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1、機(jī)械設(shè)計(jì)(論文)說(shuō)明書 題 目:二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器 系 別: 專 業(yè): 學(xué)生姓名: 學(xué) 號(hào): 指導(dǎo)教師: 職 稱: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.

2、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11年(300天/年),2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

3、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)圓柱斜齒輪減速器(展開(kāi)式)。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.960.9830.9720.990.96=0.81h1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

4、v:v=0.65m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 2.43 kw電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 3 kw執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 33.6 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)圓柱斜齒輪減速器傳動(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)33.6 = 537.65376r/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y132s-6的三相異步電動(dòng)機(jī),額定功率為3kw,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min,同步轉(zhuǎn)速1000r/min。2 確定傳動(dòng)裝置的總傳

5、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=960/33.6=28.6(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,則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=28.6/2=14.3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 = 3.2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 = 960/2 = 480 r/minnii = ni/i12 = 480/4.47 = 107.4

6、r/minniii = nii/i23 = 107.4/3.2 = 33.6 r/minniv = niii = 33.6 r/min(2)各軸輸入功率:pi = pdh1 = 30.96 = 2.88 kwpii = pih2h3 = 2.880.980.97 = 2.74 kwpiii = piih2h3 = 2.740.980.97 = 2.6 kwpiv = piiih2h4 = 2.60.980.99 = 2.52 kw 則各軸的輸出功率:pi = pi0.98 = 2.82 kwpii = pii0.98 = 2.69 kwpiii = piii0.98 = 2.55 kwpiv

7、= piv0.98 = 2.47 kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:ti = tdi0h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:td = = 29.8 nm 所以:ti = tdi0h1 = 29.820.96 = 57.2 nmtii = tii12h2h3 = 57.24.470.980.97 = 243.1 nmtiii = tiii23h2h3 = 243.13.20.980.97 = 739.5 nmtiv = tiiih2h4 = 739.50.980.99 = 717.5 nm 輸出轉(zhuǎn)矩為:ti = ti0.98 = 56.1 nmtii = tii0.98 = 238.2 nmtiii = tiii0.

8、98 = 724.7 nmtiv = tiv0.98 = 703.1 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 = 1.13 = 3.3 kw 根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在a型交界線范圍內(nèi),故選用a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 = 100 mm,則:d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2100(1-0.02) = 196 mm 由手冊(cè)選取d2 = 200 mm。 帶速驗(yàn)算:v = nmd1/(601000)= 960100/(601000) = 5.02 m/s介于525m/s范圍內(nèi),故合適。3 確定

9、帶長(zhǎng)和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(100+200)a02(100+200)210a0600 初定中心距a0 = 405 mm,則帶長(zhǎng)為:l0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2405+(100+200)/2+(200-100)2/(4405)=1287 mm 由表9-3選用ld = 1250 mm,確定實(shí)際中心距為:a = a0+(ld-l0)/2 = 405+(1250-1287)/2 = 386.5 mm4 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(200-100)57.30/386.

10、5 = 165.2012005 確定帶的根數(shù):z = pc/(p0+dp0)klka)= 3.3/(0.78+0.12)0.930.96) = 4.11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= 5003.3(2.5/0.96-1)/(55.02)+0.105.022 = 108 n 作用在軸上的壓力:fq = 2zf0sin(a1/2)= 25108sin(165.2/2) = 1070.9 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

11、,故大小齒輪都選用軟齒面漸開(kāi)線斜齒輪。 1) 材料:高速級(jí)小齒輪選用40cr鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為小齒輪:274286hbw。高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為大齒輪:225255hbw。取小齒齒數(shù):z1 = 23,則:z2 = i12z1 = 4.4723 = 102.81 取:z2 = 103 2) 初選螺旋角:b = 160。2 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 = 2.5 2) t1 = 57.2 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 =

12、2.42 6) 由式8-3得:ea = 1.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/23+1/103)cos160 = 1.644 7) 由式8-4得:eb = 0.318ydz1tanb = 0.318123tan160 = 2.1 8) 由式8-19得:ze = = = = 0.78 9) 由式8-21得:zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:shlim1 = 650 mpa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:shlim2 = 530 mpa。 11) 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 = 60480111300

13、28 = 1.52109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n2 = 60nkth = n1/u = 1.52109/4.47 = 3.4108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):khn1 = 0.88,khn2 = 0.9 13) 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 = = 0.88650 = 572 mpash2 = = 0.9530 = 477 mpa許用接觸應(yīng)力:sh = (sh1+sh2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 mpa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 54.7 mm4 修正計(jì)算結(jié)果: 1) 確定模數(shù):mn = = =

14、2.29 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。 2) 中心距:a = = = 163.8 mm 3) 螺旋角:b = arccos = arccos = 160 4) 計(jì)算齒輪參數(shù):d1 = = = 60 mmd2 = = = 268 mmb = dd1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為:b = 60 mm。 5) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 1.51 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。 6) 同前,ze = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為:zh = 2.42。 7) 由式8-3得:ea = 1.88-3.2(1/z1+1/z2)cosb = 1.88-3.2(1/23+1/103

15、)cos160 = 1.644 8) 由式8-4得:eb = 0.318ydz1tanb = 0.318123tan160 = 2.1 9) eg = ea+eb = 3.744 10) 同前,取:eb = 1ze = = = = 0.78 11) 由式8-21得:zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系數(shù):ka = 1,由圖8-6查得系數(shù):kv = 1.1。 13) ft = = = 1906.7 n = = 31.8 54.9所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。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) 當(dāng)量齒數(shù):zv1 = z1/cos3b = 23/cos3160

16、 = 25.9zv2 = z2/cos3b = 103/cos3160 = 115.9 2) eav = 1.88-3.2(1/zv1+1/zv2)cosb= 1.88-3.2(1/25.9+1/115.9)cos160 = 1.662 3) 由式8-25得重合度系數(shù):ye = 0.25+0.75cos2bb/eav = 0.67 4) 由圖8-26和eb = 2.1查得螺旋角系數(shù)yb = 0.86 5) = = 3.4前已求得:kha = 1.753.4,故?。簁fa = 1.75 6) = = = 10.67且前已求得:khb = 1.37,由圖8-12查得:kfb = 1.34 7) k

17、 = kakvkfakfb = 11.11.751.34 = 2.58 8) 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 = 2.61 yfa2 = 2.17應(yīng)力校正系數(shù):ysa1 = 1.61 ysa2 = 1.83 9) 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 = 500 mpa sflim2 = 380 mpa 10) 同例8-2:小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n1 = 1.52109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n2 = 3.4108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為:kfn1 = 0.84 kfn2 = 0.86 12) 計(jì)算彎曲疲勞許

18、用應(yīng)力,取s=1.3,由式8-15得:sf1 = = = 323.1sf2 = = = 251.4 = = 0.01301 = = 0.0158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 = = 1.62 mm1.622.5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:d1 = 60 mmd2 = 268 mmb = ydd1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為:b = 60 mm圓整的大小齒輪寬度為:b1 = 65 mm b2 = 60 mm中心距:a = 164 mm,模數(shù):m = 2.5 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

19、減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制,故大小齒輪都選用軟齒面漸開(kāi)線斜齒輪。 1) 材料:高速級(jí)小齒輪選用40cr鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為小齒輪:274286hbw。高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為大齒輪:225255hbw。取小齒齒數(shù):z3 = 25,則:z4 = i23z3 = 3.225 = 80 ?。簔4 = 80 2) 初選螺旋角:b = 150。2 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 = 2.5 2) t2 = 243.1 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)

20、區(qū)域系數(shù)zh = 2.42 6) 由式8-3得:ea = 1.88-3.2(1/z3+1/z4)cosb = 1.88-3.2(1/25+1/80)cos150 = 1.644 7) 由式8-4得:eb = 0.318ydz3tanb = 0.318125tan150 = 2.13 8) 由式8-19得:ze = = = = 0.78 9) 由式8-21得:zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:shlim1 = 650 mpa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:shlim2 = 530 mpa。 11) 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 = 60

21、107.411130028 = 3.4108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n4 = 60nkth = n3/u = 3.4108/3.2 = 1.06108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):khn3 = 0.9,khn4 = 0.92 13) 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 = = 0.9650 = 585 mpash4 = = 0.92530 = 487.6 mpa許用接觸應(yīng)力:sh = (sh3+sh4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 mpa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:= = 89.3 mm4 修正計(jì)算結(jié)果: 1) 確

22、定模數(shù):mn = = = 3.45 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3.5 mm。 2) 中心距:a = = = 190.2 mm 3) 螺旋角:b = arccos = arccos = 150 4) 計(jì)算齒輪參數(shù):d3 = = = 90 mmd4 = = = 290 mmb = dd3 = 90 mmb圓整為整數(shù)為:b = 90 mm。 5) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 0.51 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。 6) 同前,ze = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為:zh = 2.42。 7) 由式8-3得:ea = 1.88-3.2(1/z3+1/z4)cosb = 1.88-3

23、.2(1/25+1/80)cos150 = 1.654 8) 由式8-4得:eb = 0.318ydz3tanb = 0.318125tan150 = 2.13 9) eg = ea+eb = 3.784 10) 同前,取:eb = 1ze = = = = 0.778 11) 由式8-21得:zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系數(shù):ka = 1,由圖8-6查得系數(shù):kv = 1.1。 13) ft = = = 5402.2 n = = 60 89.9所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。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) 當(dāng)量齒數(shù):zv3 = z3/cos3b

24、= 25/cos3150 = 27.7zv4 = z4/cos3b = 80/cos3150 = 88.8 2) eav = 1.88-3.2(1/zv3+1/zv4)cosb= 1.88-3.2(1/27.7+1/88.8)cos150 = 1.67 3) 由式8-25得重合度系數(shù):ye = 0.25+0.75cos2bb/eav = 0.67 4) 由圖8-26和eb = 2.13查得螺旋角系數(shù)yb = 0.87 5) = = 3.41前已求得:kha = 1.763.41,故?。簁fa = 1.76 6) = = = 11.43且前已求得:khb = 1.38,由圖8-12查得:kfb

25、= 1.35 7) k = kakvkfakfb = 11.11.761.35 = 2.61 8) 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 = 2.56 yfa4 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):ysa3 = 1.62 ysa4 = 1.79 9) 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 = 500 mpa sflim4 = 380 mpa 10) 同例8-2:小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n3 = 3.4108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):n4 = 1.06108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為:kfn3 = 0.86 kfn4 = 0.89

26、12) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力,取s=1.3,由式8-15得:sf3 = = = 330.8sf4 = = = 260.2 = = 0.01254 = = 0.01534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 = = 2.47 mm2.473.5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 = 90 mmd4 = 290 mmb = ydd3 = 90 mmb圓整為整數(shù)為:b = 90 mm圓整的大小齒輪寬度為:b3 = 95 mm b4 = 90 mm中心距:a = 190 mm,模數(shù):m = 3.5 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

27、設(shè)計(jì)1 輸入軸上的功率p1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩t1:p1 = 2.88 kw n1 = 480 r/min t1 = 57.2 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 = 60 mm 則:ft = = = 1906.7 nfr = ft = 1906.7 = 721.9 nfa = fttanb = 1906.7tan160 = 546.4 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)),根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)表15-3,取a0 = 112,得:dmin = a0 = 112 = 20.4 mm 顯然,輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的

28、軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大4%,故選取:d12 = 21 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 = 24 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;因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用,查軸承樣本選用:30205型單列圓錐滾子軸承,其尺

29、寸為:ddt = 255216.25 mm,軸承右端采用擋油環(huán)定位,取:l34 = 16.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位,由軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度:h = 3 mm,故取:d45 = 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 = 65 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 = 95+12+10+8 = 125 mml78 = t =16.25 mm5 軸的受力分析和校核:1)作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(見(jiàn)圖a

30、): 根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a = 13.5 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離l1 = (88/2+35+13.5)mm = 92.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離l2 = (65/2+16.25+125-13.5)mm = 160.2 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離l3 = (65/2+18+16.25-13.5)mm = 53.2 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見(jiàn)圖b):fnh1 = = = 475.3 nfnh2 = = = 1431.4 n垂直面支反力(見(jiàn)圖d):fnv1 = = = -1278.3 nfnv2 = = = 929.3 n3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面c處的

31、水平彎矩:mh = fnh1l2 = 475.3160.2 nmm = 76143 nmm截面a處的垂直彎矩:mv0 = fql1 = 1070.992.5 nmm = 99058 nmm截面c處的垂直彎矩:mv1 = fnv1l2 = -1278.3160.2 nmm = -204784 nmmmv2 = fnv2l3 = 929.353.2 nmm = 49439 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 = = 218482 nmmm2 = = 90785 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

32、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 = 10.2 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 = 2.74 kw n2 = 107.4 r/min t2 = 243.1 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 = 268 mm 則:ft = = = 1814.2 n

33、fr = ft = 1814.2 = 686.9 nfa = fttanb = 1814.2tan160 = 519.9 n 已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 90 mm 則:ft = = = 5402.2 nfr = ft = 5402.2 = 2035.5 nfa = fttanb = 5402.2tan150 = 1446.7 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,取:a0 = 107,得:dmin = a0 = 107 = 31.5 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d67,選定

34、軸承型號(hào)為:30207型單列圓錐滾子軸承,其尺寸為:ddt = 357218.25 mm,則:d12 = d67 = 35 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為:d23 = 40 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 = 58 mm,軸肩高度:h = 0.07d = 0.0740 = 2.8 mm,軸肩寬度:b1.4h = 1.42.8 = 3.92 mm,所以:d34 = d56 = 46 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 = 90 mm,l45 = 95 mm,則:l12 = t2+s

35、+a+2.5+2 = 40.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = t2+s+a-l56 = 18.25+8+10-7 = 29.25 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)30207圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a = 18.5 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離l1 = (60/2-2+40.75-18.5)mm = 50.2 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離l2 = (60/2+14.5+b3/2)mm = 92 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離l3 = (b3/2+7+29.25-18.5)mm = 65.2 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見(jiàn)

36、圖b):fnh1 = = = 3073.4 nfnh2 = = = 4143 n.垂直面支反力(見(jiàn)圖d):fnv1 = = = 530.5 nfnv2 = = = -1879.1 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 = 3073.450.2 nmm = 154285 nmmmh2 = fnh2l3 = 414365.2 nmm = 270124 nmm截面b、c處的垂直彎矩:mv1 = fnv1l1 = 530.550.2 nmm = 26631 nmmmv2 = fnv2l3 = -1879.165.2 nmm = -122517 nmm分別作水

37、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 = = 156567 nmmm2 = = 296610 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 = 33.4 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

38、n3和轉(zhuǎn)矩t3:p3 = 2.6 kw n3 = 33.6 r/min t3 = 739.5 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 = 290 mm 則:ft = = = 5100 nfr = ft = 5100 = 1921.7 nfa = fttanb = 5100tan150 = 1365.8 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 = 47.7 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),

39、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 = 1.2739.5 = 887.4 nm 由于鍵槽將軸徑增大4%,選取聯(lián)軸器型號(hào)為:lt9型,其尺寸為:內(nèi)孔直徑50 mm,軸孔長(zhǎng)度84 mm,則:d12 = 50 mm,為保證聯(lián)軸器定位可靠取:l12 = 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 = 60 mm,左端用軸肩定位,故取ii-iii段軸直徑為:d23 = 53 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-

40、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 = 55 mm;因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用,查軸承樣本選用:30211型單列圓錐滾子軸承,其尺寸為:ddt = 55mm100mm22.75mm。由軸承樣本查得30211型軸承的定位軸肩高度為:h = 4.5 mm,故?。篸45 = 64 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 = 64 mm,所以:d67 = 64 mm,為使齒輪定位可靠?。簂67 = 88

41、mm,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度:h 0.07d = 0.0764 = 4.48 mm,軸肩寬度:b 1.4h = 1.44.48 = 6.27 mm,所以:d56 = 73 mm,l56 = 10 mm;齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位,則:l34 = t3 = 22.75 mml45 = b2+a+s+5+c+2.5-l56 = 60+10+8+5+12+2.5-10 = 87.5 mml78 = t3+s+a+2.5+2 = 22.75+8+10+2.5+2 = 45.25 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)30211圓錐滾子軸承查手冊(cè)得a = 22.5

42、 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離l2 = (90/2+10+87.5+22.75-22.5)mm = 142.8 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離l3 = (90/2-2+45.25-22.5)mm = 65.8 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見(jiàn)圖b):fnh1 = = = 1608.7 nfnh2 = = = 3491.3 n垂直面支反力(見(jiàn)圖d):fnv1 = = = 1555.6 nfnv2 = = = -366.1 n3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面c處的水平彎矩:mh = fnh1l2 = 1608.7142.8 nmm = 229722 nmm截面c處的垂直彎矩:mv1 = fnv

43、1l2 = 1555.6142.8 nmm = 222140 nmmmv2 = fnv2l3 = -366.165.8 nmm = -24089 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 = = 319560 nmmm2 = = 230982 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 = 20.9 mpas-1

44、= 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 = 6mm6mm80mm,接觸長(zhǎng)度:l = 80-6 = 74 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.2567421120/1000 = 279.7 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 = 12mm8mm50mm,接觸長(zhǎng)度:l = 50-12 = 38 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞

45、的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.2583840120/1000 = 364.8 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 = 18mm11mm80mm,接觸長(zhǎng)度:l = 80-18 = 62 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t = 0.25hldsf = 0.25116264120/1000 = 1309.4 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 = 14mm9mm70mm,接觸長(zhǎng)度:l = 70-14 = 56 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:t =

46、 0.25hldsf = 0.2595650120/1000 = 756 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 = 1128300 = 52800 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: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)x和軸向動(dòng)載荷系數(shù)y分別為:x = 1,y = 0所以:p = xfr+yfa = 1721.9+0546.4 = 721.9 n(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值c為:c = p = 721.9 = 6517 n(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:30205軸承

47、,cr = 32.2 kn,由課本式11-3有:lh = = = 1.08107lh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: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)x和軸向動(dòng)載荷系數(shù)y分別為:x = 1,y = 0所以:p = xfr+yfa = 12035.5+01446.7 = 2035.5 n(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值c為:c = p = 2035.5 = 11721 n(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5,選擇:30207軸承,cr = 54.2 kn,由課本式11-3有:lh = = = 8.65106lh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: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)x和軸向動(dòng)載荷系數(shù)y分別為:x = 1,y = 0所以:p = xfr+yfa = 11921.7+01365.8 = 1921.7 n(2) 求軸承應(yīng)有的基本額

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