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文檔簡介

計算及說明結(jié)果1 課程設(shè)計任務(wù)書:2 設(shè)計用于帶式運輸機(jī)的傳動裝置;1.1 設(shè)計題目:設(shè)計用于帶式運輸機(jī)的傳動裝置;1.2 設(shè)計的原始數(shù)據(jù):第八組數(shù)據(jù)運輸帶有效拉力F(N)4100運輸帶速度V(m/s)0.7卷筒直徑D(mm)3301.3 設(shè)計要求:工作與生產(chǎn)條件:兩班制工作,常溫下連續(xù)單向運轉(zhuǎn),空載起動,載荷平穩(wěn),室內(nèi)工作,環(huán)境有輕度粉塵,每年工作300天,減速器設(shè)計壽命10年,電壓為三相交流電(220V/380V)。運輸帶允許速度誤差: 51.4 供參考的傳動方案:方案B1:要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器;方案B2:要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器及帶傳動;方案B3:要求傳動系統(tǒng)中含有兩級圓柱齒輪減速器及鏈傳動;方案B4(選做):要求傳動系統(tǒng)中含有單級蝸桿減速器;方案B5(選做):要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓錐齒輪減速器及開式圓柱齒輪傳動。2傳動方案的分析和擬定:2.1 方案擬定:方案B2 減速器:二級展開式圓柱齒輪減速器 傳動方式:V帶傳動2.2 方案分析:由于所需的傳動裝置在有輕微粉塵的工作環(huán)境中長期單向運轉(zhuǎn),而且要求載荷平穩(wěn),所以選擇二級展開式圓柱齒輪減速器。本傳動機(jī)構(gòu)的特點是:結(jié)構(gòu)簡單,但齒輪相對于軸承的位置不對稱,因此要求軸又較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端,這樣軸在轉(zhuǎn)矩的作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的變F=4100NV=0.7m/sD330m/s計算及說明結(jié)果形可部分地互相抵消,以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。用于載荷比較平穩(wěn)的場合。兩級齒輪應(yīng)使用斜齒輪。使用V帶傳動,能緩沖工作時的輕微震動,符合該傳動裝置傳動平穩(wěn)的要求,而且V帶結(jié)構(gòu)簡單,價格便宜,能提高工作和生產(chǎn)效率。V帶應(yīng)布置在減速器的輸入端。2.3 傳動方案簡圖3電動機(jī)的選擇:3.1 電動機(jī)類型選擇:根據(jù)1)傳動裝置要求工作電壓為三相交流電為220V/380V; 2)在有輕微粉塵的工作環(huán)境; 3)要長期運轉(zhuǎn),容易發(fā)熱;結(jié)果:選擇Y系列的三相籠型異步交流電動機(jī),采用全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu),電壓為380V。 該系列的電動機(jī)特點:結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、維護(hù)方便,廣泛適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體無特殊要求的機(jī)械。3.2 電動機(jī)容量的選擇:3.2.1 工作機(jī)的有效效率(即其輸出功率) 3.2.2 電動機(jī)所需效率:計算及說明結(jié)果從電動機(jī)到工作機(jī)的輸送總效率:式中分別為帶傳動的效率、滾動軸承傳動效率(一對)、閉式齒輪傳動效率、聯(lián)軸器效率、傳動滾筒效率按表2-3(機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計),查得,所以由于電動機(jī)額定功率略大于,由表16-1中的Y系列電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù),查得電動機(jī)的額定功率3.2.3 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速和型號 滾筒軸工作轉(zhuǎn)速: 由于V帶傳動的傳動比常用范圍為,二級圓柱齒輪減速器的常用傳動比為,所以,總傳動比的范圍為: 電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 :計算及說明結(jié)果符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500、3000r/min.通過查表16-1,查出4種適用的電動機(jī)型號,其各參數(shù)如下表 方案電動機(jī)型號額定功率(kw)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)傳動裝置的總傳動比1Y160M1-8475072017.772Y132M1-6410096023.703Y112M-441500144035.554Y112M-243000289071.34綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量以及傳動裝置的總傳動比來比較4個方案:方案1:電動機(jī)轉(zhuǎn)速低,外廓尺寸以及質(zhì)量較大,價格較高,雖傳動不大,但由于電動機(jī)轉(zhuǎn)速低,導(dǎo)致傳動裝置尺寸較大。方案4:電動機(jī)轉(zhuǎn)速較大,但總傳動比也較大,傳動裝置尺寸大方案2和3較方案1和4適中,比較合適。但方案2比方案3更能使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊。因此,選定電動機(jī)型號為Y132M1-6.4傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算: 4.1 傳動裝置的總傳動比和分配傳動比:總傳動比:由于,初選V帶傳動比,所以減速器的傳動比: 電動機(jī)型號:Y132M1-6計算及說明結(jié)果分配傳動比:高速級齒輪 低速級齒輪 4.2 傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù):4.2.1各軸的轉(zhuǎn)速: 軸1(電機(jī)軸):軸2(輸入級): 軸3(中間軸): 軸4(輸出軸): 軸5(滾筒軸):4.2.2 各軸的輸入功率:軸1(電機(jī)軸):軸2(輸入級): 軸3(中間軸): 軸4(輸出軸):軸5(滾筒軸):計算及說明結(jié)果4.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩軸1(電機(jī)軸): 軸2(輸入級): 軸3(中間軸): 軸4(輸出軸): 軸5(滾筒軸):運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果如下表軸名輸入功率P(kw)輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)轉(zhuǎn)速n(r/min)13.4534.3286023.3198.7832033.1831696.143.05718.3140.5552.99704.1840.555帶傳動的設(shè)計:5.1 帶傳動類型的選擇由于V帶傳動允許的傳動比較大,結(jié)構(gòu)緊湊,大多數(shù)V帶已標(biāo)準(zhǔn)化,且普通V帶用于載荷不大和帶輪直徑較小的場合,符合所要求的工作和生產(chǎn)的條件,所以選擇普通V帶為外傳動零件。5.2 V帶帶型的選擇: 由于傳動裝置工作實行兩班制,即每天工作16小時,且空載啟動,計算及說明結(jié)果根據(jù)表8-7(機(jī)械設(shè)計),查得工作情況系數(shù)已知所需傳遞的額定功率,即電動機(jī)的額定功率P=4kw所求的計算功率 已知小帶輪轉(zhuǎn)速,即電機(jī)軸的轉(zhuǎn)速 根據(jù)圖8-11,選取普通V帶A帶型5.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑和驗算帶速v5.3.1初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)表8-6,V帶輪的最小基準(zhǔn)直徑為 根據(jù)表8-8,初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑5.3.2驗算帶速v 符合525m/s帶速5.3.3計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由于帶傳動的常用傳動比,取中間值由式,并根據(jù)表8-8圓整,得5.4 確定中心距a,并選擇V帶的基準(zhǔn)長度5.4.1 初定中心距 根據(jù)式,得 普通V帶A帶型計算及說明結(jié)果所以,初定為400mm5.4.2 計算相應(yīng)的帶長 根據(jù)表8-2,選定5.4.3 計算中心距a及其變動范圍其變動范圍 中心距變化范圍338.5401.5mm5.5 驗算小帶輪上的包角 小帶輪上包角,符合要求5.6 確定帶的根數(shù)z (1)計算及說明結(jié)果根據(jù)和,查表8-4a,得根據(jù),和A帶型,查表8-4b,得根據(jù),查表8-5,得 根據(jù)和A帶型,查表8-2,得 將所查參數(shù)代如式(1)中,求得z=4.75 圓整后,取z=55.7 確定帶的初拉力 根據(jù)A帶型,查表8-3,得q=0.1kg/m 5.8 計算壓軸力5.9 帶輪設(shè)計 材料選用HT200 結(jié)構(gòu)形式:根據(jù),小帶輪采用實心式結(jié)構(gòu) ,大帶輪采用輪輻式結(jié)構(gòu)z=5計算及說明結(jié)果根據(jù)A帶型,查表8-10,f=9mm,e=15mm, 根據(jù)帶的根數(shù),可求得帶輪寬度:B=78mm6齒輪傳動的設(shè)計:6.1高速級齒輪設(shè)計:6.1.1選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù)、螺旋角(1)根據(jù)所選的傳動方案,選用斜齒圓柱齒輪傳動(2)由于帶式運輸裝置為一般的工作機(jī)器,傳動功率不大,轉(zhuǎn)速不高,故選用7級精度。(3)材料選擇,根據(jù)表10-1(機(jī)械設(shè)計) 小齒輪的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度為280HBS 大齒輪的材料為45號鋼,調(diào)指出了,硬度為240HBS 兩齒輪硬度差控制為40HBS 兩齒輪均使用軟齒面,因為是閉式傳動,失效形式為點蝕(4)齒數(shù)的初選考慮傳動的平穩(wěn)性,齒數(shù)宜取多一些 取,則 圓整后,?。?)初選螺旋角為6.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算,即 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 B=78mm計算及說明結(jié)果1)試選載荷系數(shù)Kt=1.62)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3)根據(jù)齒輪的裝置情況,由表10-7選取齒寬系數(shù)4)根據(jù)螺旋角,由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)5)根據(jù)齒數(shù)和螺旋角,由圖10-26查得端面重合度 ,則6)根據(jù)齒輪材料,由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7)根據(jù)齒輪的材料,由圖10-21d,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 8)計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)9)根據(jù)應(yīng)力循環(huán)習(xí)俗,由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ,計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1 Kt=1.6計算及說明結(jié)果(2)設(shè)計計算 1)試算小齒輪分度圓直徑,代入上述系數(shù),得 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b及模數(shù) 4)計算縱向重合度 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)圓周速度和齒輪精度,由圖10-8查得動載荷系數(shù) 根據(jù)齒輪精度和經(jīng)表面硬化,由表10-3查得齒間載荷分配系 根據(jù)工作情況,由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)齒輪的布置方式,用插值法查表10-4,得計算及說明結(jié)果根據(jù)b/h值,由圖10-13查得故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所的的分度圓直徑 7)計算模數(shù) 6.1.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式:(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)根據(jù)齒輪材料和熱處理,由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限2)根據(jù)齒輪工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù),由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù),3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.44)計算載荷系數(shù)K 5)根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)6)計算當(dāng)量齒數(shù)S=1.4計算及說明結(jié)果 7)查取齒形系數(shù),由表10-5查得 8)查取應(yīng)力校正系數(shù),由表10-5查得 9)計算大小齒輪的,并加以比較 由此,可知大齒輪的數(shù)值較大(2)設(shè)計計算 對此計算結(jié)果,齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù),所以應(yīng)取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)。取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)1.68mm,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸疲勞強(qiáng)度計算出的分度圓直徑,取小齒輪分度圓直徑為mm 可算出小齒輪的齒數(shù)為 圓整后,取小齒輪齒數(shù)為 取大齒輪的齒數(shù)為 圓整后,取大齒輪齒數(shù)為計算及說明結(jié)果6.1.4幾何尺寸計算(1)計算中心距 將中心距圓整為121mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角因螺旋角值改變不大,故參數(shù)等不必修改(3)計算大小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度圓整后,取大齒輪寬度,小齒輪寬度(5)齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)齒輪的分度圓直徑,小齒輪,為實心結(jié)構(gòu);大齒輪,為腹板式結(jié)構(gòu)。6.2 低速級齒輪設(shè)計:6.2.1 選定齒輪類型,精度等級,材料及齒數(shù)、螺旋角(1)根據(jù)所選的傳動方案,選用斜齒圓柱齒輪傳動(2)由于帶式運輸裝置為一般的工作機(jī)器,傳動功率不大,轉(zhuǎn)速不高,故選用7級精度。(3)材料選擇,根據(jù)表10-1(機(jī)械設(shè)計)計算及說明結(jié)果小齒輪的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度為280HBS 大齒輪的材料為45號鋼,調(diào)指出了,硬度為240HBS 兩齒輪硬度差控制為40HBS 兩齒輪均使用軟齒面,因為是閉式傳動,失效形式為點蝕(4)齒數(shù)的初選 考慮傳動的平穩(wěn)性,齒數(shù)宜取多一些 取,則 圓整后,取(5)初選螺旋角為6.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算,即 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù)Kt=1.62)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3)根據(jù)齒輪的裝置情況,由表10-7選取齒寬系數(shù)4)根據(jù)螺旋角,由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)5)根據(jù)齒數(shù)和螺旋角,由圖10-26查得端面重合度 ,則6)根據(jù)齒輪材料,由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Kt=1.6計算及說明結(jié)果7)根據(jù)齒輪的材料,由圖10-21d,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8)計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 9)根據(jù)應(yīng)力循環(huán)習(xí)俗,由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ,計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1 (2)設(shè)計計算 1)試算小齒輪分度圓直徑,代入上述系數(shù),得 2)計算圓周速度v計算及說明結(jié)果3)計算齒寬b及模數(shù) 4)計算縱向重合度 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)圓周速度和齒輪精度,由圖10-8查得動載荷系數(shù) 根據(jù)齒輪精度和經(jīng)表面硬化,由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) 根據(jù)工作情況,由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)齒輪的布置方式,用插值法查表10-4,得 根據(jù)b/h值,由圖10-13查得 故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所的的分度圓直徑 7)計算模數(shù) 6.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計計算及說明結(jié)果彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式:(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)根據(jù)齒輪材料和熱處理,由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限2)根據(jù)齒輪工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù),由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù),3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.44)計算載荷系數(shù)K 5)根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)6)計算當(dāng)量齒數(shù) 7)查取齒形系數(shù),由表10-5查得 8)查取應(yīng)力校正系數(shù),由表10-5查得 9)計算大小齒輪的,并加以比較 計算及說明結(jié)果 由此,可知大齒輪的數(shù)值較大(2)設(shè)計計算 對比計算結(jié)果,齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù),所以應(yīng)取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)。取由彎曲疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)2.46mm,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值,按接觸疲勞強(qiáng)度計算出的分度圓直徑,取小齒輪分度圓直徑為mm可算出小齒輪的齒數(shù)為圓整后,取小齒輪齒數(shù)為 取大齒輪的齒數(shù)為 圓整后,取大齒輪齒數(shù)為6.2.4幾何尺寸計算(1)計算中心距 將中心距圓整為137mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角計算及說明結(jié)果因螺旋角值改變不大,故參數(shù)等不必修改(3)計算大小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度 圓整后,取大齒輪寬度,小齒輪寬度(5)齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)齒輪的分度圓直徑,小齒輪,為實心結(jié)構(gòu);大齒輪,為腹板式結(jié)構(gòu)。7傳動軸的設(shè)計與校核7.1 輸出軸的設(shè)計7.1.1輸出軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 7.1.2計算出作用在齒輪上的力已知:低速級大齒輪的分度圓直徑 壓力角 低速級齒輪螺旋角 圓周力:徑向力:計算及說明結(jié)果軸向力:7.1.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表15-3(機(jī)械設(shè)計),查得,取 輸出軸最小直徑與聯(lián)軸器應(yīng)相適應(yīng),故需先選取聯(lián)軸器的型號 根據(jù)軸的工作情況,查表14-1,選取工作情況系數(shù) 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩條件,查機(jī)械設(shè)計手冊,選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩為1250000Nm,半聯(lián)軸器的孔徑為,故??;半聯(lián)軸器長度 L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度7.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案:齒輪、套筒、甩油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋依次從軸的左端向右安裝,套筒、甩油環(huán)、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)滿足聯(lián)軸器軸向定位要求,1-2段左端需制一軸肩,故取2-3段直徑,右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。由于,故取1-2段長度略小于,取 。2)初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù),選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾計算及說明結(jié)果子軸承32912,得其尺寸 故。右端軸承左端采用套筒與軸肩定位,取軸肩的高度為3mm,故3-4段直徑。考慮箱體的鑄造誤差,取軸承距箱體內(nèi)壁s=10mm。取箱體內(nèi)壁距齒輪左側(cè)或軸5-6段右端a=16mm,故3-4段的長度為3)根據(jù),取安裝齒輪的軸段6-7的直徑,齒輪左端與左端軸承間采用套筒定位,已知齒輪的輪轂寬度B=85mm,為使套筒端面可壓緊齒輪,取,故7-8段的長度為。齒輪的右端才用軸肩定位,軸肩高度h0.07d,可取h=5mm,則5-6段直徑為,寬度應(yīng)大于1.4h,故取。 4)初取軸承端蓋的寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆與其他要求, 取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離,故 。 5)取齒輪間的距離為c=20mm,已知滾動軸承寬度,高速級大齒輪寬度B=60mm,則 (3)軸上零件的周定位 齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按安裝齒輪段 軸徑和長度,由表6-1查得平鍵截面為鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為70mm,同時為保證齒輪與軸有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的公差配合為H7/n6.圓錐滾子軸承32912s=10mma=16mm計算及說明結(jié)果半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵14mmx9mmx70mm,其配合為H7/k6滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證,直徑公差為m6(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端到角為C1,各軸肩處的圓角半徑為R2.(5)該軸的概略圖如下:7.1.5軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸所受的力,作出下圖計算及說明結(jié)果由上圖可知,截面C是軸的危險截面,現(xiàn)將計算C截面的應(yīng)力載荷水平面H垂直面V支反力F(N)彎矩M(Nmm)總彎矩(Nmm) 扭矩T(Nmm)7.1.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對危險截面C進(jìn)行強(qiáng)度校核,根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計算應(yīng)力為 前已選定軸的材料為45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得 ,因,故安全。7.2 中間軸的設(shè)計7.2.1中間軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 7.2.2計算出作用在齒輪上的力已知:低速級小齒輪的分度圓直徑 高速級大齒輪的分度圓直徑 壓力角 高速級齒輪螺旋角 圓周力: 計算及說明結(jié)果徑向力: 軸向力: 7.2.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表15-3(機(jī)械設(shè)計),查得,取7.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案:低速級小齒輪、套筒、甩油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋依次從軸的左端向右安裝,高速級大齒輪、套筒、甩油環(huán)、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。(2)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。由于軸受徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)計算出的軸的最小直徑,選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承33008,得其尺寸 故。2)根據(jù),取軸肩高度h=4mm,故安裝齒輪的軸段2-3和4-5的直徑為,低速級小齒輪左端與左端軸承間、高速級大齒輪右端與右端軸承間都采用套筒定位。已知低速級小齒輪的輪轂寬度,為使套筒端面可壓緊齒輪,?。灰阎咚偌壌簖X輪的輪轂寬度圓錐滾子軸承33008計算及說明結(jié)果為使軸肩高度h0.07d,可取h=5mm,則3-4段直徑為。3)考慮箱體的鑄造誤差,取軸承距箱體內(nèi)壁s=10mm。取箱體內(nèi)壁與低速級小齒輪左側(cè)或高速級大齒輪右側(cè)軸的距離為a=16mm,故1-2段的長度為5-6段的長度為4)由輸出軸的設(shè)計中,可得安裝在軸上的軸承兩內(nèi)端面的距離為 為使中間軸與輸出軸能在箱體中長度一致,故(3)軸上零件的軸向定位 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接,按2-3和4-5段軸徑和長度,由表6-1查得兩軸段分別采用的平鍵尺寸為 鍵槽用鍵槽銑刀加工,為保證齒輪與軸有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的公差配合為H7/n6. 滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證,直徑公差為m6(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端到角為C1,各軸肩處的圓角半徑為R2.(5)該軸的概略圖如下:計算及說明結(jié)果7.2.5軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸所受的力,作出下圖由上圖可知,截面C是軸的危險截面,現(xiàn)將計算C截面的應(yīng)力載荷水平面H垂直面V支反力F(N)彎矩M(Nmm)總彎矩(Nmm) 扭矩T(Nmm)7.2.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對危險截面C進(jìn)行強(qiáng)度校核,根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn),計算及說明結(jié)果扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計算應(yīng)力為前已選定軸的材料為45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得 ,因,故安全。7.3 輸入軸的設(shè)計7.3.1輸入軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 7.3.2 計算出作用在齒輪上的力已知:高速級小齒輪的分度圓直徑 壓力角 高速級齒輪螺旋角 圓周力: 徑向力: 軸向力: 7.3.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,由表15-3(機(jī)械設(shè)計),查得,取7.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案:套筒、甩油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋、帶輪依次從軸的左端向右安裝,套筒、甩油環(huán)、右端軸承、軸承端蓋依次從軸的右端向左安裝。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度計算及說明結(jié)果1)根據(jù)軸的最小直徑,選定帶輪的孔徑d,故。已知帶輪的輪轂寬度60mm,帶輪的輪輻寬度為78mm,為了滿足帶輪的軸向定位要求,1-2軸段右端需制一軸肩,取軸肩高h(yuǎn)=2mm,故,帶輪的左端用軸擋圈定位,按軸端直徑取擋圈的直徑為36mm,由于L=60mm,取軸段1-2長度應(yīng)略小于L,故取。 2)初步選擇滾動軸承。由于軸受徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)軸段2-3的直徑,選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承33008,得其尺寸 故。 左端軸承都用軸肩與套筒定位,取軸肩高h(yuǎn)=5,故3)由于與齒輪分度圓直徑很相近,為了避免齒輪加工困難等問題和能保證齒輪承受較大的載荷,把該軸做成齒輪軸,軸的材料應(yīng)跟齒輪一致選用40Cr。因有軸承用套筒定位,為了避免因套筒直徑過大而影響齒輪的傳動,在齒輪軸段左端制一小于齒輪軸齒輪分度圓直徑的軸肩,取軸肩高度為h=3mm,長度為l=3,故,。4)初取軸承端蓋的總寬度為20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆與其他要求和考慮到帶輪安裝后會否與端蓋干涉,故取端蓋的外端面與帶輪輪轂右端面肩的距離l=40mm,故。5)考慮箱體的鑄造誤差,取軸承距箱體內(nèi)壁s=10mm。取箱體內(nèi)壁與齒輪右側(cè)或軸肩的距離為a=16mm,故3-4段的長度為,8-9段的長度為圓錐滾子軸承3300計算及說明結(jié)果6)為使輸入軸與后兩根軸能在箱體軸承間距離保持一致,并且各軸段長度不會過長,故取,兩軸端間取一軸肩,并且不影響齒輪的傳動,取軸肩高為3mm,故(3)軸上零件的周向定位 帶輪與軸的連接采用平鍵,根據(jù)表6-1,按安裝帶輪軸段直徑,選取的平鍵尺寸為(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端到角為C1,各軸肩處的圓角半徑為R2.(5)該軸的概略圖如下:7.3.5軸上的載荷計算根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和軸所受的力,作出下圖計算及說明結(jié)果由上圖可知,截面C是軸的危險截面,現(xiàn)將計算C截面的應(yīng)力載荷水平面H垂直面V支反力F(N)彎矩M(Nmm)總彎矩(Nmm) 扭矩T(Nmm)由此可知危險截面在C處7.3.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度對危險截面C進(jìn)行強(qiáng)度校核,根據(jù)上表數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計算應(yīng)力為 前已選定軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得計算及說明結(jié)果,因,故安全。8滾動軸承的設(shè)計與校核 前面在軸的設(shè)計中已初選了各軸的軸承,現(xiàn)對各軸的軸承進(jìn)行校核,不符合要求的再從機(jī)械設(shè)計手冊中查找同一孔徑的軸承,更 換后再進(jìn)行校核。 以下為各軸軸承校核計算8.1 輸出軸軸承 輸出軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承32912,從機(jī)械設(shè)計手冊中查得相關(guān)的計算參數(shù):Y=1.8,e=0.33,C=46kN 已知輸出軸的轉(zhuǎn)速n=40.55r/min, 則, 因 又 則X1=1,Y1=0 則X2=0.4,Y2=1.8查表13-6,得,取根據(jù)式13-8a,得 根據(jù)式13-5,得則該軸承壽命為約29.7年,符合設(shè)計要求X1=1,Y1=0X2=0.4,Y2=1.8壽命為約29.7年計算及說明結(jié)果8.2 中間軸軸承 中間軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承33008,從機(jī)械設(shè)計手冊中查得相關(guān)的計算參數(shù):Y=2.1,e=0.28,C=60.2kN 已知輸出軸的轉(zhuǎn)速n=96.1r/min, 則, 因 又 則X1=0.4,Y1=2.1 則X2=1, Y2=0查表13-6,得,取根據(jù)式13-8a,得 根據(jù)式13-5,得則該軸承壽命為約23.4年,符合設(shè)計要求8.3 輸入軸軸承 輸入軸所選軸承為單列圓錐滾子軸承33008,從機(jī)械設(shè)計手冊中查得相關(guān)的計算參數(shù):Y=2.1,e=0.28,C=60.2kN 已知輸出軸的轉(zhuǎn)速n=320r/min, X1=0.4,Y1=2.1X2=1, Y2=0壽命為約23.4年計算及說明結(jié)果則, 因 又 則X1=0.4,Y1=2.1 則X2=1, Y2=0查表13-6,得,取根據(jù)式13-8a,得 根據(jù)式13-5,得則該軸承壽命為約50.3年,符合設(shè)計要求9鍵聯(lián)接的設(shè)計與校核 一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求,應(yīng)選用平鍵連接,由于齒輪不在軸端,故選用回頭普通平鍵(A型),而聯(lián)軸器與軸端選用單回頭平鍵(C型),鍵、軸和輪轂材料都是鋼,由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力,取 以下為各軸鍵聯(lián)接校核計算9.1輸出軸鍵聯(lián)接9.1.1軸與聯(lián)軸器聯(lián)接,鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度X1=0.4,Y1=2.1X2=1, Y2=0壽命為約50.3年計算及說明結(jié)果由式6-1可得 因,滿足強(qiáng)度要求 故選用鍵標(biāo)記為:鍵C2070 GB/T1096-20039.1.2軸與低速級大齒輪聯(lián)接,鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得 因,滿足強(qiáng)度要求 故選用鍵標(biāo)記為:鍵C1470 GB/T1096-20039.2 中間軸鍵聯(lián)接9.2.1軸與低速級小齒輪聯(lián)接,鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得 因,滿足強(qiáng)度要求故選用鍵標(biāo)記為:鍵C1470 GB/T1096-20039.2.2 軸與高速級大齒輪聯(lián)接,鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得計算及說明結(jié)果因,滿足強(qiáng)度要求 故選用鍵標(biāo)記為:鍵C1450 GB/T1096-20039.3 輸入軸鍵聯(lián)接9.3.1 軸與帶輪的聯(lián)接,鍵尺寸為 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式6-1可得 因,滿足強(qiáng)度要求故選用鍵標(biāo)記為:鍵C1056 GB/T1096-200310箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸如下表(低速級中心距名稱符號計算關(guān)系尺寸(mm)箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度15箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度25地腳螺栓直徑20地腳螺栓數(shù)目na2504(個)軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑=(0.50.6)10聯(lián)接螺栓的間距l(xiāng)100150120計算及說明結(jié)果軸承端蓋螺釘直徑=(0.40.5)8檢查孔蓋螺釘直徑=(0.30.4)6定位銷直徑d=(0.70.8)8至外箱壁距離查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計262216至凸緣邊緣距離同上242014對應(yīng)沉頭座直徑D同上443624軸承旁凸臺半徑20外箱壁

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