設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)上展開式二級圓柱直齒輪減速器設(shè)計【520N.m v=1.5 直徑R=350】【含CAD高清圖紙和文檔】【2016年下創(chuàng)作】
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機(jī)械設(shè)計減速器設(shè)計說明書 系 別: 專 業(yè): 學(xué)生姓名: 學(xué) 號: 指導(dǎo)教師: 職 稱:目 錄第一部分 設(shè)計任務(wù)書.4第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案.5第三部分 電動機(jī)的選擇.5 3.1 電動機(jī)的選擇.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).7第五部分 齒輪傳動的設(shè)計.8 5.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算.8 5.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算.14第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計.20 6.1 輸入軸的設(shè)計.20 6.2 中間軸的設(shè)計.25 6.3 輸出軸的設(shè)計.30第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.36 7.1 輸入軸鍵選擇與校核.36 7.2 中間軸鍵選擇與校核.36 7.3 輸出軸鍵選擇與校核.36第八部分 軸承的選擇及校核計算.37 8.1 輸入軸的軸承計算與校核.37 8.2 中間軸的軸承計算與校核.38 8.3 輸出軸的軸承計算與校核.38第九部分 聯(lián)軸器的選擇.39 9.1 輸入軸處聯(lián)軸器.39 9.2 輸出軸處聯(lián)軸器.40第十部分 減速器的潤滑和密封.40 10.1 減速器的潤滑.40 10.2 減速器的密封.41第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.42設(shè)計小結(jié).44參考文獻(xiàn).45第一部分 設(shè)計任務(wù)書一、初始數(shù)據(jù) 設(shè)計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器,初始數(shù)據(jù)T = 520Nm,V = 1.5m/s,D = 350mm,設(shè)計年限(壽命):8年,每天工作班制(8小時/班):2班制,每年工作天數(shù):300天,三相交流電源,電壓380/220V。二. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機(jī)的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 齒輪的設(shè)計6. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計7. 鍵聯(lián)接設(shè)計8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計9. 潤滑密封設(shè)計10. 聯(lián)軸器設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案一. 傳動方案特點1.組成:傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點:齒輪相對于軸承不對稱分布,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案:選擇電動機(jī)-展開式二級直齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。二. 計算傳動裝置總效率ha=h14h22h32h4=0.9940.9720.9920.96=0.85h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為工作裝置的效率。第三部分 電動機(jī)的選擇1 電動機(jī)的選擇圓周速度v:v=1.5m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 4.46 KW電動機(jī)所需工作功率為:pd= 5.25 KW工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:n = 81.9 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍,二級圓柱直齒輪減速器傳動比i=840,則總傳動比合理范圍為ia=840,電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (840)81.9 = 655.23276r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比,選定型號為Y132S-4的三相異步電動機(jī),額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min,同步轉(zhuǎn)速1500r/min。電動機(jī)主要外形尺寸:中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機(jī)軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG132mm47531521614012mm388010333.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比: 由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1440/81.9=17.58(2)分配傳動裝置傳動比:取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 則低速級的傳動比為:i23 = 3.68第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸:nI = nm = 1440 = 1440 r/min中間軸:nII = nI/i12 = 1440/4.78 = 301.26 r/min輸出軸:nIII = nII/i23 = 301.26/3.68 = 81.86 r/min工作機(jī)軸:nIV = nIII = 81.86 r/min(2)各軸輸入功率:輸入軸:PI = Pdh3 = 5.250.99 = 5.2 KW中間軸:PII = PIh1h2 = 5.20.990.97 = 4.99 KW輸出軸:PIII = PIIh1h2 = 4.990.990.97 = 4.79 KW工作機(jī)軸:PIV = PIIIh1h3 = 4.790.990.99 = 4.69 KW 則各軸的輸出功率:輸入軸:PI = PI0.99 = 5.15 KW中間軸:PII = PII0.99 = 4.94 KW中間軸:PIII = PIII0.99 = 4.74 KW工作機(jī)軸:PIV = PIV0.99 = 4.64 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:輸入軸:TI = Tdh3 電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 34.82 Nm 所以:輸入軸:TI = Tdh3 = 34.820.99 = 34.47 Nm中間軸:TII = TIi12h1h2 = 34.474.780.990.97 = 158.23 Nm輸出軸:TIII = TIIi23h1h2 = 158.233.680.990.97 = 559.17 Nm工作機(jī)軸:TIV = TIIIh1h3 = 559.170.990.99 = 548.04 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為:輸入軸:TI = TI0.99 = 34.13 Nm中間軸:TII = TII0.99 = 156.65 Nm輸出軸:TIII = TIII0.99 = 553.58 Nm工作機(jī)軸:TIV = TIV0.99 = 542.56 Nm第五部分 齒輪傳動的設(shè)計5.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)(1)選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),齒面硬度為240HBS。(2)一般工作機(jī)器,選用8級精度。(3)選小齒輪齒數(shù)z1 = 24,大齒輪齒數(shù)z2 = 244.78 = 114.72,取z2= 115。(4)壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(1)由式試算小齒輪分度圓直徑,即1)確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 = 34.47 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角:aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos24cos20/(24+21) = 29.85aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos115cos20/(115+21) = 22.54端面重合度:ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 24(tan29.85-tan20)+115(tan22.54-tan20)/2 = 1.736重合度系數(shù):Ze = = = 0.869計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 60nkth = 6014401830028 = 3.32109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 60nkth = N1/u = 3.32109/4.78 = 6.94108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 516 MPasH2 = = = 489.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即sH = sH2 = 489.5 MPa2)試算小齒輪分度圓直徑 = = 45.572 mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 3.43 m/s齒寬bb = = = 45.572 mm2)計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 3.43 m/s、8級精度,由圖查得動載系數(shù)KV = 1.14。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2100034.47/45.572 = 1512.771 NKAFt1/b = 11512.771/45.572 = 33.2 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時,KHb = 1.452。由此,得到實際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 11.141.21.452 = 1.9863)可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1 = = 45.572 = 48.976 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d1/z1 = 48.976/24 = 2.041 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 2 mm。3.幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1 = z1m = 242 = 48 mmd2 = z2m = 1152 = 230 mm(2)計算中心距a = (d1+d2)/2 = (48+230)/2 = 139 mm(3)計算齒輪寬度b = dd1 = 148 = 48 mm取b2 = 48、b1 = 53。4.校核齒根彎曲疲勞強度(1)齒根彎曲疲勞強度條件sF = sF1)確定公式中各參數(shù)值計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.736 = 0.682由齒數(shù),查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.452,結(jié)合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.422則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 11.141.21.422 = 1.945計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.82、KFN2 = 0.85取安全系數(shù)S=1.4,得sF1 = = = 292.86 MPasF2 = = = 230.71 MPa2)齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 82.988 MPa sF1sF2 = = = 78.809 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 24、z2 = 115,模數(shù)m = 2 mm,壓力角a = 20,中心距a = 139 mm,齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z24115齒寬b53mm48mm分度圓直徑d48mm230mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha2mm2mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高h(yuǎn)ha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha52mm234mm齒根圓直徑dfd-2hf43mm225mm5.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)(1)選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),齒面硬度為240HBS。(2)一般工作機(jī)器,選用8級精度。(3)選小齒輪齒數(shù)z3 = 25,大齒輪齒數(shù)z4 = 253.68 = 92,取z4= 92。(4)壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(1)由式試算小齒輪分度圓直徑,即1)確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.6。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 = 158.23 N/m選取齒寬系數(shù)d = 1。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角:aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos25cos20/(25+21) = 29.54aa2 = arccosz4cosa/(z4+2ha*) = arccos92cos20/(92+21) = 23.121端面重合度:ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 25(tan29.54-tan20)+92(tan23.121-tan20)/2 = 1.729重合度系數(shù):Ze = = = 0.87計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 60nkth = 60301.261830028 = 6.94108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 60nkth = N1/u = 6.94108/3.68 = 1.89108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即sH = sH2 = 506 MPa2)試算小齒輪分度圓直徑 = = 75.396 mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv = = = 1.19 m/s齒寬bb = = = 75.396 mm2)計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.19 m/s、8級精度,由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft3 = 2T2/d1t = 21000158.23/75.396 = 4197.305 NKAFt3/b = 14197.305/75.396 = 55.67 N/mm 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時,KHb = 1.462。由此,得到實際載荷系數(shù)KH = KAKVKHaKHb = 11.081.21.462 = 1.8953)可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d3 = = 75.396 = 79.771 mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn = d3/z3 = 79.771/25 = 3.191 mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。3.幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d3 = z3m = 253 = 75 mmd4 = z4m = 923 = 276 mm(2)計算中心距a = (d3+d4)/2 = (75+276)/2 = 175.5 mm(3)計算齒輪寬度b = dd3 = 175 = 75 mm取b4 = 75、b3 = 80。4.校核齒根彎曲疲勞強度(1)齒根彎曲疲勞強度條件sF = sF1)確定公式中各參數(shù)值計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.729 = 0.684由齒數(shù),查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.21YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.8計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2根據(jù)KHb = 1.462,結(jié)合b/h = 11.11查圖得KFb = 1.432則載荷系數(shù)為KF = KAKvKFaKFb = 11.081.21.432 = 1.856計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數(shù)S=1.4,得sF1 = = = 376.43 MPasF2 = = = 389.71 MPa2)齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 99.419 MPa sF1sF2 = = = 94.705 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)z1 = 25、z2 = 92,模數(shù)m = 3 mm,壓力角a = 20,中心距a = 175.5 mm,齒寬b1 = 80 mm、b2 = 75 mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m3mm3mm齒數(shù)z2592齒寬b80mm75mm分度圓直徑d75mm276mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高h(yuǎn)amha3mm3mm齒根高h(yuǎn)fm(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高h(yuǎn)ha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2ha81mm282mm齒根圓直徑dfd-2hf67.5mm268.5mm第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計6.1 輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 5.2 KW n1 = 1440 r/min T1 = 34.47 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 48 mm 則:Ft = = = 1436.2 NFr = Fttana = 1436.2tan20 = 522.4 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)處理,根據(jù)表,取:A0 = 112,于是得dmin = A0 = 112 = 17.2 mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1,查表,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小,故取KA = 1.3,則:Tca = KAT1 = 1.334.47 = 44.8 Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊,選用LT4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20 mm故取d12 = 20 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II=III段的直徑d23 = 25 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 30 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 38 mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些,現(xiàn)取l12 = 36 mm。 2)初步選擇滾動軸承。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)d23 = 25 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6206,其尺寸為dDT = 306216 mm,故d34 = d78 = 30 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm,因此,取d45 = d67 = 36 mm。 3)由于齒輪的直徑較小,為了保證齒輪輪體的強度,應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 53 mm,d56 = d1 = 48 mm 4)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。 5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm,低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm??紤]箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s = 8 mm,已知低速小齒輪的寬度b3 = 80 mm,則l45 = b3+c+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 mml67 = +s-15 = 9 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計算簡圖(見圖a): 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T= 16 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (53/2+31+101-16/2)mm = 150.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (53)/2+9+31-16/2)mm = 58.5 mm2)計算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1 = = = 402 NFNH2 = = = 1034.2 N垂直面支反力(見圖d):FNV1 = = = 146.2 NFNV2 = = = 376.2 N3)計算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH = FNH1L2 = 402150.5 Nmm = 60501 Nmm截面C處的垂直彎矩:MV = FNV1L2 = 146.2150.5 Nmm = 22003 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 = = 64378 Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強度條件校核軸的強度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險截面C)的強度。必要時也對其他危險截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:sca = = = MPa = 6.1 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:6.2 中間軸的設(shè)計1.求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 4.99 KW n2 = 301.26 r/min T2 = 158.23 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 230 mm 則:Ft1 = = = 1375.9 NFr1 = Ft1tana = 1375.9tan20= 500.5 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 75 mm 則:Ft2 = = = 4219.5 NFr2 = Ft2tana = 4219.5tan20= 1534.9 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)處理,根據(jù)表,取:A0 = 107,得:dmin = A0 = 107 = 27.3 mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,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)dmin = 27.3 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6206,其尺寸為dDT = 306216 mm,故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 35 mm;齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 48 mm,為了可靠的壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l45 = 46 mm。齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度h = (23)R,由軸徑d45 = 35 mm查表,得R = 1.6 mm,故取h = 4 mm,則軸環(huán)處的直徑d34 = 43 mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取l34 = 14.5 mm。 3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm,因此,取d23 = 35 mm。 4)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性,應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 80 mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l23 = 78 mm。 5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm,高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s = 8 mm,已知滾動軸承寬度T = 16 mm,則l12 = T+s+2 = 16+16+8+2 = 42 mml67 = T2T+s+2.5+2 = 16+8+16+2.5+2 = 44.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計算簡圖(見圖a): 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T = 16 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (48/2-2+42-16/2)mm = 56 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (48/2+14.5+80/2)mm = 78.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (80/2+44.5+-16/2)mm = 76.5 mm2)計算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1 = = = 2540.6 NFNH2 = = = 3054.8 N垂直面支反力(見圖d):FNV1 = = = -188.8 NFNV2 = = = -845.6 N3)計算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面B、C處的水平彎矩:MH1 = FNH1L1 = 2540.656 Nmm = 142274 NmmMH2 = FNH2L3 = 3054.876.5 Nmm = 233692 Nmm截面B、C處的垂直彎矩:MV1 = FNV1L1 = -188.856 Nmm = -10573 NmmMV2 = FNV2L3 = -845.676.5 Nmm = -64688 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 = = 142666 NmmM2 = = 242480 Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強度條件校核軸的強度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險截面B)的強度。必要時也對其他危險截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:sca = = = MPa = 40 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:6.3 輸出軸的設(shè)計1.求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3 = 4.79 KW n3 = 81.86 r/min T3 = 559.17 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 276 mm 則:Ft = = = 4052 NFr = Fttana = 4052tan20= 1474 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)處理,根據(jù)表,取:A0 = 112,于是得dmin = A0 = 112 = 43.5 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT3,查表,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小,故取KA = 1.3,則:Tca = KAT3 = 1.3559.17 = 726.9 Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊,選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II-III段的直徑d23 = 55 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm,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I-II段的長度應(yīng)比L略短一些,現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2)初步選擇滾動軸承。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)d23 = 55 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6212,其尺寸為dDT = 60mm110mm22mm,故d34 = d78 = 60 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l34 = 22+15 = 37 mm 左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm,因此,取d45 = 69 mm。 3)取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 65 mm;齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 75 mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l67 = 73 mm。齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度h = (23)R,由軸徑d67 = 65 mm查表,得R = 2 mm,故取h = 6 mm,則軸環(huán)處的直徑d56 = 77 mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取l56 = 12 mm。 4)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。 5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm,低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm??紤]箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s = 8 mm,已知滾動軸承的寬度T = 22 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 48 mm,則l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 48+12+5+2.5+16+8-12-15 = 64.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 22+8+16+2.5+2 = 50.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計算簡圖(見圖a): 根據(jù)6212深溝球軸承查手冊得T= 22 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (75/2+12+64.5+37-22/2)mm = 140 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (75/2-2+50.5-22/2)mm = 75 mm2)計算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1 = = = 1413.5 NFNH2 = = = 2638.5 N垂直面支反力(見圖d):FNV1 = = = 514.2 NFNV2 = = = 959.8 N3)計算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH = FNH1L2 = 1413.5140 Nmm = 197890 Nmm截面C處的垂直彎矩:MV = FNV1L2 = 514.2140 Nmm = 71988 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 = = 210577 Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強度條件校核軸的強度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險截面C)的強度。必要時也對其他危險截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:sca = = = MPa = 10.2 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯(lián)軸器處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 6mm6mm32mm,接觸長度:l = 32-6 = 26 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT1,故鍵滿足強度要求。7.2 中間軸鍵選擇與校核1)中間軸與高速大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 10mm8mm40mm,接觸長度:l = 40-10 = 30 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2583035120/1000 = 252 NmTT2,故鍵滿足強度要求。2)中間軸與低速小齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 10mm8mm70mm,接觸長度:l = 70-10 = 60 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2586035120/1000 = 504 NmTT2,故鍵滿足強度要求。7.3 輸出軸鍵選擇與校核1)輸出軸與低速大齒輪處的鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 18mm11mm70mm,接觸長度:l = 70-18 = 52 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25115265120/1000 = 1115.4 NmTT3,故鍵滿足強度要求。2)輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 14mm9mm70mm,接觸長度:l = 70-14 = 56 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2595650120/1000 = 756 NmTT3,故鍵滿足強度要求。第八部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件,軸承預(yù)計壽命:Lh = 828300 = 38400 h8.1 輸入軸的軸承計算與校核1)初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為:X = 1,Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1522.4+0 = 522.4 N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 522.4 = 7791 N3)選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:6206軸承,Cr = 19.5 KN,由課本式11-3有:Lh = = = 6.02105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.2 中間軸的軸承計算與校核1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為:X = 1,Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11534.9+0 = 1534.9 N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1534.9 = 13590 N3)選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:6206軸承,Cr = 19.5 KN,由課本式11-3有:Lh = = = 1.13105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.3 輸出軸的軸承計算與校核1)初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為:X = 1,Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11474+0 = 1474 N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1474 = 8453 N3)選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:6212軸承,Cr = 47.8 KN,由課本式11-3有:Lh = = = 6.94106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第九部分 聯(lián)軸器的選擇9.1 輸入軸處聯(lián)軸器1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩:T = T1 = 34.47 Nm由表查得KA = 1.3,故得計算轉(zhuǎn)矩為:Tca = KAT1 = 1.334.47 = 44.8 Nm2.型號選擇 選用LT4型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 63 Nm,許用最大轉(zhuǎn)速為n = 5700 r/min,軸孔直徑為20 mm,軸孔長度為38 mm。Tca = 44.8 Nm T = 63 Nmn1 = 1440 r/min n = 5700 r/min聯(lián)軸器滿足要求,故合用。9.2 輸出軸處聯(lián)軸器1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩:T = T3 = 559.17 Nm由表查得KA = 1.3,故得計算轉(zhuǎn)矩為:Tca = KAT3 = 1.3559.17 = 726.9 Nm2.型號選擇 選用LT9型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 1000 Nm,許用最大轉(zhuǎn)速為n = 2850 r/min,軸孔直徑為50 mm,軸孔長度為84 mm。Tca = 726.9 Nm T = 1000 Nmn3 = 81.86 r/min n = 2850 r/min聯(lián)軸器滿足要求,故合用。第十部分 減速器的潤滑和密封10.1 減速器的潤滑1)齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動,其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于低速大齒輪的圓周速度v 12 m/s,將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣,齒輪在傳動時,就把潤滑油帶到嚙合的齒面上,同時也將油甩到箱壁上,借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高,但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起,造成齒面磨損,大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm,取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于低速大齒輪全齒高h(yuǎn) = 6.75 mm 10 mm,取浸油深度為10mm,則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油(GB 5903-2011),牌號為150潤滑油,粘度薦用值為118 cSt。2)軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外,也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式,可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于低速大齒輪圓周速度v = 1.19 m/s 2 m/s,所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高,能承受較大的載荷,不易流失,容易密封,一次加脂可以維持相當(dāng)長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂,需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計中選用通用鋰基潤滑脂,它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑,選用牌號為ZL-1的潤滑脂。10.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作,在構(gòu)成箱體的各零件間,如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間,需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面,常用密封膠、耐油橡膠墊圈等;對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封,則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小,故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v 3 m/s,輸出軸與軸承蓋間v 3 m/s,故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號公式與計算結(jié)果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025175.5+3=7.4取8mm箱蓋壁厚10.02a+3=0.02175.5+3=6.5取8mm箱蓋凸緣厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸緣厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸緣厚度b22.5=2.58=20取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036175.5+12=18.3取M20地腳螺釘數(shù)目na250時,取n=4取4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.7520=15取M16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)20=10-12取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)20=8-10取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)20=6-8取M6定位銷直徑d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1根據(jù)螺栓直徑查表取26、22、16df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2根據(jù)螺栓直徑查表取24、20、14軸承旁凸臺半徑R1=20取20凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離L1C1+C2+(5-10)=22+
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類型:共享資源
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- 關(guān) 鍵 詞:
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520N.m v=1.5 直徑R=350
含CAD高清圖紙和文檔
2016年下創(chuàng)作
設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)上展開式二級圓柱直齒輪減速器設(shè)計【520N.m
v=1.5
直徑R=350】【含CAD高清圖紙和文檔】【2016年下創(chuàng)作】
設(shè)計
- 資源描述:
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