二級V帶直齒減速器設(shè)計(jì)說明書_第1頁
二級V帶直齒減速器設(shè)計(jì)說明書_第2頁
二級V帶直齒減速器設(shè)計(jì)說明書_第3頁
二級V帶直齒減速器設(shè)計(jì)說明書_第4頁
二級V帶直齒減速器設(shè)計(jì)說明書_第5頁
已閱讀5頁,還剩32頁未讀, 繼續(xù)免費(fèi)閱讀

下載本文檔

版權(quán)說明:本文檔由用戶提供并上傳,收益歸屬內(nèi)容提供方,若內(nèi)容存在侵權(quán),請進(jìn)行舉報(bào)或認(rèn)領(lǐng)

文檔簡介

1、機(jī)械設(shè)計(jì)(論文)說明書 題 目:二級斜齒圓柱齒輪減速器 系 別: XXX系 專 業(yè): 學(xué)生姓名: 學(xué) 號: 指導(dǎo)教師: 職 稱:二零一二年五月一日目 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)上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不

2、大,空載起動(dòng),卷筒效率為0.97(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10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

3、設(shè)計(jì)方案1.組成:傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn):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(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。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)和二級圓柱斜齒輪減速器(展開式)。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.993×0.972×0.99×0.97=0.84h1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

4、(包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率)。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇執(zhí)行機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速n:n=60r/min工作機(jī)的功率pw:pw= 5.1 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 6.07 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 60 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 = ia×n = (16×160)×60 = 9609600r/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,選定型號為Y132M-4的三相異步

5、電動(dòng)機(jī),額定功率為7.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min,同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(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=1440/60=24(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i 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)外廓尺寸不致過大,初步取i0=2.5,則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=24/2.5=9.6取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動(dòng)比為:i12 = 則低速級的傳動(dòng)比為:i23 = 2.72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:

6、nI = nm/i0 = 1440/2.5 = 576 r/minnII = nI/i12 = 576/3.53 = 163.2 r/minnIII = nII/i23 = 163.2/2.72 = 60 r/minnIV = nIII = 60 r/min(2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 6.07×0.96 = 5.83 KWPII = PI×h2×h3 = 5.83×0.99×0.97 = 5.6 KWPIII = PII×h2×h3 = 5.6×0.99×0.97 = 5.38

7、 KWPIV = PIII×h2×h4 = 5.38×0.99×0.99 = 5.27 KW 則各軸的輸出功率:PI' = PI×0.99 = 5.77 KWPII' = PII×0.99 = 5.54 KWPIII' = PIII×0.99 = 5.33 KWPIV' = PIV×0.99 = 5.22 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×i0×h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 40.3 Nm 所以:TI = Td×i0×h1 =

8、40.3×2.5×0.96 = 96.7 NmTII = TI×i12×h2×h3 = 96.7×3.53×0.99×0.97 = 327.8 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 327.8×2.72×0.99×0.97 = 856.2 NmTIV = TIII×h2×h4 = 856.2×0.99×0.99 = 839.2 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為:TI' = TI×0.99 = 95.7

9、NmTII' = TII×0.99 = 324.5 NmTIII' = TIII×0.99 = 847.6 NmTIV' = TIV×0.99 = 830.8 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)1 選擇普通V帶型號 計(jì)算功率Pc:Pc = KAPd = 1.1×6.07 = 6.68 KW 根據(jù)手冊查得知其交點(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 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e) = 2.5&

10、#215;100×(1-0.02) = 245 mm 由手冊選取d2 = 250 mm。 帶速驗(yàn)算:V = nm×d1×/(60×1000)= 1440×100×/(60×1000) = 7.54 m/s介于525m/s范圍內(nèi),故合適。3 確定帶長和中心距a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(100+250)a02×(100+250)245a0700 初定中心距a0 = 472.5 mm,則帶長為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(

11、4×a0)= 2×472.5+×(100+250)/2+(250-100)2/(4×472.5)=1506 mm 由表9-3選用Ld = 1600 mm,確定實(shí)際中心距為:a = a0+(Ld-L0)/2 = 472.5+(1600-1506)/2 = 519.5 mm4 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(250-100)×57.30/519.5 = 163.50>12005 確定帶的根數(shù):Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 6.68/(1.

12、32+0.17)×0.99×0.96) = 4.72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 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×6.68×(2.5/0.96-1)/(5×7.54)+0.10×7.542 = 147.8 N 作用在軸上的壓力:FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×5×147.8×sin(163.5/2) = 1462.6 N第六部分 齒輪的設(shè)

13、計(jì)(一) 高速級齒輪傳動(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)場安裝的限制,故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器,小齒輪選硬齒面,大齒輪選軟齒面。 材料:高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為小齒輪:250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火,齒面硬度為大齒輪:200HBS。取小齒齒數(shù):Z1 = 21,則:Z2 = i12×Z1 = 3.53×21 = 74.13 取:Z2 = 742 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 = 1.2 2) T1 = 96.7 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表

14、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 = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 610 MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 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 = 60×576×1×10×300×2×8 = 1.66×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 60nkth = N1/u = 1.66×109/3.53 = 4.7×108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命

15、系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9 9) 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 = = 0.88×610 = 536.8 MPasH2 = = 0.9×560 = 504 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (536.8+504)/2 = 520.4 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 80.2 mm4 修正計(jì)算結(jié)果: 1) 確定模數(shù):mn = = = 3.82 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3 mm。 2) 中心距:a = = = 142.5 mm 3) 計(jì)算齒輪參數(shù):d1 = Z1mn = 21&

16、#215;3 = 63 mmd2 = Z2mn = 74×3 = 222 mmb = d×d1 = 63 mmb圓整為整數(shù)為:b = 63 mm。 4) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 1.9 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。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) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù):KHa = 1.1,KFa = 1.1;齒輪寬高比為: = = = 9.33求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×63 = 1.

17、37,由圖8-12查得:KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62 3) 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 = 2.73 YFa2 = 2.25應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.57 YSa2 = 1.77 4) 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 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2:小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.66×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 4.7×108 6)

18、 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為:KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.85 7) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力,取S=1.3,由式8-15得:sF1 = = = 158.3sF2 = = = 143.8 = = 0.02708 = = 0.02769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 = = 2.7 mm2.73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 = 63 mmd2 = 222 mmb = yd×d1 = 63 mmb圓整為整數(shù)為:b = 63 mm圓整的大小齒輪寬度為:b1 = 68 mm b2 = 63 mm中心距:a

19、= 142.5 mm,模數(shù):m = 3 mm(二) 低速級齒輪傳動(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)場安裝的限制,故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器,小齒輪選硬齒面,大齒輪選軟齒面。 材料:高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為小齒輪:250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火,齒面硬度為大齒輪:200HBS。取小齒齒數(shù):Z3 = 24,則:Z4 = i23×Z3 = 2.72×24 = 65.28 ?。篫4 = 652 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 = 327.8 Nm

20、 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 = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 610 MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 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 = 60×163.2×1×10×300×2×8 = 4.7×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 60nkth = N1/u = 4.7×108/2.72 = 1.73

21、5;108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9,KHN3 = 0.92 9) 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 = = 0.9×610 = 549 MPasH4 = = 0.92×560 = 515.2 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 121.2 mm4 修正計(jì)算結(jié)果: 1) 確定模數(shù):mn = = = 5.05 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:5 mm。 2) 中心距:a = = = 222.5 mm 3

22、) 計(jì)算齒輪參數(shù):d3 = Z3mn = 24×5 = 120 mmd4 = Z4mn = 65×5 = 325 mmb = d×d3 = 120 mmb圓整為整數(shù)為:b = 120 mm。 4) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 1.02 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。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) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù):KHa = 1.1,KFa = 1.1;齒輪寬高比為: = = = 10.67求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.8

23、2+0.33×10-3×120 = 1.39,由圖8-12查得:KFb = 1.36 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.36 = 1.65 3) 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 = 2.63 YFa4 = 2.27應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.59 YSa4 = 1.75 4) 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 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2:小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 4.7×108大

24、齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.73×108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為:KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.88 7) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力,取S=1.3,由式8-15得:sF3 = = = 160.2sF4 = = = 148.9 = = 0.0261 = = 0.02668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 = = 3.69 mm3.695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 = 120 mmd4 = 325 mmb = yd×d3 = 120 mmb圓整為整數(shù)為:b = 120 mm圓整的大

25、小齒輪寬度為:b3 = 125 mm b4 = 120 mm中心距:a = 222.5 mm,模數(shù):m = 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)軸的設(shè)計(jì)1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 5.83 KW n1 = 576 r/min T1 = 96.7 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 = 63 mm 則:Ft = = = 3069.8 NFr = Ft×tanat = 3069.8×tan200 = 1117.3 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)

26、(第八版)表15-3,取A0 = 112,得:dmin = A0× = 112× = 24.2 mm 顯然,輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大4%,故選取:d12 = 25 mm。帶輪的寬度:B = (Z-1)×e+2×f = (5-1)×18+2×8 = 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 = 30 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度: 初選軸承的類型及型

27、號。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 = 35 mm;因軸只受徑載荷作用,查軸承樣本選用:6207型深溝球軸承,其尺寸為:d×D×T = 35×72×17 mm,軸承右端采用擋油環(huán)定位,取:l34 = 17 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位,由軸承樣本查得6207。型軸承的定位軸肩高度:h = 3.5 mm,故?。篸45 = d67 = 42 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 = 68 mm;齒輪的左端與軸承

28、之間采用套筒定位,則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 125+12+10+8 = 155 mml78 = T = 17 mm5 軸的受力分析和校核:1)作軸的計(jì)算簡圖(見圖a): 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (88/2+35+17/2)mm = 87.5 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (68/2+17+155-17/2)mm = 197.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (68/2+18+17-17/2)mm = 60.5 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1

29、= = = 719.9 NFNH2 = = = 2349.9 N垂直面支反力(見圖d):FNV1 = = = -1696.6 NFNV2 = = = 1351.3 N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH = FNH1L2 = 719.9×197.5 Nmm = 142180 Nmm截面A處的垂直彎矩:MV0 = FQL1 = 1462.6×87.5 Nmm = 127977 Nmm截面C處的垂直彎矩:MV1 = FNV1L2 = -1696.6×197.5 Nmm = -335078 NmmMV2 = FNV2L3 = 1351.3×6

30、0.5 Nmm = 81754 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 = = 363995 NmmM2 = = 164009 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 = 14.7 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:I

31、I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 = 5.6 KW n2 = 163.2 r/min T2 = 327.8 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 = 222 mm 則:Ft = = = 2953.2 NFr = Ft×tanat = 2953.2×tan200 = 1074.9 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 120 mm 則:Ft = = = 5463.3 NFr = Ft×tanat = 5463.3×tan200 = 1988.5 N3 確定軸的各段直徑和長度: 先初步估算軸的

32、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,?。篈0 = 107,得:dmin = A0× = 107× = 34.8 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為:6207型深溝球軸承,其尺寸為:d×D×T = 35×72×17 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度應(yīng)略小于輪轂長度,則:l23 = 61 mm,軸肩高度:h = 0.07d = 0.07×40 = 2.8 mm,軸肩寬度

33、:b1.4h = 1.4×2.8 = 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 = 120 mm,l45 = 125 mm,則:l12 = T2+s+a+2.5+2 = 39.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 17+8+10-7 = 28 mm4 軸的受力分析和校核:1)作軸的計(jì)算簡圖(見圖a): 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (63/2-2+39

34、.5-17/2)mm = 60.5 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (63/2+14.5+b3/2)mm = 108.5 mm 低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (b3/2+7+28-17/2)mm = 89 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1 = = = 4145.3 NFNH2 = = = 4271.2 N垂直面支反力(見圖d):FNV1 = = = 136.9 NFNV2 = = = -1050.5 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 = 4145.3×60.5 Nmm = 250791 NmmM

35、H2 = FNH2L3 = 4271.2×89 Nmm = 380137 Nmm截面B、C處的垂直彎矩:MV1 = FNV1L1 = 136.9×60.5 Nmm = 8282 NmmMV2 = FNV2L3 = -1050.5×89 Nmm = -93494 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 = = 250928 NmmM2 = = 391466 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)也對其他危

36、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 = 49.8 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n3和轉(zhuǎn)矩T3:P3 = 5.38 KW n3 = 60 r/min T3 = 856.2 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 = 325 mm 則:Ft = = = 5268.9 NFr = Ft×tanat = 5268.9×tan200

37、 = 1917.7 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× = 50.1 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,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 = 1.2×856.2 = 1027.4 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%,選取聯(lián)軸器型號為:LT10型,其尺寸為:內(nèi)孔直徑63 mm,軸孔長

38、度107 mm,則:d12 = 63 mm,為保證聯(lián)軸器定位可靠取:l12 = 105 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 = 73 mm,左端用軸肩定位,故取II-III段軸直徑為:d23 = 66 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。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?。篸34 = d78 = 70 mm;因軸只受徑載荷作用,查軸承樣本選用:6214型深溝球軸承,其尺寸為:d×D×T = 70mm×125mm×24mm。由軸承樣本查得

39、6214型軸承的定位軸肩高度為:h = 4.5 mm,故取:d45 = 79 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 = 79 mm,所以:d67 = 79 mm,為使齒輪定位可靠?。簂67 = 118 mm,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度:h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm,軸肩寬度:b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm,所以:d56 = 91 mm,l56 = 10 mm;齒輪的左端與

40、軸承之間采用套筒定位,則:l34 = T3 = 24 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 63+10+8+5+12+2.5-10 = 90.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 24+8+10+2.5+2 = 46.5 mm5 軸的受力分析和校核:1)作軸的計(jì)算簡圖(見圖a): 根據(jù)6214深溝球軸承查手冊得T= 24 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (120/2+10+90.5+24-24/2)mm = 172.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (120/2-2+46.5-24/2)mm = 92.5 mm2)計(jì)算軸的支反力:水平面支反力(見圖b)

41、:FNH1 = = = 1839.1 NFNH2 = = = 3429.8 N垂直面支反力(見圖d):FNV1 = = = 669.4 NFNV2 = = = 1248.3 N3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH = FNH1L2 = 1839.1×172.5 Nmm = 317245 Nmm截面C處的垂直彎矩:MV = FNV1L2 = 669.4×172.5 Nmm = 115472 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 = = 337607 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

42、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 = 10.4 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: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:b×h×l = 8mm×7mm×80mm,接觸長度:l' = 80-8 = 72 mm,則鍵

43、聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×72×25×120/1000 = 378 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:b×h×l = 12mm×8mm×50mm,接觸長度:l' = 50-12 = 38 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×38×40×120/1000 = 364.8 NmTT2,故鍵滿足強(qiáng)度要求。

44、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:b×h×l = 22mm×14mm×110mm,接觸長度:l' = 110-22 = 88 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×14×88×79×120/1000 = 2919.8 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:b×h×l = 18mm×11mm×100mm,接觸長度:l' = 1

45、00-18 = 82 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×82×63×120/1000 = 1704.8 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 = 10×2×8×300 = 48000 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: 因該軸承只受徑向力,所以:P = Fr = 1117.3 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1117.3× = 13226 N(3) 選擇軸承型

46、號: 查課本表11-5,選擇:6207軸承,Cr = 25.5 KN,由課本式11-3有:Lh = = = 3.44×105Lh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: 因該軸承只受徑向力,所以:P = Fr = 1988.5 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1988.5× = 15461 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:6207軸承,Cr = 25.5 KN,由課本式11-3有:Lh = = = 2.15×105Lh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: 因該軸承只受徑向力,所以:P = Fr = 1917.7 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1917.7× = 10681 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:6214軸承,Cr = 60.8 KN,由課本式11-3有:Lh = = = 8.85×

溫馨提示

  • 1. 本站所有資源如無特殊說明,都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
  • 2. 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等,如果需要附件,請聯(lián)系上傳者。文件的所有權(quán)益歸上傳用戶所有。
  • 3. 本站RAR壓縮包中若帶圖紙,網(wǎng)頁內(nèi)容里面會(huì)有圖紙預(yù)覽,若沒有圖紙預(yù)覽就沒有圖紙。
  • 4. 未經(jīng)權(quán)益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
  • 5. 人人文庫網(wǎng)僅提供信息存儲(chǔ)空間,僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護(hù)處理,對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯,并不能對任何下載內(nèi)容負(fù)責(zé)。
  • 6. 下載文件中如有侵權(quán)或不適當(dāng)內(nèi)容,請與我們聯(lián)系,我們立即糾正。
  • 7. 本站不保證下載資源的準(zhǔn)確性、安全性和完整性, 同時(shí)也不承擔(dān)用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。

最新文檔

評論

0/150

提交評論