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(jiàn)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。基本符合題目所需的要求。 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(jiàn)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(jiàn)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)取:(30+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 機(jī)械設(shè)計(jì)(論文)說(shuō)明書 題 目:二級(jí)直齒圓柱齒輪減速器 系 別: XXX系 專 業(yè): 學(xué)生姓名: 學(xué) 號(hào): 指導(dǎo)教師: 職 稱:二零一二年五月一日目 錄第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書-3第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-3第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇-4第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計(jì)-8第六部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計(jì)算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)-22第九部分 潤(rùn)滑與密封-24設(shè)計(jì)小結(jié)-25參考文獻(xiàn)-25第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)課題: 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),1班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)要求:1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份。三. 設(shè)計(jì)步驟:1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1.組成:傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn):齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案:考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高,傳動(dòng)功率大,將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下:圖一: 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱直齒輪減速器(展開(kāi)式)。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.960.9930.9720.990.96=0.83h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率(包括滾筒和對(duì)應(yīng)軸承的效率)。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=0.9m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 1.5 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 1.81 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 53.7 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍,V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24,二級(jí)圓柱直齒輪減速器傳動(dòng)比i2=840,則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16160,電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16160)53.7 = 859.28592r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比,選定型號(hào)為Y100L1-4的三相異步電動(dòng)機(jī),額定功率為2.2KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/min,同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比(1)總傳動(dòng)比: 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=1430/53.7=26.6(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0i 式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大,初步取i0=2.5,則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=26.6/2.5=10.6取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:i12 = 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:i23 = 2.86第四部分 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:nI = nm/i0 = 1430/2.5 = 572 r/minnII = nI/i12 = 572/3.71 = 154.2 r/minnIII = nII/i23 = 154.2/2.86 = 53.9 r/minnIV = nIII = 53.9 r/min(2)各軸輸入功率:PI = Pdh1 = 1.810.96 = 1.74 KWPII = PIh2h3 = 1.740.990.97 = 1.67 KWPIII = PIIh2h3 = 1.670.990.97 = 1.6 KWPIV = PIIIh2h4 = 1.60.990.99 = 1.57 KW 則各軸的輸出功率:PI = PI0.99 = 1.72 KWPII = PII0.99 = 1.65 KWPIII = PIII0.99 = 1.58 KWPIV = PIV0.99 = 1.55 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Tdi0h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 12.1 Nm 所以:TI = Tdi0h1 = 12.12.50.96 = 29 NmTII = TIi12h2h3 = 293.710.990.97 = 103.3 NmTIII = TIIi23h2h3 = 103.32.860.990.97 = 283.7 NmTIV = TIIIh2h4 = 283.70.990.99 = 278.1 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為:TI = TI0.99 = 28.7 NmTII = TII0.99 = 102.3 NmTIII = TIII0.99 = 280.9 NmTIV = TIV0.99 = 275.3 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)1 選擇普通V帶型號(hào) 計(jì)算功率Pc:Pc = KAPd = 1.11.81 = 1.99 KW 根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在Z型交界線范圍內(nèi),故選用Z型V帶。2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑,并驗(yàn)算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 80 mm,則:d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2.580(1-0.02) = 196 mm 由手冊(cè)選取d2 = 200 mm。 帶速驗(yàn)算:V = nmd1/(601000)= 143080/(601000) = 5.99 m/s介于525m/s范圍內(nèi),故合適。3 確定帶長(zhǎng)和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(80+200)a02(80+200)196a0560 初定中心距a0 = 378 mm,則帶長(zhǎng)為:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2378+(80+200)/2+(200-80)2/(4378)=1205 mm 由表9-3選用Ld = 1250 mm,確定實(shí)際中心距為:a = a0+(Ld-L0)/2 = 378+(1250-1205)/2 = 400.5 mm4 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(200-80)57.30/400.5 = 162.8012005 確定帶的根數(shù):Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 1.99/(0.36+0.03)1.110.96) = 4.79故要取Z = 5根A型V帶。6 計(jì)算軸上的壓力: 由初拉力公式有:F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 5001.99(2.5/0.96-1)/(55.99)+0.105.992 = 56.9 N 作用在軸上的壓力:FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 2556.9sin(162.8/2) = 562.5 N第六部分 齒輪的設(shè)計(jì)(一) 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 齒輪材料、熱處理及精度: 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制,故選用二級(jí)展開(kāi)式圓柱直齒輪減速器,小齒輪選硬齒面,大齒輪選軟齒面。 材料:高速級(jí)小齒輪選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為小齒輪:250HBS。高速級(jí)大齒輪選用45號(hào)鋼正火,齒面硬度為大齒輪:200HBS。取小齒齒數(shù):Z1 = 26,則:Z2 = i12Z1 = 3.7126 = 96.46 ?。篫2 = 962 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸,按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì):確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 29 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 610 MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 60nkth = 605721830018 = 6.59108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 60nkth = N1/u = 6.59108/3.71 = 1.78108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89,KHN2 = 0.92 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)S=1,得:sH1 = = 0.89610 = 542.9 MPasH2 = = 0.92560 = 515.2 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (542.9+515.2)/2 = 529.05 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 41.4 mm4 修正計(jì)算結(jié)果: 1) 確定模數(shù):mn = = = 1.59 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:2 mm。 2) 中心距:a = = = 122 mm 3) 計(jì)算齒輪參數(shù):d1 = Z1mn = 262 = 52 mmd2 = Z2mn = 962 = 192 mmb = dd1 = 52 mmb圓整為整數(shù)為:b = 52 mm。 4) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 1.56 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度:(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值: 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù):KHa = 1.1,KFa = 1.1;齒輪寬高比為: = = = 11.56求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-352 = 1.37,由圖8-12查得:KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù):齒形系數(shù):YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.21應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.8 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為:sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2:小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 6.59108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 1.78108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為:KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.88 7) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力,取S=1.3,由式8-15得:sF1 = = = 160.2sF2 = = = 148.9 = = 0.02593 = = 0.02672大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度:mn = = 1.55 mm1.552所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下:大小齒輪分度圓直徑:d1 = 52 mmd2 = 192 mmb = ydd1 = 52 mmb圓整為整數(shù)為:b = 52 mm圓整的大小齒輪寬度為:b1 = 57 mm b2 = 52 mm中心距:a = 122 mm,模數(shù):m = 2 mm(二) 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 齒輪材料、熱處理及精度: 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制,故選用二級(jí)展開(kāi)式圓柱直齒輪減速器,小齒輪選硬齒面,大齒輪選軟齒面。 材料:高速級(jí)小齒輪選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為小齒輪:250HBS。高速級(jí)大齒輪選用45號(hào)鋼正火,齒面硬度為大齒輪:200HBS。取小齒齒數(shù):Z3 = 28,則:Z4 = i23Z3 = 2.8628 = 80.08 ?。篫4 = 802 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸,按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì):確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T2 = 103.3 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 610 MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 60nkth = 60154.21830018 = 1.78108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 60nkth = N1/u = 1.78108/2.86 = 6.21107 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.92,KHN3 = 0.93 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)S=1,得:sH3 = = 0.92610 = 561.2 MPasH4 = = 0.93560 = 520.8 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (561.2+520.8)/2 = 541 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 63.6 mm4 修正計(jì)算結(jié)果: 1) 確定模數(shù):mn = = = 2.27 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。 2) 中心距:a = = = 135 mm 3) 計(jì)算齒輪參數(shù):d3 = Z3mn = 282.5 = 70 mmd4 = Z4mn = 802.5 = 200 mmb = dd3 = 70 mmb圓整為整數(shù)為:b = 70 mm。 4) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 0.56 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度:(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值: 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù):KHa = 1.1,KFa = 1.1;齒輪寬高比為: = = = 12.44求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-370 = 1.37,由圖8-12查得:KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù):齒形系數(shù):YFa3 = 2.54 YFa4 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.63 YSa4 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為:sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2:小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 1.78108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 6.21107 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為:KFN3 = 0.88 KFN4 = 0.9 7) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力,取S=1.3,由式8-15得:sF3 = = = 165.8sF4 = = = 152.3 = = 0.02497 = = 0.02592大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度:mn = = 2.23 mm2.232.5所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下:大小齒輪分度圓直徑:d3 = 70 mmd4 = 200 mmb = ydd3 = 70 mmb圓整為整數(shù)為:b = 70 mm圓整的大小齒輪寬度為:b3 = 75 mm b4 = 70 mm中心距:a = 135 mm,模數(shù):m = 2.5 mm第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)軸的設(shè)計(jì)1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 1.74 KW n1 = 572 r/min T1 = 29 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 52 mm 則:Ft = = = 1115.4 NFr = Fttanat = 1115.4tan200 = 406 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)表15-3,取A0 = 112,得:dmin = A0 = 112 = 16.2 mm 顯然,輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大4%,故選取:d12 = 17 mm。帶輪的寬度:B = (Z-1)e+2f = (5-1)18+28 = 88 mm,為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 86 mm。大帶輪右端用軸肩定位,故取II-III段軸直徑為:d23 = 22 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20,取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承,其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn),故取:d34 = d78 = 25 mm;因軸只受徑載荷作用,查軸承樣本選用:6205型深溝球軸承,其尺寸為:dDT = 255215 mm,軸承右端采用擋油環(huán)定位,取:l34 = 15 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位,由軸承樣本查得6205。型軸承的定位軸肩高度:h = 3 mm,故?。篸45 = d67 = 31 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ,所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體,所以:l56 = 57 mm;齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位,則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 75+12+10+8 = 105 mml78 = T = 15 mm5 軸的受力分析和校核:1)作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(見(jiàn)圖a): 根據(jù)6205深溝球軸承查手冊(cè)得T = 15 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (88/2+35+15/2)mm = 86.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (57/2+15+105-15/2)mm = 141 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (57/2+18+15-15/2)mm = 54 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見(jiàn)圖b):FNH1 = = = 308.9 NFNH2 = = = 806.5 N垂直面支反力(見(jiàn)圖d):FNV1 = = = -699.6 NFNV2 = = = 543.1 N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH = FNH1L2 = 308.9141 Nmm = 43555 Nmm截面A處的垂直彎矩:MV0 = FQL1 = 562.586.5 Nmm = 48656 Nmm截面C處的垂直彎矩:MV1 = FNV1L2 = -699.6141 Nmm = -98644 NmmMV2 = FNV2L3 = 543.154 Nmm = 29327 Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面C處的合成彎矩:M1 = = 107832 NmmM2 = = 52508 Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:sca = = = MPa = 7.8 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:II軸的設(shè)計(jì)1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2:P2 = 1.67 KW n2 = 154.2 r/min T2 = 103.3 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 192 mm 則:Ft = = = 1076 NFr = Fttanat = 1076tan200 = 391.6 N 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 70 mm 則:Ft = = = 2951.4 NFr = Fttanat = 2951.4tan200 = 1074.2 N3 確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)表15-3,?。篈0 = 107,得:dmin = A0 = 107 = 23.7 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號(hào)為:6205型深溝球軸承,其尺寸為:dDT = 255215 mm,則:d12 = d67 = 25 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為:d23 = 30 mm,由于安裝齒輪處的軸段長(zhǎng)度應(yīng)略小于輪轂長(zhǎng)度,則:l23 = 50 mm,軸肩高度:h = 0.07d = 0.0730 = 2.1 mm,軸肩寬度:b1.4h = 1.42.1 = 2.94 mm,所以:d34 = d56 = 35 mm,l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多,故將該小齒輪做成齒輪軸,小齒輪段軸徑為:d45 = 70 mm,l45 = 75 mm,則:l12 = T2+s+a+2.5+2 = 37.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 15+8+10-7 = 26 mm4 軸的受力分析和校核:1)作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(見(jiàn)圖a): 根據(jù)6205深溝球軸承查手冊(cè)得T = 15 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (52/2-2+37.5-15/2)mm = 54 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (52/2+14.5+b3/2)mm = 78 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (b3/2+7+26-15/2)mm = 63 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見(jiàn)圖b):FNH1 = = = 1731.6 NFNH2 = = = 2295.8 N垂直面支反力(見(jiàn)圖d):FNV1 = = = -63.9 NFNV2 = = = -618.7 N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面B、C處的水平彎矩:MH1 = FNH1L1 = 1731.654 Nmm = 93506 NmmMH2 = FNH2L3 = 2295.863 Nmm = 144635 Nmm截面B、C處的垂直彎矩:MV1 = FNV1L1 = -63.954 Nmm = -3451 NmmMV2 = FNV2L3 = -618.763 Nmm = -38978 Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面B、C處的合成彎矩:M1 = = 93570 NmmM2 = = 149795 Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險(xiǎn)截面B)的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:sca = = = MPa = 41.6 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:III軸的設(shè)計(jì)1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3:P3 = 1.6 KW n3 = 53.9 r/min T3 = 283.7 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 200 mm 則:Ft = = = 2837 NFr = Fttanat = 2837tan200 = 1032.6 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)表15-3,取:A0 = 112,得:dmin = A0 = 112 = 34.7 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12,所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào),聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3,查機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小,故取:KA = 1.2,則:Tca = KAT3 = 1.2283.7 = 340.4 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%,選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT7型,其尺寸為:內(nèi)孔直徑40 mm,軸孔長(zhǎng)度84 mm,則:d12 = 40 mm,為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位,按軸徑選用軸端擋圈直徑為:D = 50 mm,左端用軸肩定位,故取II-III段軸直徑為:d23 = 43 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承,其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn),故?。篸34 = d78 = 45 mm;因軸只受徑載荷作用,查軸承樣本選用:6209型深溝球軸承,其尺寸為:dDT = 45mm85mm19mm。由軸承樣本查得6209型軸承的定位軸肩高度為:h = 3.5 mm,故?。篸45 = 52 mm。軸承端蓋的總寬度為:20 mm,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為:l = 20 mm,l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為:d4 = 52 mm,所以:d67 = 52 mm,為使齒輪定位可靠?。簂67 = 68 mm,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度:h 0.07d = 0.0752 = 3.64 mm,軸肩寬度:b 1.4h = 1.43.64 = 5.1 mm,所以:d56 = 60 mm,l56 = 10 mm;齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位,則:l34 = T3 = 19 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 52+10+8+5+12+2.5-10 = 79.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 19+8+10+2.5+2 = 41.5 mm5 軸的受力分析和校核:1)作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(見(jiàn)圖a): 根據(jù)6209深溝球軸承查手冊(cè)得T= 19 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (70/2+10+79.5+19-19/2)mm = 134 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (70/2-2+41.5-19/2)mm = 65 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見(jiàn)圖b):FNH1 = = = 926.7 NFNH2 = = = 1910.3 N垂直面支反力(見(jiàn)圖d):FNV1 = = = 337.3 NFNV2 = = = 695.3 N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH = FNH1L2 = 926.7134 Nmm = 124178 Nmm截面C處的垂直彎矩:MV = FNV1L2 = 337.3134 Nmm = 45198 Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面C處的合成彎矩:M = = 132148 Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:sca = = = MPa = 12.1 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算1 輸入軸鍵計(jì)算: 校核大帶輪處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 5mm5mm80mm,接觸長(zhǎng)度:l = 80-5 = 75 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2557517120/1000 = 191.2 NmTT1,故鍵滿足強(qiáng)度要求。2 中間軸鍵計(jì)算: 校核高速大齒輪處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 8mm7mm45mm,接觸長(zhǎng)度:l = 45-8 = 37 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2573730120/1000 = 233.1 NmTT2,故鍵滿足強(qiáng)度要求。3 輸出軸鍵計(jì)算:(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 16mm10mm63mm,接觸長(zhǎng)度:l = 63-16 = 47 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25104752120/1000 = 733.2 NmTT3,故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 12mm8mm70mm,接觸長(zhǎng)度:l = 70-12 = 58 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2585840120/1000 = 556.8 NmTT3,故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件,軸承預(yù)計(jì)壽命:Lh = 818300 = 19200 h1 輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力,所以:P = Fr = 406 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 406 = 3533 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:6205軸承,Cr = 14 KN,由課本式11-3有:Lh = = = 1.19106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力,所以:P = Fr = 1074.2 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1074.2 = 6039 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:6205軸承,Cr = 14 KN,由課本式11-3有:Lh = = = 2.39105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力,所以:P = Fr = 1032.6 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1032.6 = 4089 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:6209軸承,Cr = 31.5 KN,由課本式11-3有:Lh = = = 8.78106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)1 箱體(箱蓋)的分析: 箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個(gè)零件,設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng),并且滿足強(qiáng)度,剛度,壽命,工藝、經(jīng)濟(jì)性等要求,以期得到工作性能良好,便于制造,重量輕,成本低廉的機(jī)器。2 箱體(蓋)的材料: 由于本課題所設(shè)計(jì)的減速器為普通型,故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因?yàn)殍T造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3 箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算,箱體尺寸如下: 代號(hào) 名稱 計(jì)算與說(shuō)明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱體加強(qiáng)筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱蓋加強(qiáng)筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱體分箱面凸緣厚 b1.5d = 1.510 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b11.5d11.510 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸緣底厚 b22.35d = 2.3510 = 23.5mm取b2 = 24 mm df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm d2 聯(lián)接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm d3 軸承蓋螺釘 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm d4 檢查孔螺釘 M822 n 地腳螺栓數(shù) ?。簄 = 6第十一部分 潤(rùn)滑與密封設(shè)計(jì) 對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器,因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的,且傳速較低,所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于150-200 m/min,所以采用脂潤(rùn)滑,箱體內(nèi)選用CKC150潤(rùn)滑油,裝至規(guī)定高度。油的深度為:H+h1:H = 30 mm h1 = 34 mm所以:H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油的粘度大,化學(xué)合成油,潤(rùn)滑效果好。密封性來(lái)講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封,聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度,聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng),其表面粗度應(yīng)為Ra=6.3,密封的表面要經(jīng)過(guò)刮研。而且,凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大,為150mm。并勻均布置,保證部分面處的密封性。設(shè)計(jì)小結(jié) 這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn),對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過(guò)兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐,使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí).為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程,它融機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測(cè)量、工程材料、機(jī)械設(shè)計(jì)(機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ))課程設(shè)計(jì)等于一體。 這次的課程設(shè)計(jì),對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力,鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重要的作用。 本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn),需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí),繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。參考文獻(xiàn)1 機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)高等教育出版社。2 機(jī)械設(shè)計(jì)(機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ))課程設(shè)計(jì)高等教育出版社。3 機(jī)械零件手冊(cè) 天津大學(xué)機(jī)械零件教研室。
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二級(jí)圓柱直齒輪減速器設(shè)計(jì)[F=1670
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二級(jí)
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