二級(jí)圓柱直齒輪減速器設(shè)計(jì)[F=1670 V=0.9 D=320]【CAD圖紙和說(shuō)明書】
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一機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 二傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明 由題目所知傳動(dòng)機(jī)構(gòu)類型為:同軸式二級(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,中間軸較長(zhǎng)、剛度差,中間軸承潤(rùn)滑較困難。 三電動(dòng)機(jī)的選擇 原始數(shù)據(jù) 運(yùn)輸機(jī)筒轉(zhuǎn)矩 1550 卷筒的直徑D(mm) 400 運(yùn)輸帶速度V(m/s) 0.9 帶速允許偏差(%) 5 使用期限 (年) 10 工作制度 (班/日) 2 1 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇 因?yàn)楸緜鲃?dòng)的工作狀況是:工作平穩(wěn)、單向運(yùn)轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)(IP44)系列的電動(dòng)機(jī)。 2 電動(dòng)機(jī)容量的選擇 1) 卷筒軸的輸出功率Pw Pw6kW 2) 電動(dòng)機(jī)的輸出功率 Pw/ 傳動(dòng)裝置的總效率 式中, 為從電動(dòng)機(jī)至卷筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由本表2-4查得:V帶輪傳動(dòng) =0.96;滾動(dòng)軸承 =0.99;圓柱齒輪傳動(dòng) =0.97;聯(lián)軸器 =0.99;卷筒軸滑動(dòng)軸承 =0.96,則 =0.83 故 Pd =8.4kW 3)電動(dòng)機(jī)的額定功率 由本表20-1選取電動(dòng)機(jī)的額定功率 11kW 3 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 為了便于選擇電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,先推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍,由本表2-1查得V帶傳動(dòng)常用的傳動(dòng)比范圍 4,單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍 6,則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 =7736187r/min 可見同步轉(zhuǎn)速為3000 r/min,1500 r/min,1000 r/min的電動(dòng)機(jī)符合。對(duì)于后兩者進(jìn)行比較,如下表: 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率(Kw) 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min) 電動(dòng)機(jī)質(zhì)量 (Kg) 總傳動(dòng)比 傳動(dòng)比 同步 滿載 1 Y160M-4 11 1500 1460 123 33.95 3.54 2 Y160L-6 11 1000 970 147 22.56 2.89 由表中數(shù)據(jù)比較可知道,方案2傳動(dòng)比小,但結(jié)構(gòu)尺寸大,造價(jià)高;綜合考慮,選用造價(jià)較低,結(jié)構(gòu)尺寸較小,總傳動(dòng)比較小的方案1。 4電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定 由本表201,本表20-2查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y160M-4,其額定功率為11 kW,滿載轉(zhuǎn)速1460 r/min?;痉项}目所需的要求。 5.傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配 (1) 計(jì)算總傳動(dòng)比 i =33.95 (2) 合理分配各級(jí)傳動(dòng)比 由于減速箱是同軸式布置,所以兩級(jí)傳動(dòng)比相同。 因?yàn)閕33.95,取V帶輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比 2.7,則單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比 =3.54 四計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1 各軸轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)軸為0軸,減速器高速軸為I抽,中間軸承為II軸,低速軸為III軸,各軸轉(zhuǎn)速為 =1460 r/min =1460/2.7=540.7 r/min =540.7/3.54=152.7 r/min =152.7/3.54=43r/min 2 各軸輸入功率 按電動(dòng)機(jī)額定功率 計(jì)算各軸輸入功率,即 =11 Kw =110.96=10.56 Kw =10.560.990.97=10.14 Kw =10.140.990.97=9.74 Kw 3 各軸轉(zhuǎn)矩 71.95 Nm 186.51 Nm 634.16 Nm 2163.19 Nm 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩如下表: 項(xiàng) 目 電動(dòng)機(jī)軸0 高速軸I 中間軸II 低速軸III 轉(zhuǎn)速(r/min) 1460 540.7 152.7 43 功率(kW) 11 10.56 10.14 9.74 轉(zhuǎn)矩(Nm) 71.95 186.51 634.16 2163.19 傳動(dòng)比 2.7 3.54 3.54 效率 0.96 0.96 0.96 五傳動(dòng)件設(shè)計(jì)計(jì)算 (其設(shè)計(jì)參數(shù)見機(jī)械設(shè)計(jì)) 1.高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1) 用斜齒圓柱齒輪 2) 材料及熱處理; 小齒輪:40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280 HBS。 大齒輪:45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240 HBS, 精度:7級(jí)精度; 3) 齒數(shù) 24, =u =3.5424=84.96, 取 =85; 4) 選取螺旋角。初選螺旋角14 2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按式(1021) 1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選 1.6 (1) 由圖1030選取區(qū)域系數(shù) 2.433 (2) T1=186.5110 Nmm (3) 由表107選取齒寬系數(shù) 1 (4) 由圖1026查得 0.78, 0.89,則 + 1.67 (5) 由表106查得材料的彈性影響系數(shù) 189.8 Mp (6) 由圖1021d 按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 600 MPa;大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限 550 MPa; (7) 由式(1013)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N160n1jLh60540.71(2830010)1.557 N2N1/3.544.399 (8) 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù) 0.93; 0.98 (9) 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 558MPa =539MPa H( + )/2548.5MPa 2) 計(jì)算 (1) 試算小齒輪分度圓直徑 = =68.47 mm (2) 計(jì)算圓周速度 v= = =1.94m/s (3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù) b=d =168.47mm=68.47 mm = = =2.768 mm h=2.25 =2.252.768mm=6.228mm b/h=68.47/6.228=10.99 (4) 計(jì)算縱向重合度 計(jì)算過(guò)程及計(jì)算說(shuō)明一、傳動(dòng)方案擬定第三組:設(shè)計(jì)單級(jí)圓柱齒輪減速器和一級(jí)帶傳動(dòng)(1) 工作條件:使用年限8年,工作為二班工作制,載荷平穩(wěn),環(huán)境清潔。(2) 原始數(shù)據(jù):滾筒圓周力F=1000N;帶速V=2.0m/s;滾筒直徑D=500mm;滾筒長(zhǎng)度L=500mm。二、電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇: Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)2、電動(dòng)機(jī)功率選擇:(1)傳動(dòng)裝置的總功率:總=帶2軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.960.9820.970.990.96=0.85(2)電機(jī)所需的工作功率:P工作=FV/1000總=10002/10000.8412=2.4KW 3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速:計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速:n筒=601000V/D=6010002.0/50=76.43r/min按手冊(cè)P7表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍,取圓柱齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍Ia=36。取V帶傳動(dòng)比I1=24,則總傳動(dòng)比理時(shí)范圍為Ia=624。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Ian筒=(624)76.43=4591834r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由有關(guān)手冊(cè)查出有三種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào):因此有三種傳支比方案:如指導(dǎo)書P15頁(yè)第一表。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比,可見第2方案比較適合,則選n=1000r/min 。4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型,所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速,選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6。其主要性能:額定功率:3KW,滿載轉(zhuǎn)速960r/min,額定轉(zhuǎn)矩2.0。質(zhì)量63kg。三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的偉動(dòng)比1、總傳動(dòng)比:i總=n電動(dòng)/n筒=960/76.4=12.572、分配各級(jí)偉動(dòng)比(1) 據(jù)指導(dǎo)書P7表1,取齒輪i齒輪=6(單級(jí)減速器i=36合理)(2) i總=i齒輪I帶i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速(r/min)nI=n電機(jī)=960r/minnII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)2、 計(jì)算各軸的功率(KW)PI=P工作=2.4KWPII=PI帶=2.40.96=2.304KWPIII=PII軸承齒輪=2.3040.980.96=2.168KW3、 計(jì)算各軸扭矩(Nmm)TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960=23875NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062.304/458.2=48020.9NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/76.4=271000Nmm五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、 皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算(1) 選擇普通V帶截型由課本P83表5-9得:kA=1.2PC=KAP=1.23=3.9KW由課本P82圖5-10得:選用A型V帶(2) 確定帶輪基準(zhǔn)直徑,并驗(yàn)算帶速由課本圖5-10得,推薦的小帶輪基準(zhǔn)直徑為75100mm則取dd1=100mmdmin=75dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm由課本P74表5-4,取dd2=200mm實(shí)際從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速n2=n1dd1/dd2=960100/200=480r/min轉(zhuǎn)速誤差為:n2-n2/n2=458.2-480/458.2=-0.0481200(適用)(5)確定帶的根數(shù)根據(jù)課本P78表(5-5)P1=0.95KW根據(jù)課本P79表(5-6)P1=0.11KW根據(jù)課本P81表(5-7)K=0.96根據(jù)課本P81表(5-8)KL=0.96由課本P83式(5-12)得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL=3.9/(0.95+0.11) 0.960.96=3.99(6)計(jì)算軸上壓力由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m,由式(5-18)單根V帶的初拉力:F0=500PC/ZV(2.5/K-1)+qV2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032N=158.01N則作用在軸承的壓力FQ,由課本P87式(5-19)FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7N2、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算(1)選擇齒輪材料及精度等級(jí)考慮減速器傳遞功率不在,所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì),齒面硬度為240260HBS。大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì),齒面硬度220HBS;根據(jù)課本P139表6-12選7級(jí)精度。齒面精糙度Ra1.63.2m(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3由式(6-15)確定有關(guān)參數(shù)如下:傳動(dòng)比i齒=6取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù):Z2=iZ1=620=120實(shí)際傳動(dòng)比I0=120/2=60傳動(dòng)比誤差:i-i0/I=6-6/6=0%2.5% 可用齒數(shù)比:u=i0=6由課本P138表6-10取d=0.9(3)轉(zhuǎn)矩T1T1=9.55106P/n1=9.551062.4/458.2=50021.8Nmm(4)載荷系數(shù)k由課本P128表6-7取k=1(5)許用接觸應(yīng)力HH= HlimZNT/SH由課本P134圖6-33查得:HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由課本P133式6-52計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數(shù):ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齒輪和一般工業(yè)齒輪,按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得:d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模數(shù):m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根據(jù)課本P107表6-1取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù):m=2.5mm(6)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度根據(jù)課本P132(6-48)式F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑:d1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.5120mm=300mm齒寬:b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)許用彎曲應(yīng)力F根據(jù)課本P136(6-53)式:F= Flim YSTYNT/SF由課本圖6-35C查得:Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由圖6-36查得:YNT1=0.88 YNT2=0.9試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST=2按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25計(jì)算兩輪的許用彎曲應(yīng)力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa將求得的各參數(shù)代入式(6-49)F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F2故輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠(9)計(jì)算齒輪傳動(dòng)的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)計(jì)算齒輪的圓周速度VV=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì),硬度217255HBS根據(jù)課本P235(10-2)式,并查表10-2,取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考慮有鍵槽,將直徑增大5%,則d=19.7(1+5%)mm=20.69選d=22mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)軸上零件的定位,固定和裝配單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央,相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布,齒輪左面由軸肩定位,右面用套筒軸向固定,聯(lián)接以平鍵作過(guò)渡配合固定,兩軸承分別以軸肩和大筒定位,則采用過(guò)渡配合固定(2)確定軸各段直徑和長(zhǎng)度工段:d1=22mm 長(zhǎng)度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承,其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁,軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長(zhǎng)為20mm,通過(guò)密封蓋軸段長(zhǎng)應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度,并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定,為此,取該段長(zhǎng)為55mm,安裝齒輪段長(zhǎng)度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長(zhǎng):L2=(2+20+16+55)=93mmIII段直徑d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=45mm由手冊(cè)得:c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm長(zhǎng)度與右面的套筒相同,即L4=20mm但此段左面的滾動(dòng)軸承的定位軸肩考慮,應(yīng)便于軸承的拆卸,應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由手冊(cè)得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)?。海?0+32)=36mm因此將段設(shè)計(jì)成階梯形,左段直徑為36mm段直徑d5=30mm. 長(zhǎng)度L5=19mm由上述軸各段長(zhǎng)度可算得軸支承跨距L=100mm(3)按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算求分度圓直徑:已知d1=50mm求轉(zhuǎn)矩:已知T2=50021.8Nmm求圓周力:Ft根據(jù)課本P127(6-34)式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求徑向力Fr根據(jù)課本P127(6-35)式得Fr=Fttan=1000.436tan200=364.1N因?yàn)樵撦S兩軸承對(duì)稱,所以:LA=LB=50mm(1)繪制軸受力簡(jiǎn)圖(如圖a)(2)繪制垂直面彎矩圖(如圖b)軸承支反力:FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由兩邊對(duì)稱,知截面C的彎矩也對(duì)稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm(3)繪制水平面彎矩圖(如圖c) 截面C在水平面上彎矩為:MC2=FAZL/2=500.250=25Nm(4)繪制合彎矩圖(如圖d)MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm(5)繪制扭矩圖(如圖e)轉(zhuǎn)矩:T=9.55(P2/n2)106=48Nm(6)繪制當(dāng)量彎矩圖(如圖f)轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動(dòng)循環(huán)變化,取=1,截面C處的當(dāng)量彎矩:Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm(7)校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度由式(6-3)e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=60MPa該軸強(qiáng)度足夠。輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼,硬度(217255HBS)根據(jù)課本P235頁(yè)式(10-2),表(10-2)取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)軸的零件定位,固定和裝配單級(jí)減速器中,可以將齒輪安排在箱體中央,相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布,齒輪左面用軸肩定位,右面用套筒軸向定位,周向定位采用鍵和過(guò)渡配合,兩軸承分別以軸承肩和套筒定位,周向定位則用過(guò)渡配合或過(guò)盈配合,軸呈階狀,左軸承從左面裝入,齒輪套筒,右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。(2)確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度初選7207c型角接球軸承,其內(nèi)徑為35mm,寬度為17mm??紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁,軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離,則取套筒長(zhǎng)為20mm,則該段長(zhǎng)41mm,安裝齒輪段長(zhǎng)度為輪轂寬度為2mm。(3)按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算求分度圓直徑:已知d2=300mm求轉(zhuǎn)矩:已知T3=271Nm求圓周力Ft:根據(jù)課本P127(6-34)式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求徑向力Fr根據(jù)課本P127(6-35)式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N兩軸承對(duì)稱LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由兩邊對(duì)稱,書籍截C的彎矩也對(duì)稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm(3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm(4)計(jì)算合成彎矩MC=(MC12+MC22)1/2=(16.12+44.262)1/2=47.1Nm(5)計(jì)算當(dāng)量彎矩:根據(jù)課本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2=275.06Nm(6)校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度由式(10-3)e=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此軸強(qiáng)度足夠七、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)根據(jù)條件,軸承預(yù)計(jì)壽命163658=48720小時(shí)1、計(jì)算輸入軸承(1)已知n=458.2r/min兩軸承徑向反力:FR1=FR2=500.2N初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型根據(jù)課本P265(11-12)得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端,現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本P263表(11-8)得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h預(yù)期壽命足夠2、計(jì)算輸出軸承(1)已知n=76.4r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N試選7207AC型角接觸球軸承根據(jù)課本P265表(11-12)得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N(2)計(jì)算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端,1為壓緊端,2為放松端兩軸承軸向載荷:FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本P263表(11-8)得:e=0.68FA1/FR1e x1=1y1=0FA2/FR248720h此軸承合格八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算軸徑d1=22mm,L1=50mm查手冊(cè)得,選用C型平鍵,得:鍵A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm根據(jù)課本P243(10-5)式得p=4T2/dhl=448000/22742=29.68MpaR(110Mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=35mm L3=48mm T=271Nm查手冊(cè)P51 選A型平鍵鍵108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4271000/35838=101.87Mpap(110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手冊(cè)P51 選用A型平鍵鍵1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm據(jù)課本P243式(10-5)得p=4T/dhl=46100/511034=60.3Mpap
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F=1670 V=0.9 D=320
CAD圖紙和說(shuō)明書
二級(jí)圓柱直齒輪減速器設(shè)計(jì)[F=1670
V=0.9
D=320]【CAD圖紙和說(shuō)明書】
二級(jí)
圓柱
齒輪
減速器
設(shè)計(jì)
cad
圖紙
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說(shuō)明書
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