高速斜齒輪低速直齒輪減速器設(shè)計(jì)【二級(jí)減速器設(shè)計(jì)】【F=3000N V=2.0ms D=700mm】
高速斜齒輪低速直齒輪減速器設(shè)計(jì)【二級(jí)減速器設(shè)計(jì)】【F=3000N V=2.0ms D=700mm】,二級(jí)減速器設(shè)計(jì),F=3000N V=2.0ms D=700mm,高速斜齒輪低速直齒輪減速器設(shè)計(jì)【二級(jí)減速器設(shè)計(jì)】【F=3000N,V=2.0ms,D=700mm】,高速,齒輪,低速,減速器,設(shè)計(jì),二級(jí)
課程設(shè)計(jì)(高速斜齒輪低速直齒輪)二級(jí)減速器 目 錄1. 目錄-2. 摘要-43. 任務(wù)書-54. 傳動(dòng)方案的擬定-64.1擬定傳動(dòng)方案-6 4.2確定減速器結(jié)構(gòu)和零部件類型-65. 電機(jī)的選擇及傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算-7 5.1電機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇-75.2選擇電機(jī)的容量-75.3確定電機(jī)轉(zhuǎn)速-75.4 傳動(dòng)比分配-85.5 傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-96. 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算-116.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算-116.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算-167. 軸的計(jì)算-24 7.1高速軸的計(jì)算-247.2中間軸的計(jì)算-277.3低速軸的計(jì)算-308. 鍵連接的選擇和計(jì)算-318.1 高速軸(I軸)上鍵的選擇及校核-318.2 中間軸(II軸)上鍵的選擇及校核-318.3 高速軸(III軸)上鍵的選擇及校核-329. 滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算-3310.聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算-3611.參考資料-37372摘 要機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)主要是培養(yǎng)理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想。本次設(shè)計(jì)包括的主要內(nèi)容有:決定傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)方案;選擇電動(dòng)機(jī);計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù);傳動(dòng)零件、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算;軸承、聯(lián)接件、潤(rùn)滑密封和聯(lián)軸器及校驗(yàn)計(jì)算;機(jī)體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計(jì);繪制裝配圖及零件工作圖;編寫計(jì)算說明書以及進(jìn)行設(shè)計(jì)答辯。設(shè)計(jì)的一般過程為:首先明確設(shè)計(jì)任務(wù),制定設(shè)計(jì)任務(wù)書;其次,提供方案并進(jìn)行評(píng)價(jià);再次,按照選定的方案進(jìn)行各零部件的總體布置,運(yùn)動(dòng)學(xué)和零件工作能力計(jì)算,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和繪制總體設(shè)計(jì)圖;然后,根據(jù)總體設(shè)計(jì)的結(jié)果,考慮結(jié)構(gòu)工藝性等要求,繪出零件工作圖;然后,審核圖紙;最后,整理設(shè)計(jì)文件,編寫說明書。3.設(shè)計(jì)任務(wù)書1、設(shè)計(jì)題目 (高速斜齒輪低速直齒輪)二級(jí)減速器 2、主要內(nèi)容 (1)決定傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)方案;(2)選擇電動(dòng)機(jī),計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù);(3)傳動(dòng)零件以及軸的設(shè)計(jì)計(jì)算;軸承、聯(lián)接件、潤(rùn)滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗(yàn)計(jì)算;(4)機(jī)體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計(jì);(5)繪制裝配圖及零件圖;編寫計(jì)算說明書并進(jìn)行設(shè)計(jì)答辯。3、具體要求(1)原始數(shù)據(jù):運(yùn)輸帶線速度v = 2.0(m/s) 運(yùn)輸帶拉力F = 3000(N)卷筒直徑D = 700 (mm)(2)工作條件:三班制 一年250天 工作10年 軸承之類的更換件按5000h算 4、完成后應(yīng)上交的材料(1)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書;(2)減速器裝配圖一張;(3) 兩張a3零件圖5、推薦參考資料(1)西華大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院機(jī)械基礎(chǔ)教學(xué)部編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書,2006(2)濮良貴.機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版).北京:高等教育出版社,20064.傳動(dòng)方案的擬定機(jī)器一般由原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)機(jī)、工作機(jī)組成。傳動(dòng)裝置在原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力,并籍以改變運(yùn)動(dòng)的形式、速度大小和轉(zhuǎn)矩大小。傳動(dòng)裝置一般包括傳動(dòng)件(齒輪傳動(dòng)、帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)等)和支承件(軸、軸承和機(jī)體等)兩部分。它的重量和成本在機(jī)器中占很大的比例,其性能和質(zhì)量對(duì)機(jī)器的工作影響也很大。因此合理設(shè)計(jì)傳動(dòng)方案具有重要意義。4.1擬定傳動(dòng)方案根據(jù)設(shè)計(jì)要求,擬定了如下兩種傳動(dòng)方案:一種方案是電機(jī)-聯(lián)軸器-減速器-帶式傳動(dòng)機(jī);一種方案是電機(jī)-帶輪-減速器-聯(lián)軸器-帶式傳動(dòng)機(jī)??紤]到電機(jī)輸出轉(zhuǎn)度較大而工作所需要的轉(zhuǎn)速較低,他們之間存在較大的減速比,這樣會(huì)大大增加減速器的結(jié)構(gòu)尺寸和材料使用。選定方案一電機(jī)-聯(lián)軸器-減速器-帶式傳動(dòng)機(jī)其布置形式如圖4.1所示。圖4.1傳動(dòng)方案:電機(jī)-帶輪-減速器-聯(lián)軸器-帶式傳動(dòng)機(jī)4.2確定減速器結(jié)構(gòu)和零部件類型(1)選定減速器傳動(dòng)級(jí)數(shù)傳動(dòng)級(jí)數(shù)根據(jù)工作機(jī)轉(zhuǎn)速機(jī)要求,由傳動(dòng)件類型、傳動(dòng)比以及空間位置尺寸要求而定。在本傳動(dòng)方案中,選擇圓柱齒輪傳動(dòng),為了使機(jī)構(gòu)尺寸和重量較小,當(dāng)減速器傳動(dòng)比i大于8是,宜采用二級(jí)以上齒輪傳動(dòng)型式??紤]到降速有一定的降速能力,本機(jī)構(gòu)選用二級(jí)齒輪減速器。(2)選定齒輪類型選定直齒輪(3)選定軸承類型和布置形式 一般減速器都用滾動(dòng)軸承,大型減速器也用滑動(dòng)軸承的。軸承類型由載荷和轉(zhuǎn)速?zèng)Q定??紤]到本次設(shè)計(jì)當(dāng)中,軸承所受載荷不是很大,且受到一定的軸向力,選角接觸球軸承較為合理。在確定軸承的布置時(shí),考慮同一軸線上的兩個(gè)安裝孔能夠一次加工完成和軸的軸向精度要求不高,軸承采用面靠面布置。(4)決定減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)通常沒有特殊要求是,齒輪減速器機(jī)體都采用沿齒輪軸線水平剖分的結(jié)構(gòu),以便裝配。(5)選擇聯(lián)軸器類型 由于本機(jī)構(gòu)只需要在低速級(jí)安裝聯(lián)軸器,所以選擇可移式剛性聯(lián)軸器。5.電機(jī)的選擇及傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算5.1電機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇由于直流電機(jī)需要直流電源,結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,價(jià)格較高,維護(hù)比較不便,因此選擇交流電動(dòng)機(jī)。我國(guó)新設(shè)計(jì)的Y系列三相籠型異步電機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動(dòng)機(jī),其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、價(jià)格低廉、維護(hù)方便,適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機(jī)械上,如金屬切削機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)、風(fēng)機(jī)、攪拌機(jī)等,由于啟動(dòng)性能較好,也適用于某些要求啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩較高的機(jī)械,如壓縮機(jī)等。在這里選擇三相籠式異步交流電機(jī),封閉式結(jié)構(gòu),電壓380V,Y型。5.2選擇電機(jī)的容量本次設(shè)計(jì)為設(shè)計(jì)不變(或變化很小)下長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)行的機(jī)械,只有所選電機(jī)的額功率Ped 等于或稍大于所需的電動(dòng)機(jī)工作功率Pd,即Ped Pd ,電動(dòng)機(jī)在工作時(shí)就不會(huì)過熱,通常就不必校驗(yàn)發(fā)熱和啟動(dòng)力矩。電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算公式引自【1】第1220頁電機(jī)所需工作功率按式(1)為 kw由式 = kw因此 設(shè):為聯(lián)軸器的效率。=0.99對(duì)滾動(dòng)軸承效率。=0.99為7級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率。=0.98輸送機(jī)滾筒效率。=0.96估算傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率:工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)功率為: kw5.3確定電機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為 r/min 按表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍,取二級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比=8-40,則總傳動(dòng)比合理范圍為=8-40,故電機(jī)轉(zhuǎn)速的可選擇范圍為 r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min,3000r/min. 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由有關(guān)手冊(cè)查出有兩種適合的電機(jī)型號(hào),因此有兩種傳動(dòng)方案,如下頁表一。表一方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率kw電機(jī)轉(zhuǎn)速r/min同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y160M-67.510009702Y132M-47.515001440綜合考慮電機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸,重量,價(jià)格,減速器的傳動(dòng)比,可見第2中方案比較合理,因此選擇電機(jī)型號(hào)Y160M-6,其主要性能表二。表二型號(hào)額定功率KW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y160M-67.5KW10009702.02.05.4 傳動(dòng)比分配 電機(jī)型號(hào)Y160M-6,滿載時(shí)轉(zhuǎn)速nm=970r/min.(1)總傳動(dòng)比(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:減速器的傳動(dòng)比為:(3) 分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比 按展開式布置,考慮潤(rùn)滑條件,為使兩級(jí)大齒輪直徑相近,由經(jīng)驗(yàn)公式: 取 且有:得 5.5 傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速由式(9)-(10) 軸:r/min 軸: r/min 軸: r/min 卷筒軸: r/min(2)各軸輸入功率: 由式(12)-(15)軸: kw軸: kw 軸: kw (3)各輸入轉(zhuǎn)矩 由式(16-21) 電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩: N.m 到軸輸入轉(zhuǎn)矩:軸:軸:軸:運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理如表四:表四 傳動(dòng)裝置各軸運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)表 項(xiàng)目軸號(hào)功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳動(dòng)比 0軸6.97797068.6911 軸6.9072397068.0044.896 軸6.7013198.12323.0233.627軸6.5016954.601137.206.傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1)確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪2)材料選擇材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280 HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240 HBS,二者硬度差為40 HBS。)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,故選用7級(jí)精度4)初選小齒輪的齒數(shù),選5)選取螺旋角。初選螺旋角2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式(1021)試算,即)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值()試選 ()由圖10-30,選取區(qū)域系數(shù)()由圖10-26查得 ()計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩()由表10-7選取齒寬系數(shù)()由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)()由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限()由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(j為齒輪轉(zhuǎn)一圈,同一齒面嚙合次數(shù);為工作壽命三班制,一年250天,工作10年,軸承之類的更換件按5000h算 )()由圖10-19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)()計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為%,安全系數(shù)為S=1,由式10-12得:)計(jì)算()試算小齒輪分度圓直徑,由計(jì)算公式得()計(jì)算圓周速度()計(jì)算齒寬b及模數(shù)()計(jì)算縱向重合度()計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù),7級(jí)精度,由圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)由表10-4查得由圖10-13查得假定,由表10-3查得故載荷系數(shù)()按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式10-10a得()計(jì)算模數(shù)3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-17,) 確定計(jì)算參數(shù)()計(jì)算載荷系數(shù)()根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)()計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)()查取齒形系數(shù)由表10-5查得(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得()由圖10-20C查得,小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限()由圖查得彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)()計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4,由式得()計(jì)算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大) 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),取2mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,須按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取,則4幾何尺寸計(jì)算) 計(jì)算中心距將中心距圓整為164mm)按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多,故參數(shù)、等不必修正。) 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑) 計(jì)算齒輪寬度圓整后??;齒輪參數(shù)表名 稱計(jì) 算 公 式結(jié) 果 /mm模數(shù)m2齒數(shù)Z127Z2132壓力角n分度圓直徑d155.70d2272.30齒頂圓直徑齒根圓直徑中心距164齒 寬6.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1)根據(jù)傳動(dòng)方案,選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,選用7級(jí)精度(GB10095-88) 3)材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為40Cr(表面淬火),硬度為 48-55HRC,大齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280 HBS 4)初選小齒輪齒數(shù),。取 2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10-9a)(1)確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1)試選2)計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)矩 3)由表10-7選取齒寬系數(shù)4)由表10-6查取材料彈性影響系數(shù)5)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度6)由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1,由式10-12得 (2)計(jì)算1)試算小齒輪分度圓直徑,由計(jì)算式得,mm2)計(jì)算圓周速度3)計(jì)算齒輪b 4)計(jì)算齒寬與齒高比模數(shù)齒輪高齒高比5)計(jì)算載荷系數(shù)K由10-2查得使用系數(shù),;根據(jù),7級(jí)精度,由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù) 因?yàn)槭侵饼X輪 所以 ; 由表10-4用插值法查的7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱軸承時(shí) .由查圖10-13得 .故載荷系數(shù) =1.4696)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算分度圓直徑,由式(10-10a)得 =70.39mm7) 計(jì)算模數(shù)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)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),終合考慮,滿足兩方面,對(duì)模數(shù)就近取整,則 m=3 取 。取 4 幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算中心距 (2)分度圓直徑 (3)算齒輪寬度 圓整后取 5.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及齒輪零件草圖見附件齒輪參數(shù)表名 稱計(jì) 算 公 式結(jié) 果 /mm模數(shù)m2齒數(shù)Z124Z287壓力角n分度圓直徑d155.70d2261齒頂圓直徑齒根圓直徑中心距166.5齒 寬綜合,得出高速級(jí)和低速級(jí)大小齒輪參數(shù)所計(jì)算得齒輪的參數(shù)為:高速級(jí)大272.3021321645510.25小55.702760低速級(jí)大261387166.565小7224607 軸的計(jì)算7.1高速軸的計(jì)算輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩軸的計(jì)算公式及有關(guān)數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第360385頁求作用在齒輪上的力 初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表,取(以下軸均取此值),于是由式初步估算軸的最小直徑輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.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).聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則, 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè),選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N。半聯(lián)軸器的孔徑,故取半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L42,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) )擬定軸上零件的裝配方案(見下圖) )根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 ()為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制處一軸肩,軸肩高度半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度=30mm.,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故的長(zhǎng)度應(yīng)該比略短一點(diǎn),現(xiàn)取 (3)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距,取。為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段4的直徑應(yīng)根據(jù)的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定(4)軸段5上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段5的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段6的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段7的直徑應(yīng)根據(jù)的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即,(5)取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得,,(6)參考表152,取軸端為,各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。輸入軸的結(jié)構(gòu)布置5受力分析、彎距的計(jì)算 ()計(jì)算支承反力 在水平面上 ()在垂直面上故總支承反力)計(jì)算彎矩并作彎矩圖 ()水平面彎矩圖 ()垂直面彎矩圖 ()合成彎矩圖 3)計(jì)算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖6作受力、彎距和扭距圖聯(lián)軸器:由式,查表,得 ,鍵校核安全齒輪: 查表62,得 ,鍵校核安全8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知,C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩,并且有較多的應(yīng)力集中,故c截面為危險(xiǎn)截面。根據(jù)式,并取,軸的計(jì)算應(yīng)力由表查得,故安全9校核軸承和計(jì)算壽命() 校核軸承A和計(jì)算壽命徑向載荷軸向載荷由,在表取X0.56。相對(duì)軸向載荷為,在表中介于0.0400.070之間,對(duì)應(yīng)的e值為0.240.27之間,對(duì)應(yīng)Y值為1.81.6,于是,用插值法求得,故。由表取則,A軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷,校核安全該軸承壽命該軸承壽命() 校核軸承B和計(jì)算壽命 徑向載荷 當(dāng)量動(dòng)載荷,校核安全該軸承壽命該軸承壽命7.2中間軸的計(jì)算1. 中間軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪: 初定軸的最小直徑 選軸的材料為鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表,取,于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝軸承處軸的最小直徑4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度( 1 )初選型號(hào)7208的角接觸球軸承參數(shù)如下基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷 故。軸段1和7的長(zhǎng)度與軸承寬度相同,故取,( 2 )軸段3上安裝低速級(jí)小齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬,取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取( 3)軸段5上安裝高速級(jí)大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬,取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取。取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得, ,(4)參考表152,取軸端為,各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。中間軸的結(jié)構(gòu)布置5.軸的受力分析、彎距的計(jì)算1)計(jì)算支承反力: 在水平面上 在垂直面上: 故 總支承反力:2)計(jì)算彎矩在水平面上:在垂直面上: 故 3)計(jì)算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知,2處當(dāng)量彎矩最大,并且有較多的應(yīng)力集中,為危險(xiǎn)截面根據(jù)式,并取 由表查得,校核安全。9校核軸承和計(jì)算壽命)校核軸承A和計(jì)算壽命徑向載荷軸向載荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因?yàn)椋:税踩?。該軸承壽命該軸承壽命)校核軸承B和計(jì)算壽命 徑向載荷 當(dāng)量動(dòng)載荷,校核安全該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計(jì)算壽命,故安全。7.3低速軸的計(jì)算 輸入功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2 第三軸上齒輪受力3初定軸的直徑軸的材料同上。由式,初步估算軸的最小直徑4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì))擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸(見下圖)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度(1)軸段2和軸段7用來安裝軸承,根據(jù),初選型號(hào)6210的深溝球軸承,參數(shù)基本:基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷。由此可以確定: (2)為減小應(yīng)力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段3和6的直徑應(yīng)根據(jù)6209的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即,取( 3)軸段5上安裝低速級(jí)大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短,若轂長(zhǎng)與齒寬相同,已知齒寬,取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取。(4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距,取(5)取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn),則可得, ,(6)參考表152,取軸端為,各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。5.軸的受力分析、彎距的計(jì)算()計(jì)算支承反力 在水平面上 在垂直面上故(2)計(jì)算彎矩)水平面彎矩 在C處,在B處,)垂直面彎矩 在C處()合成彎矩圖 在C處在B處,(4)計(jì)算轉(zhuǎn)矩,并作轉(zhuǎn)矩圖 (CD段)8.鍵連接的選擇和計(jì)算 本減速器全部使用圓頭平鍵,其主要失效形式是工作表面的壓潰,除非有嚴(yán)重的過載,一般不會(huì)出現(xiàn)鍵斷裂,因此,通常只按工作面的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核。假定載荷在鍵的工作平面上均勻分布,則普通平鍵的強(qiáng)度條件根據(jù)公式(6-1)為: 式中:T-傳遞的轉(zhuǎn)矩,單位N.mm; k-鍵與輪轂鍵槽的接觸高度,k=0.5h,此處h為鍵的高度, mm;l-鍵的工作長(zhǎng)度, mm,圓頭平鍵l=L-b,平頭平鍵l=L,這里L(fēng)為鍵的公稱長(zhǎng)度,mm;b為鍵的寬度,mm; d-軸的直徑,mm; -鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力,MPa,見表6-2。鍵的計(jì)算公式及有關(guān)數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第103108頁8.1 高速軸(I軸)上鍵的選擇及校核 對(duì)于I軸上的聯(lián)軸器與軸的鏈接主要是周向定位,而不承受軸向力的作用,所以用平鍵鏈接,根據(jù)d=35mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型; 鍵,軸的材料為鋼,帶輪輪轂的材料為鑄鐵,由表6-2查的許用擠壓力在,取其中間值,。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=63-10=53mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*8=4mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式(6-1)可得, 鍵的強(qiáng)度足夠。8.2 中間軸(II軸)上鍵的選擇及校核 軸II上有兩個(gè)相同的鍵,且在兩處軸徑相同,那么只需要對(duì)軸徑小處的鍵進(jìn)行校核即可。根據(jù)d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型;和,只需對(duì)的鍵進(jìn)行校核。鍵,軸,輪轂的材料都為鋼,受輕微的沖擊載荷,由表6-2查的許用擠壓力在,取其中間值,。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=50-14=36mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式(6-1)可得, 鍵的強(qiáng)度足夠。8.3 高速軸(III軸)上鍵的選擇及校核 高速軸上有兩處要進(jìn)行鍵的選擇和校核。兩處的直徑分別為50mm、60mm,但是為了加工和安裝方便,按直徑小處選擇鍵寬和鍵高。根據(jù)d=50mm查參考書【2】P106選用普通平鍵型;和,對(duì)兩處的鍵都要進(jìn)行校核。鍵,軸,輪轂的材料都為鋼,受輕微的沖擊載荷,由表6-2查的許用擠壓力在,取其中間值,。L=100mm的鍵,其工作長(zhǎng)度l=L-b=100-14=86mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式(6-1)可得, 鍵的強(qiáng)度足夠。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=70-14=56mm,鍵和輪轂槽的接觸高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受轉(zhuǎn)矩取輸入轉(zhuǎn)矩即由式(6-1)可得, 鍵的強(qiáng)度足夠。9.滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算 由于本減速器承受載荷較輕,確有一定的軸向力,因此選擇角接觸球軸承。本著節(jié)約材料的目的,在特輕系列中選擇7200C 系列。再根據(jù)軸徑,查參考書【1】第P122頁最終選擇軸承類型。本減速器中所選三對(duì)軸承分別為,7208C,7212C.現(xiàn)在只對(duì)7208C軸承的使用壽命系數(shù)進(jìn)行計(jì)算,其他軸承類似。軸承的計(jì)算公式及有關(guān)數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第307342頁 查參考書【1】第P122頁可知7208C的動(dòng)載荷系數(shù),靜載荷系數(shù)為,按查考書【2】P318頁取軸承預(yù)期壽命。圖8.1軸承的受力情況 1.求兩軸承所受到的徑向載荷,. 由前面I軸的計(jì)算可知,,,,由此可得 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力, 對(duì)于7000C型軸承,按表13-7查得軸承派生軸向力,其中e為表13-5中的判斷系數(shù),其值由的大小確定,但現(xiàn)軸承軸向力未知,故先初選e=0.46,因此可估算, 按式(13-11)得 由表13-5仿例題13-1進(jìn)行插值計(jì)算,得再計(jì)算 與同組其他數(shù)據(jù)相比較,兩次計(jì)算結(jié)果的值相差較小,因此確定,3.計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷和因?yàn)?由表13-5分別進(jìn)行查表或插值計(jì)算的徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對(duì)軸承A , 對(duì)軸承B , 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)有輕微沖擊載荷,按表13-6,取,則1. 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)椋园摧S承A的受力大小驗(yàn)算,n=576r/min所選軸承滿足壽命要求 減速器的工作壽命為五年,其總工作時(shí)間為,取得較小,因此在一到兩年就必須的更換一次軸承。10.聯(lián)軸器的選擇和計(jì)算1. 類型選擇根據(jù)本減速器的設(shè)計(jì),只需要在低速輸出軸和帶式運(yùn)輸機(jī)之間按裝聯(lián)軸器,由于載荷有輕微震動(dòng),根據(jù)參考書【2】P343至P352對(duì)聯(lián)軸器的種類和結(jié)構(gòu)的介紹,選用彈性柱銷聯(lián)軸器。2. 計(jì)算載荷公稱轉(zhuǎn)矩 查1表14-1的,故由參考書【2】P35式(14-1)得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為3. 型號(hào)選擇在參考書【1】中查得LH4型彈簧柱銷聯(lián)軸器的選用轉(zhuǎn)矩1250N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為4000r/min ,軸徑為4063mm之間,故合用。根據(jù)軸的直徑選擇軸孔直徑為50,軸孔長(zhǎng)度為112的LH4型彈簧柱銷聯(lián)軸器.11.參考資料【1】 機(jī)械設(shè)計(jì)機(jī)械原理教學(xué)組.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書M.2009.12【2】 濮良貴等.機(jī)械設(shè)計(jì)M.北京:高等教育出版社,2006.5【3】 孫桓等.機(jī)械原理M. 北京:高等教育出版社,2006.5【4】 劉鴻文等.材料力學(xué)M. 北京:高等教育出版社,2004.1【5】 鄧志平等.機(jī)械制造技術(shù)基礎(chǔ)M.成都:西南交通大學(xué)出版社,2008.8
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