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1、重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計1論文題目論文題目同軸二級圓柱齒輪減速器的設計(硬齒面)同軸二級圓柱齒輪減速器的設計(硬齒面) 作作 者:者: 李彪李彪 吳小勇吳小勇 學學 院:院: 機電與汽車工程學院機電與汽車工程學院 專專 業(yè):業(yè): 工程機械二班工程機械二班 學學 號:號: 0912040309120403 0912023109120231 指導教師:指導教師: 尹力尹力 論文成績:論文成績: 日日 期:期: 20122012 年年 5 5 月月 2 2 日日 重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計2設計任務書設計任務書設計題目:設計題目:二級同軸圓柱斜齒輪減速器二級同軸圓柱

2、斜齒輪減速器設計要求:設計要求:1.運輸帶工作壓力 F=6KN; 2.運輸帶工作速度 v=1.3m/s;(允許運輸帶速度誤差為5%) 3.滾筒的直徑 D=400mm; 4.滾筒效率 j=0.96(包括滾筒與軸承的效率損失); 5.工作情況 兩班制,連續(xù)單向運作,載荷焦平穩(wěn); 6使用折舊期 8y; 7.工作環(huán)境 室內(nèi),灰塵較大,環(huán)境最高溫度 35; 8.動力來源 電力,三相交流點,電壓 380/220V; 9.檢修間隔 四年一大修,兩年一次中修,半年一次小修; 10.制造條件及生產(chǎn)批量 一般機械廠制造,小批量生產(chǎn)11.齒面為硬式齒面設計進度要求:設計進度要求:第一周:熟悉題目,收集資料,理解題目

3、,借取一些工具書。第二周:完成減速器的設計及整理計算的數(shù)據(jù),為下步圖形的繪制做準備。第三周:完成了減速器的設計及整理計算的數(shù)據(jù)。第四周:按照上一階段所計算的數(shù)據(jù),完成零部件的 CAD 的繪制。第五周:根據(jù)設計和圖形繪制過程中的心得體會撰寫論文,完成了論文的撰寫。第六周:修改、打印論文,完成。重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計3摘摘 要要齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種傳動形式。它的主要優(yōu)點是: 瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠,可傳遞空間任意兩軸之間的運動和動力; 適用的功率和速度范圍廣; 傳動效率高,=0.92-0.98; 工作可靠、使用壽命長; 外輪廓尺寸小、結構緊湊。由齒

4、輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器,用于原動機和工作機或執(zhí)行機構之間,起匹配轉速和傳遞轉矩的作用。齒輪減速器的特點是效率高、壽命長、維護簡便,因而應用極為廣泛。齒輪減速器按減速齒輪的級數(shù)可分為單級、二級、三級和多級減速器幾種;按軸在空間的相互配置方式可分為立式和臥式減速器兩種;按運動簡圖的特點可分為展開式、同軸式和分流式減速器等。單級圓柱齒輪減速器的最大傳動比一般為 810,作此限制主要為避免外廓尺寸過大。若要求 i10 時,就應采用二級圓柱齒輪減速器。二級圓柱齒輪減速器應用于 i:850 及高、低速級的中心距總和為 250400mmm 的情況下。 本設計講述了帶式運輸機的傳動裝置二級圓柱齒輪

5、減速器的設計過程。首先進行了傳動方案的評述,選擇齒輪減速器作為傳動裝置,然后進行減速器的設計計算(包括選擇電動機、設計齒輪傳動、軸的結構設計、選擇并驗算滾動軸承、選擇并驗算聯(lián)軸器、校核平鍵聯(lián)接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式九部分內(nèi)容) 。運用 AutoCAD 軟件進行齒輪減速器的二維平面設計,完成齒輪減速器的二維平面零件圖和裝配圖的繪制。關鍵詞:齒輪嚙合 軸傳動 傳動比 傳動效率重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計4目目 錄錄摘要.31.1 傳動簡圖 .51.2 選擇電動機.61.4 確定傳動裝置的總傳動比及其分配.71.5 計算傳動裝置的運動及動力參數(shù) .82 設計計算傳動零件 .92

6、.1 高速齒輪組的設計與強度校核.92.3 低速齒輪組的設計與強度校核.133 設計計算軸 .173.1 低速軸的設計與計算.173.3 高速軸的設計與計算.254.0 箱體的設計 .3041 齒輪的潤滑 .3242 滾動軸承的潤滑 .3243 潤滑油的選擇.3244 密封方法的選取.33結 論 .33致 謝 .34參考文獻 .35重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計51.11.1 傳動簡圖傳動簡圖 繪制傳動簡圖如下: 從帶的拉力、帶的速度、卷筒直徑、齒輪的工作壽命等多方面因素考慮,選擇并確定傳動簡圖。1-1 傳動簡圖重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計6一、電機的選擇:一、電機的

7、選擇:(1) 、選擇電動機類型:、選擇電動機類型: 按已知條工作要求和條件,選用 Y 型全封閉籠型三相異步電動機。(2) 、選擇電動機功率:、選擇電動機功率: 工作機所需的電機輸出功率為: wdPP 1000vdFP所以:1000vdwFP 由電動機至工作機之間的總效率為:224w 式中分別為聯(lián)軸器、齒輪、軸承、滾筒的機械效率取、1234= .= .0.96 、099、則總效率為:2322321230.96 x0.99 x0.98 x0.96=0.83 所以:d6000 x1.3=9.410001000 x0.83vFPKW (3)、確定電動機的轉速:、確定電動機的轉速:卷筒軸的轉速為:w60

8、 x100060 x1000 x1.3=62.1r / minxvnD 由于二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840,所以電動機的可選范圍為:d(8 40)x73.7(496.8 2484)r/minwni n符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min由查表知(三相異步電動機JB3074-82摘錄) 。額定功率電動機轉速(r/min)堵轉轉矩方案電動機型號kw同步轉速滿載轉速額定轉矩重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計71Y1808L117507302.02Y1606L1110009702.031604YM 11150014602.2綜合考慮電動機和傳動裝

9、置的尺寸、重量,比較三個方案可知:方案1電動機轉速低,外廓尺寸及重量較大,價格較高,雖然傳動比不大,但因電動機轉速低,導致傳動裝置尺寸較大。方案3電動機轉速較高,但總傳動比大傳動裝置尺寸大。方案2比較合適。因此選定電動機型號為Y,所選電機的額定功率為=11KW,滿載轉速為=970r/min總傳動1606LedPnm比適中,傳動裝置結構緊湊。所選電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表所示:中心高(H)安裝尺寸軸伸尺寸平鍵尺寸外形尺寸ABDxEFxGDLHDAC/2AD地腳螺絲16025425442x11012x8645385162.525515(4)、計算總傳動比和分配傳動比、計算總傳動比和分配傳

10、動比由選定電動機的滿載轉速和工作機主動軸的轉速,可得傳動裝置的總傳動比為:nmwn,所以: mwninmn970=15.662.1win同軸式雙級圓柱齒輪傳動比為:12iii 從而推出:124ii傳動裝置的實際傳動比要由選定的齒輪齒數(shù)或齒輪基準直徑準確計算,因而很可能與設定的傳動比之間有誤差,一般允許工作機實際轉速與設定轉速之間的相對誤差為。% (3 5)(5)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù))計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為進行傳動件的設計計算應首先推算出各軸的轉速、功率和轉矩。一般按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)。(1) 、各軸的轉速:、各軸的轉速: I軸轉速: 0=

11、970 / minmInnnri電機 軸轉速:II1n =242.5r/minIni軸轉速:2nn60.6r/min i重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計8 卷筒軸: n卷= n=60.6r/min(2)、各軸的輸入功率)、各軸的輸入功率 I軸: 019.4x0.999.3IdPPKW II軸:129.3x0.98x0.98=8.9IIIPPKW III軸:238.9x0.98x0.968.37IIII IPPKW 卷筒軸:23=8.37x0.98x0.967.87IIIPPKW卷筒(3)、各軸的輸入轉矩、各軸的輸入轉矩 電機軸:9.49550955092.5970ddmPTN mn

12、I軸:9.39550955091.56970IIIPTN mn II軸:8.995509550 x=346m245.6IIIIIIPTNn III軸: 8.3795509550131960.6IIIIIIIIIPTN mn 卷筒軸:7.87=9550=9550=1240n62.2PTN m卷筒卷筒卷筒運動和動力參數(shù)的計算結果如下:參數(shù)電動機軸I軸II軸III軸卷筒軸轉速(r/min)970970242.560.660.6輸入功率(KW)9.49.38.98.377.87輸入轉矩(Nm)92.591.5634613191240重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計9二、傳動零件的設計計算二、

13、傳動零件的設計計算 斜齒傳動齒輪計算斜齒傳動齒輪計算 (1) 、選擇齒輪材料及精度等級、選擇齒輪材料及精度等級大、小齒輪選用 40Cr 鋼調(diào)質(zhì),硬度為 4855HRC;選 7 級精度.據(jù)安裝設計要求,選擇左旋斜齒傳動,初選螺旋角 =。14。(2) 、按齒面接觸疲勞強度設計、按齒面接觸疲勞強度設計 1) 、載荷系數(shù)、載荷系數(shù) K 查載荷系數(shù)表知:取 K=1.4 2) 、小齒輪轉矩、小齒輪轉矩TI I 小齒輪 22=9550346PTN mnI I 小齒輪3) 、齒數(shù)、齒數(shù)和齒寬系數(shù)和齒寬系數(shù)1Zd考慮到此設計為同軸式減速器,故選小齒輪的齒數(shù)仍為=25;則大齒輪齒數(shù)為1Z;2=100Z由【齒寬系數(shù)

14、表】查得齒寬度系數(shù)為=0.9d查表【彈性系數(shù)】知:=189.8EZEZaMP4)、許用接觸應力、許用接觸應力 H【】查【試驗齒輪的接觸疲勞極限】圖知:,lim3=800MPalim4800HMPa 查【安全系數(shù)】表知:。HSF和S=1.2HS 應力循環(huán)次數(shù)為:833h60n jL60 x60.6x1(2x8x300 x8)1.396 10N 87341.396x10=3.49x104NNi齒2 查【接觸疲勞壽命系數(shù)】圖知:;。NTZ30.93NTZ40.96NTZ 5) 、計算齒面接觸疲勞許用應力、計算齒面接觸疲勞許用應力【】H 3lim330.93x1100=852.5MPa1.2NTHHZ

15、S重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計10 3lim430.96x1100=880MPa1.2NTHHZS 6)、計算小齒輪分度圓直徑、計算小齒輪分度圓直徑1td 222333d() 3.521.4x346x53.52x189.8x() =71.20.9x4880EtKTZd () 3371.22.825tdmmmz 7)、計算齒輪的圓周速度、計算齒輪的圓周速度 v 333.14x71.2x60.6=0.23/60 x100060 x1000td nvm s 8)、計算齒寬、計算齒寬 B 及模數(shù)及模數(shù) ntm d3td0.9x71.264.08Bmm 33cos71.2xcos142.7

16、6mm25tntdmz。 h=2.25m=2.25x2.32=6.22mm 64.0810.36.22Bh 9) 、計算縱向重合度:、計算縱向重合度:d0.318z tan0.318x0.9x25xtan14=1.78 。10) 、計算載荷系數(shù):、計算載荷系數(shù):已知使用系數(shù),V=0.23m/s,7 級精度,查【動載系數(shù)】圖知:kv=0.85;1AK 2232-31234331() ()101.120.31x1+0 x1x0.9 +0.19x10 x64.081.38HbbKCCCCbdd由表【齒間載荷分配系數(shù)】表知:HFKK所以載荷系數(shù)為:xxx1.2=1.41AVFFKK K K 11) 、

17、按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑:、按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑:33331.4171.2x71.21.4ttKddmmK12)、計算當量齒數(shù)、計算當量齒數(shù):VZ;133325=27.3614VZZCOSCOS。重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計114332100=11014VZZCOSCOS。查表【齒輪齒形系數(shù)】知:aYFa3Fa4Y=2.55Y=2.14F;查表【齒輪應力修正系數(shù)】知: aSYa3a4=1.6; =1.81SSYY查圖【齒輪彎曲疲勞極限】得齒輪疲勞極限:34=650MPa; =650MPa;FEFE查圖【彎曲疲勞壽命系數(shù)】得齒輪壽命系數(shù)為:;340.88;0.94F

18、NFNKK根據(jù)縱向重合度=1.9,由圖查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.8813)、計算彎曲疲勞許用應力、計算彎曲疲勞許用應力F 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.35 3330.9 500423.71.35FNFEFKMPaMPaS4440.94 650452.61.35FNFEFKMPaMPaS14)、計算大小齒輪的、計算大小齒輪的并加以比較:并加以比較:FaSaFY Y3332.55x1.6=0.00963423.7FaSaFYY4442.14x1.81=0.0086452.6FaSaFYY所以:小齒輪的值大15) 、齒根彎曲強度計算、齒根彎曲強度計算224423431.4x346xcos 143m1.

19、171.17x0.009632.32mm0.9x625FaSaIIndFKT COSYYz結論:對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強mn度計算的法面模數(shù),取=2.5mm,即可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,須按mn接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d3=71.2 應有的齒數(shù)。于是由,31d xcos71.2x0.97=27.62.5nZm取,。3=28Z43=Z xi=28x4=112Z齒3 16) 、幾何尺寸計算、幾何尺寸計算重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計12 (a)計算中心距計算中心距:34()(28 112)x2.5180.4mm2cos2

20、cos14nzz ma 將中心距進行圓整為:180mm (b) 確定螺旋角確定螺旋角:34()2.5x(28 112)=arccosarccos14.0722x180nm ZZa。 此值與初選相差不大,故不必重新計算,小齒輪旋向左旋,大齒輪旋向右(c)計算小、大齒輪的分度圓直徑計算小、大齒輪的分度圓直徑 d3= mn Z3/cos=72.1mm d4= mn Z4/cos=288.6mm (d)(d)計算齒輪的寬度計算齒輪的寬度B B d3bd0.9 72.164.89mm 所以:取B3=65,B4=60 綜合上述,齒輪的參數(shù)如下: 名稱符號公式小齒輪大齒輪齒數(shù)Z28112法面模數(shù)nm2.5螺

21、旋角14.07分度圓直徑dd=mz=(/cos )nmz72.1mm288.6mm齒頂圓直徑ad2aaddh77.1mm293.6mm齒頂高haanhm2.52.5齒根高fh1.25fnhm3.1253.125重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計13全齒高dada=2.25nm5.6255.625齒根圓直徑fd2ffddh67.1mm282.3mm標準中心距a12()2cosm zza180mm三、軸三、軸的設計與計算的設計與計算3.13.1 低速軸的設計與計算低速軸的設計與計算3.1.1 軸的基本設計(1)列出軸上的功率、轉速和轉矩8.37IIIPkw60.6 / minIIInr13

22、19IIITN m(2)求作用在齒輪上的力因已知的低速級大齒輪的分度圓直徑為=288.6mm 4d.0714而圓周力3422 13199140.6288.6tTXFNd軸向力tan2289.2atFFN(3)初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理。由文獻5表 15-3,取=112,則0Amm33min0357.9PdAn由于鍵槽的影響:minmin1.0561ddmm重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計14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dd器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處,如圖上圖所示。

23、為了使所選軸直徑11d與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。11d查表知,考慮到轉矩變化較小,所以取=1.5,則:AK聯(lián)軸器的計算轉矩為 31.5 13191978.5caATK TN m按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查機械設計手冊,選用 GICL4 型鼓型caT齒式聯(lián)軸器,其公稱轉矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取2000N mmmd70,半聯(lián)軸器長度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mmd70mmL142mmL107輸入軸.軸的結構設計(1).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,1 段右端需制出一軸肩,故取-段的直徑;左端用軸端擋圈定位。

24、半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度,為了保mmd76mmL107證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故-段的長度應比略短一些,現(xiàn)L取mml1052).因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。按照工作要求并根據(jù),查機械設計手冊表 6-1 選取軸承 30216,其尺寸為mmd76,故;而。8014026dDBmmmmmmmmdd80mml443).取安裝齒輪處的軸端-的直徑;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定mmd90重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計15位。已知齒輪輪轂的跨度為 60mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸端應略短于輪轂寬度,故取。齒輪的右端采用軸肩定

25、位,軸肩高度,故取,mml58dh07. 0mmh6則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度,取。mmd97hb4 . 1mml15 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端mm30蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故。mml20mml50 5).取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位mma12置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 ,取,已知滾動軸承寬度,大齒輪輪轂長smms326Tmm度,則mmL60(6058)(26 1232)43lTsammmm 至此,已初步確定了軸的各段和長度。 (2).軸上零件的周向定位 齒輪

26、、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設計手冊表 4-1 查d得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為,同時為了保證齒輪mmmmhb1422mm50與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配額為;同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接,67nH選用平鍵為,半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定mmmmmm100122067kH位是由過度配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為。6m 3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表 1-27,取軸端圓角。452.求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸

27、的危險截面?,F(xiàn)將計算處的截面C 處的、及的值列于下表。HMVMM載荷 水平面 H 垂直面 V重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計16支反力FNFNH53.68231NFNH53.68232NFNV56.24831NFNV56.24832彎矩MmmNMH15.3752948 .136595VM總彎矩mmNM66.399379扭矩TmmNT 2030000重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計17.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 C)的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉,扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,取,軸的計算應力 6 . 0MP

28、aWTMca87.20)(22前已選定軸的材料為 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,由機械設計表 11.2 查得MPa601因此,故安全。1ca.精確校核軸的疲勞強度 (1).判斷危險截面截面 A,,B 只受扭矩作用,雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度,但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的,所以截面 A,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重;從受載的情況來看,截面 C 上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近,但截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核。截面 C 上最然應力最大,但應力集中不大(過盈配合及鍵槽

29、引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大,故截面 C也不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知,鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小,因而該軸只需校核截面左右兩側即可。 (2).截面左側 抗彎截面系數(shù) 33351200801 . 01 . 0mmdW 抗扭截面系數(shù) 333102400402 . 02 . 0mmdWT 截面左側的彎矩為M mmNMM78.177411552955左 截面 上的扭矩為T mmNT 2030000 截面上的彎曲應力重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計18 MPaWMb47. 3 截面上的扭轉切應力 MPaWTTT82.19平均應力 ,MPam0

30、MPaTm91. 92應力幅 ,MPaba74. 3MPama91. 9軸的材料為 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,由機械設計表 11.2 得,MPa640BMPa2751。MPa1551 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計附表 1.6 查取。因,經(jīng)差值后可查得025. 0800 . 2dr0625. 18085dD , 90. 130. 1又由機械設計圖 2.7 可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ,80. 0q85. 0q故有效應力集中系數(shù)為 72. 1) 1(1qk 26. 1) 1(1qk由機械設計圖 2.9 的尺寸系數(shù);由圖 2.9 的扭轉尺寸系數(shù)65. 076. 0軸按磨削加工,由機械設

31、計圖 2.12 得表面質(zhì)量系數(shù)為 92. 0軸未經(jīng)表面強化處理,即,則綜合系數(shù)為1q 73. 211kK重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計19 74. 111kK查機械設計手冊得碳鋼的特性系數(shù) ,取2 . 01 . 01 . 0 ,取1 . 005. 005. 0于是,計算安全系數(shù)值,則caS 08.461maKS 74. 81maKS 5 . 192.1422SSSSSSca故可知其安全。 (3).截面右側抗彎截面系數(shù) 3335 .61412851 . 01 . 0mmdW 抗扭截面系數(shù) 333122825852 . 02 . 0mmdWT 截面右側的彎矩為M mmNMM78.177

32、411552955右 截面 上的扭矩為T mmNT 2030000 截面上的彎曲應力 MPaWMb89. 2右 截面上的扭轉切應力 MPaWTTT53.16平均應力重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計20 ,MPam0MPaTm27. 82應力幅 ,MPaba89. 2MPama27. 8過盈配合處的,由附表 1.4 用插值法求出,并取,于是得kkk8 . 0 ,16. 3k53. 2k軸按磨削加工,由機械設計圖 2.12 得表面質(zhì)量系數(shù)為 92. 0故得綜合系數(shù)為 25. 311kK 62. 211kK所以軸在截面右側的安全系數(shù)為 32.361maKS 11. 81maKS 5 . 1

33、92. 722SSSSSSca 故該軸在截面右側的強度也是足夠的。 ( (二二).).高速齒輪軸的設計高速齒輪軸的設計.輸入軸上的功率、轉速和轉矩PnT 由上可知,9.3Pkw970minnr91.56TN m.求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計21 mm11/cos72.1dmz 而圓周力 122346959772.1IItTXFNd軸向力 tan2403.6atFFN.初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理。取=112,則mm 取 d=25mm。0A13min0123.8PdAn輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑

34、。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的12d12d孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩,查機械設計表 10.1,取,則:TKTAca5 . 1AK 137.3caATK TN m按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查機械設計手冊,選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)caT軸器,其公稱轉矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取,半聯(lián)mN 125025dmm1225dmm軸器長度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mmL82mmL60輸入軸.齒輪軸的結構設計(1).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,-段右端需制出一軸肩,故取-段的直徑;左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與

35、軸配合的轂孔長度2330dmm,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mmL60的長度應比略短一些,現(xiàn)取 Lmml5812重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計222).初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力和軸向力的作用,圓錐滾子軸承。按照工作要求并根據(jù),查機械設計手冊表 6-1 選取軸承 30208,其尺寸為2330dmm,故,。mmmmmmBDd188040mmdd407834mmll187834 3).軸肩高度,故取,則軸環(huán)處的直徑。軸dh07. 0mmh4456742ddmm環(huán)寬度,取hb4 . 1mmll126745 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的

36、結構設計而定)。根據(jù)軸mm20承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故。mml30mml5023 5).由小齒輪尺寸可知,齒輪處的軸端-的直徑,5649.4dmm。 至此,已初步確定了軸的各段和長度。mml6556 (2).軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設計設計手冊表 4-1 查得平12d鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為。同時為了保證半聯(lián)軸器與mmmmhb810mm48軸配合有良好的對中性,故選擇半聯(lián)軸器與軸的配額為;滾動軸承與軸的周向定位是由67kH過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為。6m(3).確定軸上

37、圓角和倒角尺寸參考機械設計手冊表 1-27,取軸端圓角。452 .求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。mmmmmmLL1155 .575 .5732從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面?,F(xiàn)將計算處的截面C 處的、及的值列于下表。HMVMM載荷 水平面 H 垂直面 V支反力FNFNH65.14151NFNV26.5151重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計23NFNH65.14152NFNV26.5152彎矩MmmNMH88.81399mmNMV45.29627總彎矩 mmNM05.86

38、624扭矩TmmNT 81400 重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計24.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 C)的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉,扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,取,軸的計算應力 6 . 0MPaWTMca23. 5)(22前已選定軸的材料為 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,由機械設計表 11.2 查得MPa601因此,故安全。1ca(三)中間軸(三)中間軸 IIII 軸的設計軸的設計 軸的基本設計(1)列出軸上的功率、轉速和轉矩8.9IIPkw242.5 / minIInr346IITN m(2)求作用在齒輪上的力因已知的大

39、齒輪的分度圓直徑為=288.6mm d7.014而圓周力223462397.7288.6IItTXFNd軸向力tan600.3atFFN作用在小齒輪上的力為:已知小齒輪的分度圓為:d=72.1 7.014 圓周力為:223469597.772.1IItTXFNd軸向力tan2403atFFN重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計25(3)初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理。取=112,則0Amm23min0237.2PdAn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軸承dd的孔徑相適應,故需同時選取軸承型號。(4).因軸承同時受有徑向力和軸向力的作

40、用,故選用單列圓錐滾子軸承。按照工作要求并根據(jù),查機械設計手冊表 6-1 選取軸承 30208,其尺寸為40IIIdmm,故; 408018dDBmmmmmm40IIIV VIddmm3).取安裝齒輪處的軸端 II-I的直徑;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定45IIIIIIdmm位。已知齒輪輪轂的跨度為 60mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸端應略短于輪轂寬度,故取。齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度,則軸環(huán)處的直徑58IIIIIlmmdh07. 0。軸環(huán)寬度,取。50IIIIVdmmhb4 . 1110IIIIVlmm 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸

41、承端mm30蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與軸承左端面間的距離, 117IVlmm (5).取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承mma12位置時,取則57VI VIIlmm 至此,已初步確定了軸的各段和長度。 (6).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。按由機械設計手冊表 4-1 查IIIIId重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計26得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為,同時為了保證齒輪與軸配合有良16bmm50mm好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配額為;同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接,選用平鍵為67nH,半聯(lián)軸器與軸的

42、配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的,此16mm67kH處選軸的直徑尺寸公差為。6m(7)軸的受力分析畫軸的受力簡圖2)計算支承反力重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計27在水平面上 13218.41HFN 21216533.95HttHFFFFN在垂直面上123112321123()20,1481.39rarvdF LFFLLMFNLLL 故 21212093vrrvFFFFN 總支承反力22221113218.411481.393542.98HvFFFN22222226533.952093.46861.11HvFFFN3 ) 畫彎矩圖 ,11254254.39HHMMN

43、 mm 111729.81vMN mm ,14674.143vMN mm,22516182.05HHMMN mm ,22165378.6vvMMN mm故 ,2,2111()()254297.35HvMMMN mm22222542027.66HvMMMN mm330.10.1 4710382.3Wdmm 2222()542027.66(0.6 450641)7.3110382.3caMTMPaW查表 15-1 得=60mpa,因此,故安全.11ca 四四. .確定軸上圓角和倒角尺寸確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表 1-27,取軸端圓角452滾動軸承的選擇及計算滾動軸承的選擇及計算I 軸:軸

44、:1、軸承型號為 30208 的校核重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計282、基本額定動載荷 C=51.5KN,基本額定靜載荷 C0=37.2KN,e=0.37,Y=1.6,當時 x=1,y=0;當時 x=0.4,y=1.6eFFraeFFra計算軸承受力1)徑向力N2367 016 2289222Bz2By1FFFr550N2 1123 2289222Dz2Dy2FFFr2)派生力N7976 . 1225502N,7406 . 12236722N,12122211aYFFYFFYFFFrdrdrd3)軸向力由于,N740FN20091212797FFd1ad2所以軸承 1 被壓緊,軸

45、承 2 被放松,NFNFaa797200921, 4)計算當量動載荷由于0.370.3125507970.370.85236720092211eFFeFFrara,所以;由于為一般載荷,所以載荷系數(shù)為,故當0Y11.6Y4 . 02211,;,XX2 . 1pf量載荷為NNFYFXfPNNFYFXfParparp30607970255012 . 1)(499320096 . 123674 . 02 . 1)(2222211111 計算軸承壽命6101111063101010()970r/minPP4993N6031051500410422400060 9704993hhCLnnPLhhh,II

46、 軸:軸:(1)軸承 30208 的校核基本額定動載荷 C=51.5KN,基本額定靜載荷 C0=37.2KN,e=0.37,Y=1.6,當時 x=1,y=0;當時 x=0.4,y=1.6eFFraeFFra重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計29計算軸承受力(2)徑向力N2367 016 2289222Bz2By1FFFr550N2 1123 2289222Dz2Dy2FFFr(3)派生力N7976 . 1225502N,7406 . 12236722N,12122211aYFFYFFYFFFrdrdrd(4)軸向力由于,N740FN20091212797FFd1ad2所以軸承 1 被壓

47、緊,軸承 2 被放松,NFNFaa797200921, 計算當量動載荷由于0.370.3125507970.370.85236720092211eFFeFFrara,所以;由于為一般載荷,所以載荷系數(shù)為,故當0Y11.6Y4 . 02211,;,XX2 . 1pf量載荷為NNFYFXfPNNFYFXfParparp30607970255012 . 1)(499320096 . 123674 . 02 . 1)(2222211111 計算軸承壽命6101111063101010()970r/minPP4993N6031051500410422400060 9704993hhCLnnPLhhh,I

48、II 軸:軸承 32216 的校核1)徑向力2211852.5rAHVFFFNNFFFVHrb5 .84222222)派生力重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計30,NYFFrAdA6 .2942NYFFrBdB6 .29423)軸向力由于,dAdBaFNFF6 .140911156 .2941所以軸向力為,NFaA1115NFaB6 .2944)當量載荷由于,eFFrAaA32. 1eFFrBaB34. 0所以,。4 . 0AX5 . 1AY1BX0BY由于為一般載荷,所以載荷系數(shù)為,故當量載荷為2 . 1pfNFYFXfPaAArAApA87.2317)(NFYFXfPaBBrBBp

49、B1011)(5)軸承壽命的校核hhPCrnLAh24000101 .56)(60107164.4.箱體結構的設計箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造(HT200)制成,采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質(zhì)量,大端蓋分機體采用配合.67isH1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋,外輪廓為長方形,增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑,密封散熱。因其傳動件速度小于 12m/s,故采用侵油潤油,同時為了避免油攪得沉渣濺起,齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 大于 40mm為保證機蓋與機座連接處密封,聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度,聯(lián)接表面應精創(chuàng),其表面粗糙度為 6.3。3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為 10m

50、m,圓角半徑為 R=5。機體外型簡單,拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔,能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置,并有足夠的空間,以便于能伸入重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計31進行操作,窺視孔有蓋板,機體上開窺視孔與凸緣一塊,有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封,蓋板用鑄鐵制成,用 M8 緊固B 油螺塞:放油孔位于油池最底處,并安排在減速器不與其他部件靠近的一側,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔處的機體外壁應凸起一塊,由機械加工成螺塞頭部的支承面,并加封油圈加以密封。C 油標:油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低,以防

51、油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔:由于減速器運轉時,機體內(nèi)溫度升高,氣壓增大,為便于排氣,在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器,以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E 位銷:為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度,在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷,以提高定位精度.F 吊鉤:在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán),用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下:名稱符號計算公式結果箱座壁厚83025. 0a10箱蓋壁厚18302. 01a8箱蓋凸緣厚度1b115 . 1b12箱座凸緣厚度b5 . 1b15箱座底凸緣厚度2b5 . 22b25地腳螺釘直徑fd12036. 0adfM20地腳螺釘數(shù)目n查手冊4軸

52、承旁聯(lián)接螺栓直徑1dfdd75. 01M16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑2d=(0.50.6)2dfdM12軸承端蓋螺釘直徑3d=(0.40.5)3dfdM10重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計32視孔蓋螺釘直徑4d=(0.30.4)4dfdM8定位銷直徑d=(0.70.8)d2d8,fd1d至外機壁2d距離1C查機械設計課程設計指導書表 11-2282420,至凸fd2d緣邊緣距離2C查機械設計課程設計指導書表 11-22818外機壁至軸承座端面距離1l=+(812)1l1C2C52大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離11.2115齒輪端面與內(nèi)機壁距離2212機座肋厚、m1m85. 0m85. 01m

53、.5,8m8 . 61m軸承端蓋外徑2D+(55.5)DD 23d 120 804 41 1 齒輪的潤滑齒輪的潤滑采用浸油潤滑,由于低速級周向速度低,所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑,取為35mm。4 42 2 滾動軸承的潤滑滾動軸承的潤滑如果減速器用的是滾動軸承,則軸承的潤滑方法可以根據(jù)齒輪或蝸桿的圓周速度來選擇:圓周速度在 2ms3ms 以上時,可以采用飛濺潤滑。把飛濺到箱蓋上的油,匯集到箱體剖分面上的油溝中,然后流進軸承進行潤滑。飛濺潤滑最簡單,在減速器中應用最廣。這時,箱內(nèi)的潤滑油粘度完全由齒輪傳動決定。重慶交通大學 2009 級機械設計課程設計33圓周速度在 2m/s3m/s 以下

54、時,由于飛濺的油量不能滿足軸承的需要,所以最好采用刮油潤滑,或根據(jù)軸承轉動座圈速度的大小選用脂潤滑或滴油潤滑。利用刮板刮下齒輪或蝸輪端面的油,并導入油溝和流入軸承進行潤滑的方法稱為刮油潤滑。4 43 3 潤滑油的選擇潤滑油的選擇采用脂潤滑時,應在軸承內(nèi)側設置擋油環(huán)或其他內(nèi)部密封裝置,以免油池中的油進入軸承稀釋潤滑脂。滴油潤滑有間歇滴油潤滑和連續(xù)滴油潤滑兩種方式。為保證機器起動時軸承能得到一定量的潤滑油,最好在軸承內(nèi)側設置一圓缺形擋板,以便軸承能積存少量的油。擋板高度不超過最低滾珠(柱)的中心。經(jīng)常運轉的減速器可以不設這種擋板。轉速很高的軸承需要采用壓力噴油潤滑。如果減速器用的是滑動軸承,由于傳

55、動用油的粘度太高不能在軸承中使用,所以軸承潤滑就需要采用獨自的潤滑系統(tǒng)。這時應根據(jù)軸承的受載情況和滑動速度等工作條件選擇合適的潤滑方法和油的粘度。 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利,考慮到該裝置用于小型設備,選用 L-AN15 潤滑油。4 44 4 密封方法的選取密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整,采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。結結 論論我們的設計是自己獨立完成的一項設計任務,我們工科生作為祖國的應用型人才,將來所從事的工作都是實際的操作及高新技術的應用。所以我們應該培養(yǎng)自己市場調(diào)查、收集資料、綜合應用能力,提高計算、繪圖、實驗這些環(huán)節(jié)來鍛煉自己的技術應用能力。本次設計針對“二級圓柱齒輪減速器設計”的要求,在滿足各種參數(shù)要求的

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