齒輪油N200(SH0357-92)。箱體結(jié)構(gòu)尺寸機(jī)座壁厚=0.025a+38mm機(jī)蓋壁厚11=(0.8-0.85)8mm機(jī)座凸緣壁厚b=1.512mm機(jī)蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機(jī)座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1218mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 df14mm機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) df10mm聯(lián)接

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