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1、 課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)名 稱: 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì) 題 目:設(shè)計(jì)二級(jí)斜圓柱齒輪減速器 院 系: 機(jī)械工程學(xué)院 班 級(jí): 機(jī)自Y124班 學(xué) 號(hào): 201200104023 日 期:2014年06月04日2014年06月21 日機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)題目題目名稱:設(shè)計(jì)兩級(jí)圓柱齒輪減速器說(shuō) 明: 此減速器用于熱處理車間零件清洗傳送帶的減速。此設(shè)備兩班制工作,工作期限十年,戶內(nèi)使用。傳送簡(jiǎn)圖如下:技術(shù)參數(shù)已 知 條 件數(shù) 據(jù) 號(hào)12345678鼓輪直徑(mm)300330350350380300360320傳送帶運(yùn)行速度(m/s)0.630.750.850.80.80.70.840.75傳送帶從動(dòng)軸所需扭
2、矩(Nm)7006706509501050900660900機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一、本任務(wù)書(shū)發(fā)給 機(jī)自Y124班 班學(xué)生熊忠卯 二、請(qǐng)按計(jì)劃書(shū)指定數(shù)據(jù)組號(hào)6的第6 個(gè)數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)計(jì)(見(jiàn)附頁(yè))。三、本任務(wù)規(guī)定的設(shè)計(jì)計(jì)算包括下列各項(xiàng):1、 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)計(jì)算;2、 各傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算;3、 三根軸設(shè)計(jì)計(jì)算;4、 三對(duì)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算;5、 各標(biāo)準(zhǔn)零件的選擇;四、本任務(wù)書(shū)要求在答辯前完成1、 主要部件的總裝配圖一張(A1);2、 典型零件圖2張(A3);3、 20頁(yè)左右的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)說(shuō)明一份; 五、答辯時(shí)間 年 月 日到 月 日目錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)-3第二部分 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)-4第三部分 二傳
3、動(dòng)v帶設(shè)計(jì)-9第四部分 齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算-11第五部分 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算-25第六部分 軸承壽命的驗(yàn)算-38第七部分 鍵的校核-41第八部分 箱體的設(shè)計(jì)-43第九部分 潤(rùn)滑油及潤(rùn)滑方式的選擇-45參考文獻(xiàn)-45第二部分 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 一電動(dòng)機(jī)的選擇 1.電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式 驅(qū)動(dòng)傳送帶主動(dòng)軸鼓輪的轉(zhuǎn)速: r/minr/min 根據(jù)直流電動(dòng)機(jī)需直流電源,結(jié)構(gòu)復(fù)雜,成本高且一般車間都接 有三相交流電,所以選用三相交流電動(dòng)機(jī)。又由于Y系列籠型三相異步交流電動(dòng)機(jī)其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、維護(hù)方便、起動(dòng)性能較好、價(jià)格低等優(yōu)點(diǎn)均能滿足工作條件和使用條件。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護(hù)要求,采用臥式封閉型
4、電動(dòng)機(jī)。Y(IP44)籠型封閉自扇冷式電動(dòng)機(jī),具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點(diǎn)。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。2.選擇電動(dòng)機(jī)容量(1)工作機(jī)所需功率Pw 工作機(jī)所需功率及所需的轉(zhuǎn)速 kw kw式中: V -傳送速度; D -鼓輪直徑; T-鼓輪軸所需的功率 (2) 由電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率 h 帶傳動(dòng)V帶的效率=0.940.97 取= 0.96 一對(duì)滾動(dòng)軸承的效率=0.980.995 取= 0.99 一對(duì)齒輪傳動(dòng)的效率=0.960.98 取= 0.97 聯(lián)軸器的效率=0.990.995 取= 0.99 滾動(dòng)軸承的效率=0.96 (3)電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率 KW (4)確定電動(dòng)機(jī)
5、的額定功率Ped 有d= 4 kw 3.電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速的選擇 式中: -電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速; iv-V帶的傳動(dòng)比(機(jī)械設(shè)計(jì)P154) -齒輪的傳動(dòng)比-工作機(jī)的轉(zhuǎn)速 兩級(jí)圓柱齒輪減速器推薦傳動(dòng)比 機(jī)械設(shè)計(jì)P154推薦V帶傳動(dòng)比 = r/min 4.確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 一般同步轉(zhuǎn)速取1000r/min或1500 r/min的電動(dòng)機(jī)。 方案電動(dòng)機(jī) 型號(hào)額定功率(KW)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速(r/min)同步滿載1Y132S-45.51500 14402Y132M2-65.51000960 5.電動(dòng)機(jī)的外形示意圖 (三) 總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配1.傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 2.各級(jí)傳動(dòng)比的分配 (1)V帶傳動(dòng)的理論傳動(dòng)
6、比初取2.5 (2)兩級(jí)齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比 (3)齒輪傳動(dòng)中,高低速級(jí)理論傳動(dòng)比的分配取,可使兩極大齒輪直徑相近,浸油深度接近,有利于浸油潤(rùn)滑。同時(shí)還可以使傳動(dòng)裝置外廓尺寸緊湊,減小減速器的輪廓尺寸。但過(guò)大,有可能會(huì)使高速極大齒輪與低速級(jí)軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動(dòng)比,一般可在中取,要求d2 l - d2h2030 mm。 , 因?yàn)榉桨?計(jì)算得出的,不符合圓柱齒輪的傳動(dòng)比的范圍,所以不選。 (四)各軸轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩與輸入功率 1.各軸理論轉(zhuǎn)速 設(shè)定:電動(dòng)機(jī)軸為0軸,高速軸為1軸, 中間軸為2軸,低速軸為3軸, 按電動(dòng)機(jī)所需功率計(jì)算各軸輸入功率,即各軸轉(zhuǎn)矩匯總:項(xiàng)目電動(dòng)機(jī)軸0高速軸軸1中速軸2
7、低速軸3轉(zhuǎn)速(r/min)1440576140.844.70功率(kw)5.55.285.074.87轉(zhuǎn)矩(N*m)36.4787.53343.81040.35二傳動(dòng)v帶設(shè)計(jì)1.V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)電動(dòng)機(jī)功率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 r/minV帶理論傳動(dòng)比2.52. 設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)確定計(jì)算功率Pc根據(jù)雙班制工作,即每天工作10小時(shí),工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)。 查得工作系數(shù)KA=1.2 (2)選取普通V帶帶型 根據(jù),確定選用 普通V帶B型。 (由機(jī)械設(shè)計(jì)P157圖8-9) (3)確定帶輪基準(zhǔn)直徑,并驗(yàn)證帶速v , a.初選小帶輪基準(zhǔn)直徑=140mm(機(jī)械設(shè)計(jì)P157和P155表8-7和表8-9) b.驗(yàn)算帶速
8、5m/s V 20m/s m/s 5m/sV25m/s帶的速度合適。 c. 計(jì)算 mm 圓整 =355 mm (4)確定普V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心距根據(jù)346.5mm 990mm初步確定中心距 mm ,由課本P157公式(8-22)有: = 取 = 1950mm計(jì)算實(shí)際中心距a 由課本P158公式(8-23)有:考慮到安裝調(diào)整和補(bǔ)償初拉力需要,中心距調(diào)整余量為【課本P158公式8-24】則中心距的取值范圍為mm, (5)驗(yàn)算主輪上的包角= 主動(dòng)輪上的包角合適 (6)計(jì)算V帶的根數(shù)Z 基本額定功率 得=1.07kw 額定功率的增量 =0.46kw包角修正系數(shù) 得=0.95長(zhǎng)度系數(shù) 得=0.97=
9、 =2.19 取Z=3根 (7)計(jì)算預(yù)緊力 由表83得B帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.17kg/m =181.11N 應(yīng)使帶的實(shí)際出拉力 (8)計(jì)算作用在軸上的壓軸力=1074.72N 三、齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 4.2.1 高速級(jí)傳動(dòng)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1)選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,由有機(jī)設(shè)書(shū)表10-6知,選用7級(jí)精度(GB10095-88)3)材料選擇:有機(jī)設(shè)書(shū)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼(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。4)選小齒輪齒數(shù)為,大齒輪齒數(shù)
10、取5) 初選螺旋角6) 壓力角取 2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10-24)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) 2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 5)計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d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10-15計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù) 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,由公式10-14得: 取與中較小者作為該齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度,即6)由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)7)由公式10-21計(jì)算
11、接觸疲勞強(qiáng)度重合度同理8) 由公式10-23有螺旋角系數(shù) 1)試算小齒輪分度圓直徑,代入數(shù)值: =(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)求v,b計(jì)算圓周速度v 計(jì)算齒寬b B= 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)由M/S,7級(jí)精度齒輪,查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8(P194)查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.05 ,查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-3(P195)查得=1.4查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-4(P197)查得=1.419(插值法)則載荷系數(shù):KH= KA KV=2.1803)由公式(10-12)有安實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑:計(jì)算模數(shù),=3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)由機(jī)械設(shè)計(jì)式(10-20)有:1)求各參數(shù)選載荷系數(shù) 計(jì)
12、算彎曲疲勞的重合度系數(shù) 由公式(10-19),有:計(jì)算計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 查機(jī)械設(shè)計(jì)圖(10-17)得 查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18得查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-24C查得,查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18(P206), , 查機(jī)械設(shè)計(jì)(P206),取彎曲疲勞安全系數(shù),由公式(10-14)有:計(jì)算大小齒輪的并加以比較,= 0.0136,= 0.0164,因?yàn)榇簖X輪的較大,所以取= 0.01642)所以有:=1.512mm(2)調(diào)整齒輪模數(shù)1)求實(shí)際的載荷系數(shù)個(gè)必要參數(shù)圓周速度v 齒輪寬:b=求齒高h(yuǎn)及b/hb/h = 11.182)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù),7級(jí)精度,由圖10-8(機(jī)設(shè)書(shū))查得動(dòng)載系數(shù)由查表10-3得 由表10-4
13、插值查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置式 查圖10-13得,故載荷系數(shù):3)由公式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),取mn=2.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=53.896mm來(lái)計(jì)算小齒輪的齒數(shù),于是由小齒輪齒數(shù): ,取Z1=27, 大齒輪齒數(shù): Z2=uZ1=83.67,取Z2=84 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。 4、 幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距 將中心距
14、圓整為120mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos()mn/2a=12.496O,由于變化不大,故參數(shù)不必修正。 (3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計(jì)算齒輪寬度 取b2=60mm , b1=65mm 5.調(diào)整中心距后的強(qiáng)度校核(1)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式(10-22)中各個(gè)參數(shù)變?yōu)椋?滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度(2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式(10-22)中各個(gè)參數(shù)變?yōu)椋糊X根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求,且小齒輪抵抗彎曲疲勞強(qiáng)度的能力大于大齒輪。6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論Z1=27,Z2=84,模數(shù)m=2mm, 4.2.2低速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì) 1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1)選用斜齒圓柱齒輪傳
15、動(dòng)2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,由有機(jī)設(shè)書(shū)表10-6知,選用7級(jí)精度(GB10095-88)3)材料選擇:有機(jī)設(shè)書(shū)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼(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。4)選小齒輪齒數(shù)為,大齒輪齒數(shù)取7) 初選螺旋角8) 壓力角取 2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10-24)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) 2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 5)計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d按齒面硬度查得:
16、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10-15計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 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,由公式10-14得: 取與中較小者作為該齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度,即6)由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)7)由公式10-21計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度重合度同理9) 由公式10-23有螺旋角系數(shù) 1)試算小齒輪分度圓直徑,代入數(shù)值: =(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)求v,b計(jì)算圓周速度v 計(jì)算齒寬b B= 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)由M/S,7級(jí)精度齒輪,查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-8(P194)查得動(dòng)載系數(shù)KV=1.02 ,查機(jī)械
17、設(shè)計(jì)表10-3(P195)查得=1.2查機(jī)械設(shè)計(jì)表10-4(P197)查得=1.424(插值法)則載荷系數(shù):KH= KA KV=2.0333)由公式(10-12)有安實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑:計(jì)算模數(shù),=3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)由機(jī)械設(shè)計(jì)式(10-20)有:1)求各參數(shù)選載荷系數(shù) 計(jì)算彎曲疲勞的重合度系數(shù) 由公式(10-19),有:計(jì)算計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 查機(jī)械設(shè)計(jì)圖(10-17)得 查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18得查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-24C查得,查機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18(P206), , 查機(jī)械設(shè)計(jì)(P206),取彎曲疲勞安全系數(shù),由公式(10-14)有:計(jì)算大小齒輪的并加以比較,= 0.0136,=
18、 0.0164,因?yàn)榇簖X輪的較大,所以取= 0.01642)所以有:=2.338mm(2)調(diào)整齒輪模數(shù)1)求實(shí)際的載荷系數(shù)個(gè)必要參數(shù)圓周速度v 齒輪寬:b=求齒高h(yuǎn)及b/hb/h = 17.2962)計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù),7級(jí)精度,由圖10-8(機(jī)設(shè)書(shū))查得動(dòng)載系數(shù)由查表10-3得 由表10-4插值查得7級(jí)精度,小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置式 查圖10-13得,故載荷系數(shù):3)由公式(10-13),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對(duì)比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),取mn=3.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需按接觸疲勞強(qiáng)度算
19、得的分度圓直徑d1=83.795mm來(lái)計(jì)算小齒輪的齒數(shù),于是由小齒輪齒數(shù): ,取Z1=28, 大齒輪齒數(shù): Z4=uZ3=86.73,取Z4=87 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng),既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。 4、 幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算中心距 將中心距圓整為177mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos()mn/2a=12.496O,由于變化不大,故參數(shù)不必修正。 (3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計(jì)算齒輪寬度 取b2=80mm , b1=85mm 5.調(diào)整中心距后的強(qiáng)度校核(1)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式(10-22)中各個(gè)參數(shù)變?yōu)椋?滿
20、足齒面接觸疲勞強(qiáng)度(2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式(10-22)中各個(gè)參數(shù)變?yōu)椋糊X根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求,且小齒輪抵抗彎曲疲勞強(qiáng)度的能力大于大齒輪。6.主要設(shè)計(jì)結(jié)論Z1=28,Z2=87,模數(shù)m=3mm, 第四部分 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)一 軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì): 1.已知軸1的功率 , 轉(zhuǎn)速 , 轉(zhuǎn)矩 , , 2求作用在齒輪上的力 因已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 3.選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大,其重量無(wú)特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理.4.初步計(jì)算軸的最小直徑 用初步估算的方法,即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d,計(jì)算公式: ,選用4
21、0Cr調(diào)質(zhì)鋼,查機(jī)設(shè)書(shū)表15-3,由表取A=103126,于是得 考慮到鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響,取d=24mm 圖3 高速軸結(jié)構(gòu)圖高速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑(圖4)。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ,查參考文獻(xiàn)2表14-1,考慮到轉(zhuǎn)距變化很小,故取,則按照計(jì)算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件,查參考文獻(xiàn)標(biāo)準(zhǔn)GB/T4323-2002(課程設(shè)計(jì)P195),選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)距為125000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑,故取,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=62mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方
22、案,如圖4。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,-軸段右端需制出一軸肩,故取-段的直徑,左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=31mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度,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-段長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取。2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30207(課程設(shè)計(jì)P181),其尺寸為的,故。3)由于齒根圓到鍵槽底部的距離(為端面模數(shù)),所以把齒輪做在軸上,形成齒輪軸。參照工作
23、要求并根據(jù),左端滾動(dòng)軸承與軸之間采用套筒定位,故選。右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位由手冊(cè)上查到30208型軸承的定位軸肩高h(yuǎn)=4,因此,取。軸肩高度h=,查表15-2,得R=2mm軸環(huán)寬度b 4)軸承端蓋的總寬度為20mm,(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。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,故取。5)已知高速級(jí)齒輪輪轂長(zhǎng)b1=65mm,做成齒輪軸, 則。6)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動(dòng)軸承寬度
24、T=17.25mm,齒輪輪轂長(zhǎng)L=70mm,套筒長(zhǎng)。 則 至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。6.軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸連接,按由參數(shù)表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為30mm;同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。按由參數(shù)表6-1查得平鍵截面,長(zhǎng)為56mm滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5、 確定軸向圓角和倒角尺寸 參照機(jī)設(shè)書(shū)P360表15-2,取軸端倒角,各軸肩出圓角半徑見(jiàn)軸的零件圖,選軸的直徑尺寸公差m6。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖(圖3)做出軸的計(jì)算
25、簡(jiǎn)圖(圖4),在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從課程設(shè)計(jì)P180中查取a值。對(duì)于30206型圓錐滾子軸承,查得a=13.8mm。因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖(圖4) 水平面支反力(見(jiàn)圖(b)): 、 載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩 5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面(即危險(xiǎn)截面c)的強(qiáng)度,根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由機(jī)械設(shè)計(jì)表15-1得。因此,故安全。一 軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì): 1
26、.已知軸1的功率 , 轉(zhuǎn)速 , 轉(zhuǎn)矩 , , 2求作用在齒輪上的力 因已知中速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為 3.選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大,其重量無(wú)特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調(diào)質(zhì)處理.4.初步計(jì)算軸的最小直徑 用初步估算的方法,即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d,計(jì)算公式: ,選用40Cr調(diào)質(zhì)鋼,查機(jī)設(shè)書(shū)表15-3,由表取A=103126,于是得 考慮到鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響,取d=38mm 圖3 中速軸結(jié)構(gòu)圖5軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30
27、208(課程設(shè)計(jì)P181),其尺寸為的,故故。 2)取安裝小齒輪處的軸段-的直徑,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為86mm,為了使套筒可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度h0.07d,故取h=3.5mm,則軸直徑。3) 取安裝大齒輪處的軸段-的直徑,齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm,為了使套筒可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取,齒輪左端采用軸肩定位,取h=3mm,與小齒輪右端定位高度一樣。4)根據(jù)所選軸承知,考慮到軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離為,可得,考慮軸承內(nèi)端至箱體內(nèi)壁距離,可取得: 至此
28、,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。(3)軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為70mm;同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪與軸配合為。同理,由表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為45mm;同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪與軸配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻(xiàn)2表15-2,取軸端倒角為,各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖5。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖(圖5)做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(圖6),在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)
29、,應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30208型圓錐滾子軸承,由參考文獻(xiàn)1中查得a=16.9mm。因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖(圖6)。 圖6 中速軸彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險(xiǎn)截面?,F(xiàn)將計(jì)算出的截面B和C處的的值列于下表(參看圖6)。 表6載荷水平面H垂直面V支反力FN,彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面(即危險(xiǎn)截面c)的強(qiáng)度,根據(jù)參考文獻(xiàn)2式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處
30、理,由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此,故安全一 軸的設(shè)計(jì)及其軸承裝置、鍵且聯(lián)奏器的選擇:已知參數(shù):,1求作用在齒輪上的力受力分析和力的對(duì)稱性可知 ,圓周力,徑向力的方向如圖7所示 圖7 低速軸結(jié)構(gòu)圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻(xiàn)2式(15-2)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。查機(jī)設(shè)書(shū)表15-3,由表取A=103126,于是得: 考慮到鍵槽對(duì)軸強(qiáng)度的影響,取d=55mm 可見(jiàn)低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑(圖4)。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距 ,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)距變化很小,故取,則按照計(jì)算轉(zhuǎn)距應(yīng)小于聯(lián)軸器公
31、稱轉(zhuǎn)距條件,查P194標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-1986,選用TL10型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)距為2000000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑,故取,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案,如圖7。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,VII-VIII軸段右端需制出一軸肩,故取VI-VII段的直徑,右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=71mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度,為了保證軸端擋圈只取壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故VII-VIII段長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承
32、主要受徑向力的作用,故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6214(P189課程設(shè)計(jì)),其尺寸為的,故;右端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位,故取3)取安裝齒輪處的軸段是直徑,齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為90mm,為了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。齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度h0.07d,故取h=7mm, 則軸環(huán)處的直徑,軸環(huán)寬度b1.4h,取。4)軸承端蓋的總寬度為20mm,(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。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
33、端面間的距離,故取。5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動(dòng)軸承寬度B=25mm,高速級(jí)小齒輪輪轂長(zhǎng)L=60mm,右端套筒長(zhǎng)。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。(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。按由參數(shù)文獻(xiàn)2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)為70mm;同時(shí)為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣,半聯(lián)軸器與軸連接,選用平鍵截面,半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的,
34、此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4)確定軸上圓角和倒角尺寸表15-2,取軸端倒角為,各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖7。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖(圖7)做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(圖8),在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查取B值。對(duì)于30215型深溝球軸承,由參考文獻(xiàn)1中查得a=27.25mm。因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖(圖8)。 圖8 低速軸的彎距圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險(xiǎn)截面?,F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的的值列于下表(參看圖8)。 表7載荷水平面H垂直面V支反力FN,N,彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí),通常
35、只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面(即危險(xiǎn)截面c)的強(qiáng)度,根據(jù)參考文獻(xiàn)2式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由參考文獻(xiàn)2表15-1得。因此,故安全。第五部分.軸承壽命的驗(yàn)算 減速器軸承選?。ㄝS那章已選)高速軸選用 30206(圓錐滾子軸承)中間軸選用 30208(圓錐滾子軸承)低速軸選用 6214(深溝球軸承)減速器各軸所用軸承代號(hào)及尺寸型號(hào)外形尺寸(mm)安裝尺寸(mm)額定動(dòng)荷KN額定動(dòng)荷內(nèi)徑d外徑D寬度BD1minD2maxramax高速軸302073572176567154.263.5中間軸302
36、08408018736716374低速軸6214701252479116146.837.5 (一)高速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù),。查參考文獻(xiàn)1P181可知圓錐滾子軸承30206的基本額定動(dòng)載荷C=54200N。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知, 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力對(duì)于圓錐滾子軸承,按機(jī)械設(shè)計(jì)中表13-7,軸承派生軸向力,其中Y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的Y值。查參考課程設(shè)計(jì)可知Y=1.6,因此可算得 按參考文獻(xiàn)2中式(13-11)得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻(xiàn)1可知e=0.37,比較按參考文獻(xiàn)2中表13-5,得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)2中式(13-8
37、a),當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊,查參考文獻(xiàn)2表13-6,取,則4.校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)2式(13-4)知滾子軸承。因?yàn)椋园摧S承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。(二)中速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù),查參考文獻(xiàn)1可知圓錐滾子軸承30208的基本額定動(dòng)載荷C=63000N。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知, 2.求兩軸承的計(jì)算軸向力對(duì)于圓錐滾子軸承,按參考文獻(xiàn)2中表13-7,軸承派生軸向力,其中Y是對(duì)應(yīng)參考文獻(xiàn)2表13-5中的Y值。查參考文獻(xiàn)1可知Y=1.6,因此可算得 按參考文獻(xiàn)2中式(13-11)得 3.求軸承當(dāng)量載荷查參考文獻(xiàn)1可知e=0.37,比較按參考文獻(xiàn)
38、2中表13-5,得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。按參考文獻(xiàn)2中式(13-8a),當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊,查參考文獻(xiàn)2表13-6,取,則4.校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)2式(13-4)知滾子軸承。因?yàn)?,所以按軸承2的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。(三)低速軸上軸承的壽命校核已知參數(shù),。查參考文獻(xiàn)1可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動(dòng)載荷C=46800N。1.求兩軸承受到的徑向載荷和由圖4及表5可知, 2. 求軸承當(dāng)量載荷由于軸承只承受純徑向動(dòng)載荷的作用,按參考文獻(xiàn)2式(13-9a)得,當(dāng)量動(dòng)載荷。由于軸承有輕微沖擊,查參考文獻(xiàn)2表13-6,取,則 4.校核軸承壽命由參考文獻(xiàn)2式(
39、13-4)知滾子軸承。因?yàn)?,所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。(四)軸承的密封方式內(nèi)密封:由于軸承用油潤(rùn)滑,為了防止齒輪捏合時(shí)擠出的熱油大量沖向軸承內(nèi)部,增加軸承的阻力,需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油盤。外密封:在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段,為防止灰塵水份從外伸段與端蓋間隙進(jìn)入箱體,所有選用唇型密封圈。同時(shí)各軸承的端部均采用端蓋密封 第六部分-鍵的校核(一)高速軸上鍵的校核高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接,傳遞的轉(zhuǎn)矩為,軸徑為,寬度b=8mm,高度h=7mm,鍵長(zhǎng)L=30mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼,有輕微沖擊,由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=10015
40、0Mpa,取其平均值,=125Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=25mm-8mm=17mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm.由參考文獻(xiàn)2式(6-1)可得 Mpa故擠壓強(qiáng)度足夠。(二)中速軸上鍵的校核 1)中速軸上小齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接,傳遞的轉(zhuǎn)矩為,軸徑為,寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長(zhǎng)L=72mm。齒輪,軸和鍵的材料皆為45鋼,有輕微沖擊,由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100150Mpa,取其平均值,=125Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=72mm-12mm=60mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參
41、考文獻(xiàn)2式(6-1)可得故擠壓強(qiáng)度足夠。 2)中速軸上大齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接,傳遞的轉(zhuǎn)矩為,軸徑為,寬度b=14mm,高度h=9mm,鍵長(zhǎng)L=46mm。齒輪,軸和鍵的材料皆為45鋼,有輕微沖擊,由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100150Mpa,取其平均值,=125Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=46mm-14 mm=32mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm.由參考文獻(xiàn)2式(6-1)可得 故擠壓強(qiáng)度足夠。(三)低速軸上鍵的校核 1)低速軸上外伸端處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接,傳遞的轉(zhuǎn)矩為,軸徑為,寬度b=20mm,高度h=12mm,鍵長(zhǎng)
42、L=70mm。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼,有輕微沖擊,由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100150Mpa,取其平均值,=125Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=75mm-20mm=55mm,鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.512mm=6mm.由參考文獻(xiàn)2式(6-1)可得 Mpa故擠壓強(qiáng)度足夠。 2) 低速軸上齒輪處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接,傳遞的轉(zhuǎn)矩為,軸徑為,寬度b=18mm,高度h=11mm,鍵長(zhǎng)L=80mm。齒輪,軸和鍵的材料皆為45鋼,有輕微沖擊,由參考文獻(xiàn)2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100150Mpa,取其平均值,=125Mpa。鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=80mm-22 mm=58mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm.由參考文獻(xiàn)2式(6-1)可得 第六部分-箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7.1 箱體結(jié)構(gòu)
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