機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計二級圓柱齒輪減速器計算說明書_第1頁
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文檔簡介

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目:二級圓柱齒輪減速器專業(yè)、班級:學(xué)號:學(xué)生姓名:指導(dǎo)教師:成績:2015年 7 月18 日 浙江科技學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院目 錄1. 設(shè)計任務(wù)書22. 前言33.電動機(jī)的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 箱體設(shè)計及說明 44.帶傳動設(shè)計 85.齒輪設(shè)計 116.軸類零件設(shè)計 267.軸承的壽命計算 388.鍵連接的校核 409.潤滑及密封類型選擇 4110.箱體設(shè)計及說明 4211.設(shè)計小結(jié) 4412.參考文獻(xiàn) 441.設(shè)計任務(wù)書1.1課程設(shè)計的目的 課程設(shè)計是機(jī)械設(shè)計課程的最后一個教學(xué)環(huán)節(jié)。課程設(shè)計時要綜合運用本課程所學(xué)知識,以及如制圖、工程力學(xué)、機(jī)械制

2、造、材料及熱處理、極限與配合等課程的知識,獨立地進(jìn)行設(shè)計。本課程設(shè)計是學(xué)生學(xué)習(xí)過程中的第一個比較全面的獨立進(jìn)行的設(shè)計訓(xùn)練,是一個很重要的教學(xué)環(huán)節(jié)。 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法,了解簡單機(jī)械裝置、通用零件的設(shè)計過程和一般步驟。 進(jìn)行基本的工程訓(xùn)練。例如,設(shè)計計算、驗算、估算及數(shù)據(jù)處理,繪圖表達(dá),使用參考資料、設(shè)計手冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范,編制設(shè)計計算書等技術(shù)文件。 樹立正確的科學(xué)的設(shè)計思想,培養(yǎng)獨立進(jìn)行工程設(shè)計的能力,為今后進(jìn)行專業(yè)課程設(shè)計和畢業(yè)設(shè)計,以及從事其他設(shè)計打下良好的基礎(chǔ)。 鞏固和加深各先修課的基本理論和知識,融會貫通各門課程的知識于設(shè)計中。1.2課程設(shè)計的內(nèi)容 1、減速器內(nèi)部傳動零件(齒輪和軸)

3、的設(shè)計計算。 2、聯(lián)軸器、軸承和鍵的選擇和校核驗算。 3、減速器附件的選擇及說明。 4、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計。 5、潤滑和密封的選擇和驗算。 6、裝配圖和零件圖的設(shè)計和繪制。7、設(shè)計計算說明書的整理和編寫。1.3課程設(shè)計的任務(wù)和要求 1)裝配圖1張(1號或0號圖紙);2)零件圖3張(齒輪或蝸輪、軸或蝸桿、箱體或箱蓋);3)設(shè)計計算說明書1份(不少于6000字)。2.前言2.1傳動方案的擬定采用普通V帶傳動加二級斜齒輪傳動,如圖2.1 圖2.12.2原始數(shù)據(jù)輸送帶工作拉力 F=2.8KN,輸送帶速度 V=0.8m/s,卷筒直徑D=550mm。3. 電機(jī)選擇3.1 電動機(jī)類型的選擇 按工作要求和工作條件

4、選用Y系列鼠籠三相異步電動機(jī)。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu),電壓為380V。3.2 選擇電動機(jī)的容量工作機(jī)有效功率P=,根據(jù)題目所給數(shù)據(jù)F=2.8KN,V=0.8m/s。則有:P=2.24KW從電動機(jī)到工作機(jī)輸送帶之間的總效率為 =式中,分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率,齒輪傳動效率,聯(lián)軸器效率,卷筒效率。據(jù)機(jī)械設(shè)計課程指導(dǎo)書表1可知=0.96,=0.98,=0.97,=0.99,=0.96,則有: =0.960.970.990.96 =0.79所以電動機(jī)所需的工作功率為: P=2.84KW 3.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速按機(jī)械設(shè)計課程指導(dǎo)書表1推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I=840和帶的

5、傳動比I=24,則系統(tǒng)的傳動比范圍應(yīng)為:I=I齒I帶=(840)(24)=16160工作機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速為 n=所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=In=(16160)27.78 =(444.54444.8)符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min四種。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由有關(guān)手冊查出有四種適用的電動機(jī)型號,因此有四種傳動比方案,如下表。型 號額定功率額定電流轉(zhuǎn)速效率功率因數(shù)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流最大轉(zhuǎn)矩噪聲振動速度重量額定轉(zhuǎn)矩額定電流額定轉(zhuǎn)矩1級2級kWAr/min%COS倍倍倍dB(A)mm/skgY100L-236.4288082.00.872

6、.27.02.374791.834Y100L2-436.8143082.50.812.27.02.365701.835Y132S-637.296083.00.82.06.52.266711.866Y132M-837.771082.00.72.05.52.061661.876綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比,可見第2種方案比較合適。因此選定電動機(jī)型號為Y132S-63.4 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1)傳動裝置總傳動比 I=2)分配到各級傳動比 I=已知i0的合理范圍為24。初步取V帶的傳動比=2.5則i3)分配減速器傳動比參考機(jī)械設(shè)計課程指導(dǎo)書圖12分配

7、齒輪傳動比得高速級傳動比,低速級傳動比為3.5 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算各軸轉(zhuǎn)速各軸輸入功率(式中: )各軸轉(zhuǎn)矩TI=Tdi001=28.252.50.96=67.8NmTII=TIi112=67.84.40.980.97=283.58NmTIII=TIIi223=283.583.150.980.97=849.15NmT工作機(jī)軸=TIII42=849.150.980.99=823.85NmT輸出=T輸入0.98(式中: )運動和動力參數(shù)表軸名效率PKw轉(zhuǎn)矩TNm轉(zhuǎn)速nr/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸2.8428.259602.50.96I 軸2.732.6867.866.44

8、3844.40.95II 軸2.602.55283.58277.9187.33.150.95III 軸2.472.42849.15832.1727.71.000.97卷筒軸2.402.35823.85807.3727.74.帶傳動設(shè)計4.1 確定計算功率P 據(jù)機(jī)械設(shè)計表8-8查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有: P=KP4.2 選擇V帶帶型 據(jù)P和nm查機(jī)械設(shè)計圖8-11選用A帶。4.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速 (1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d由機(jī)械設(shè)計表8-7和8-9,取小帶輪直徑d=100mm。 (2)驗算帶速v,有: =5.03 因為5.03m/s在5m/s30m/s之間,故帶速合適。

9、 (3)計算大帶輪基準(zhǔn)直徑d 取=250mm4.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L (1)根據(jù)機(jī)械設(shè)計式8-20初定中心距a=500mm(2)計算帶所需的基準(zhǔn)長度 =1561mm由機(jī)械設(shè)計表8-2選帶的基準(zhǔn)長度L=1550mm(3)計算實際中心距中心局變動范圍:4.5 驗算小帶輪上的包角4.6 計算帶的根數(shù)z(1)計算單根V帶的額定功率P由和r/min查機(jī)械設(shè)計表8-4得 P=0.95KW據(jù)nm=960,i=2.5和A型帶,查機(jī)械設(shè)計8-5得 P=0.11KW查機(jī)械設(shè)計表8-6得K=0.96,K=0.98,于是: P=(P+P)KK =(0.95+0.11)0.960.98 =0.9972KW

10、(2)計算V帶根數(shù)z 故取4根。4.7 計算單根V帶的初拉力最小值(F)由機(jī)械設(shè)計表8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.105。所以 =158.1N4.8 計算壓軸力F F=2Fsin(/2)=24158.1sin(162.6/2) =1250N設(shè)計結(jié)論選用A型普通V帶4根,基準(zhǔn)帶長L0=1640,基準(zhǔn)直徑dd1=100mm,dd2=250mm,中心距a=471.75541.5mm,F(xiàn)0=158.1N5.齒輪設(shè)計5.1高速級齒輪設(shè)計1.選定齒輪類型,精度等級,材料及模數(shù) (1)按要求的傳動方案,選用圓柱斜齒輪傳動,壓力角取20; (2)運輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,參考機(jī)械設(shè)計表10-6, 故

11、用8級精度; (3)材料的選擇。由機(jī)械設(shè)計表10-1選擇小齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS,大齒輪的材料為45鋼(正火)硬度為200HBS,兩者硬度差為40HBS; (4)選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2可由Z2=Z1得 Z2=105.6,取107; (5)初選螺旋角=142.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 (1)按公式: d1t32 KHtT1du+1uZHZEZZH 2 1)確定公式中各數(shù)值 試選KHt=1.3。 由機(jī)械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,由前面計算可知: T1=6.78104N。 由機(jī)械設(shè)計表10-5查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8M

12、P 由機(jī)械設(shè)計表10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 由機(jī)械設(shè)計式(10-21)計算接觸疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Zt =arctan(tanncos) =arctan(tan20cos14) =20.562at1 = arcos(z1costz1+2 han*cos)=arcos(24cos20.56224+21cos14)=29.974at2 = arcos (z2costz2+2 han*cos)=arcos107cos20.562107+21cos14=23.13 =z1 ( tanat1 - tan ) + z2 (tanat2-tan )2 =24 ( tan29.974 - tan2

13、0.562 ) + 107 (tan23.13-tan20.562 )2 = 1.66 =dz1tan = 124tan14 =1.905Z =4 - 3 1- + = =0.66由機(jī)械設(shè)計式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=cos14=0.985 計算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由機(jī)械設(shè)計圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng) 度極限Hlim1=580MP;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim2=560MP。由機(jī)械設(shè)計式(10-15)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60 n1jLh = 6038413651610= 1.34 109 N2 =N1u =1.34 1094.4 = 3.06

14、108 由機(jī)械設(shè)計圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KNH1 = 0.91 ,KNH2 = 0.97 取失效概率為1,安全系數(shù)S=1,有 H1 =KNH1Hlim1S =0.91 5801 MPa = 528 MPa H2 =KNH2Hlim2S =0.97 5601 MPa= 543.2 MPa取 H1和 H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力 H= H1=528 MPa2) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t32 KHtT1du+1uZHZEZZH 2 =321.36.7810415.44.4(2.433189.80.660.985528) mm =41.18mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1

15、)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 計算圓周速度。 v= m/s =0.82m/s 計算齒寬b b=141.18 mm =41.18mm 2)計算實際載荷系數(shù)KH。 由機(jī)械設(shè)計表10-2查得使用系數(shù)KA= 1 根據(jù)v = 0.82 m/s ,8級精度,查機(jī)械設(shè)計圖10-8得動載系 數(shù)Kv = 1.05 齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=26.78104/41.18N=3293N KA Ft1/b=13293/41.18N/mm=79.97N/mm100N/mm 查機(jī)械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4 由機(jī)械設(shè)計表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時,KH=1.4

16、5 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKHKH = 1 1.05 1.4 1.45 = 2.13 3)實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑: d1 =d1t3KKHt = 41.18 mm= 48.55 mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosZ1=48.55cos1424mm=1.963.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(1)由式(10-20)試算齒輪模數(shù),即 mnt 32 KFtT1YYcosdz12YFYSF 1)確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3由機(jī)械設(shè)計式(10-18),可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) Y。b=arctantancost=arctantan14cos20.562=13.14 v

17、=cos2b=1.66cos213.140=1.75 Y =0.25 + 0.75v = 0.25 + = 0.68由機(jī)械設(shè)計式(10-19),可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y Y=1-120=1-1.90514120=0.778計算YFYSF 由當(dāng)量齒數(shù) Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27,Zv2=Z2cos3=107cos314=117 查機(jī)械設(shè)計圖10-17,得齒形系數(shù)YFa1=2.62,YFa2=2.18。 由機(jī)械設(shè)計圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.6、Ysa2=1.80 由機(jī)械設(shè)計圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.9 ,KFN2 = 0.9

18、5由機(jī)械設(shè)計圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim 1 = 330 MPa Flim 2 = 310 MPa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由機(jī)械設(shè)計式(10-14)得F 1 = KFN1Flim 1S =0.9 3301.4 = 212.14 MPaF 2 =KFN2Flim2S =0.95 3101.4 = 210.36 MPaYFa1YSa1 F1=2.621.6212.14=0.0198 YFa2YSa2 F2=2.181.8210.36=0.0187 因為小齒輪的YFaYsa F 大于大齒輪,所以取YFaYsa F =YFa1YSa1 F1=0.01982)

19、計算齒輪模數(shù)mnt 32 KFtT1YYcos2dz12YFYSF =321.36.781040.680.778cos141240.0198=1.64(2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度v d1=mntz1/cos=1.6424/cos14mm=40.56mm v= m/s =0.82m/s 齒寬b b=140.56 mm =40.56mm 齒高h(yuǎn)及寬高比b/h h=2han*+cn*mnt=21+0.251.64mm=3.69mm b/h=40.56/3.69=10.992)計算實際載荷系數(shù)KF。 根據(jù)v = 0.82 m/s ,8級精度,查機(jī)械設(shè)計圖10-8得動載

20、系 數(shù)Kv = 1.04齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=26.78104/40.56N=3343N KA Ft1/b=13343/40.56N/mm=82.40N/mm100N/mm 查機(jī)械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4由機(jī)械設(shè)計表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時,KH=1.45,結(jié)合b/h=10.99,查圖10-13,得KF=1.35 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKHKH = 1 1.04 1.4 1.35 = 1.973)由機(jī)械設(shè)計式(10-13),可得實際的載荷系數(shù)算得的齒輪模 數(shù): mn =mnt3KFKFt = 1.64 mm= 1.88

21、mm4.幾何尺寸計算(1)計算中心距 a =135mm考慮模數(shù)從1.64增大到2,取中心距為134.5(2)按調(diào)整后中心距修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos24+10722134.5=13.1(3)計算分度圓直徑 d1=Z1mncos=242cos13.1mm=49.28mmd2=Z2mncos=1072cos13.1mm=219.7mm(4)計算齒輪寬度 b= 取b1=55mm,b2=50mm5. 大小齒輪各參數(shù)見下表高速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表5-1名稱符號數(shù)值模數(shù)mn2壓力角20螺旋角13.1齒頂高2齒根高2.5全齒高4.5分度圓直徑49.28219.7齒

22、頂圓直徑53.28223.7齒根圓直徑44.28214.7基圓直徑46.3206.5中心距134.55.2低速級齒輪設(shè)計1.選定齒輪類型,精度等級,材料及模數(shù) (1)按要求的傳動方案,選用圓柱斜齒輪傳動,壓力角取20; (2)運輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,參考機(jī)械設(shè)計表10-6, 故用8級精度; (3)材料的選擇。由機(jī)械設(shè)計表10-1選擇小齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS,大齒輪的材料為45鋼(正火)硬度為200HBS,兩者硬度差為40HBS; (4)選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2可由Z2=Z1得 Z2=75.6,取77; (5)初選螺旋角=142.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計

23、 (1)按公式: d1t32 KHtT1du+1uZHZEZZH 2 1)確定公式中各數(shù)值 試選KHt=1.3。 由機(jī)械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,由前面計算可知: T1=2.83105N。 由機(jī)械設(shè)計表10-5查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP 由機(jī)械設(shè)計表10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 由機(jī)械設(shè)計式(10-21)計算接觸疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Zt =arctan(tanncos) =arctan(tan20cos14) =20.562at1 = arcos(z1costz1+2 han*cos)=arcos(24cos20.56224+21cos

24、14)=29.974at2 = arcos (z2costz2+2 han*cos)=arcos77cos20.56277+21cos14=24.038 =z1 ( tanat1 - tan ) + z2 (tanat2-tan )2 =24 ( tan29.974 - tan20.562 ) + 77 (tan24.038-tan20.562 )2 = 1.639 =dz1tan = 124tan14 =1.905Z =4 - 3 1- + = =0.671由機(jī)械設(shè)計式(10-23)可得螺旋角系數(shù)ZZ=cos=cos14=0.985 計算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由機(jī)械設(shè)計圖10-25d按齒面硬度

25、查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng) 度極限Hlim1=580MP;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 Hlim2=560MP。由機(jī)械設(shè)計式(10-15)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60 n1jLh = 6087.313651610= 3.06 108 N2 =N1u =3.06 1083.15 = 9.7 107 由機(jī)械設(shè)計圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KNH1 = 0.95 ,KNH2 = 0.98 取失效概率為1,安全系數(shù)S=1,有 H1 =KNH1Hlim1S =0.95 5801 MPa = 551 MPa H2 =KNH2Hlim2S =0.98 5601 MPa= 548.8 MPa取 H1和 H2中的

26、較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力 H= H1=548.8 MPa2) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t32 KHtT1du+1uZHZEZZH 2 =321.32.8310514.153.15() mm =66.77mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 計算圓周速度。 v= m/s =0.31m/s 計算齒寬b b=166.77 mm =66.77mm 2)計算實際載荷系數(shù)KH。 由機(jī)械設(shè)計表10-2查得使用系數(shù)KA= 1 根據(jù)v = 0.31 m/s ,8級精度,查機(jī)械設(shè)計圖10-8得動載系 數(shù)Kv = 1.02 齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=22.8310

27、5/66.77N=8494N KA Ft1/b=18494/66.77N/mm=127N/mm100N/mm 查機(jī)械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.4 由機(jī)械設(shè)計表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時,KH=1.455 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKHKH = 1 1.02 1.4 1.455 = 2.08 3)實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑: d1 =d1t3KKHt = 66.77 mm= 78.1mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosZ1=66.77cos1424mm=3.163.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(1)由式(10-20)試算齒輪模數(shù),即 mn

28、t 32 KFtT1YYcosdz12YFYSF 1)確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)KFt=1.3由機(jī)械設(shè)計式(10-18),可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) Y。b=arctantancost=arctantan14cos20.562=13.14 v=cos2b=1.639cos213.140=1.728 Y =0.25 + 0.75v = 0.25 + = 0.684由機(jī)械設(shè)計式(10-19),可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y Y=1-120=1-1.90514120=0.778計算YFYSF 由當(dāng)量齒數(shù) Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27,Zv2=Z2cos3=77cos31

29、4=84.29 查機(jī)械設(shè)計圖10-17,得齒形系數(shù)YFa1=2.62,YFa2=2.22。 由機(jī)械設(shè)計圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.6、Ysa2=1.78 由機(jī)械設(shè)計圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.95 ,KFN2 = 0.97由機(jī)械設(shè)計圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim 1 = 330 MPa Flim 2 = 310 MPa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由機(jī)械設(shè)計式(10-14)得F 1 = KFN1Flim 1S =0.95 3301.4 = 224 MPaF 2 =KFN2Flim2S =0.97 3101.4 = 214.

30、79 MPaYFa1YSa1 F1=2.621.6224=0.0187 YFa2YSa2 F2=2.221.78214.79=0.0183 因為小齒輪的YFaYsa F 大于大齒輪,所以取YFaYsa F =YFa1YSa1 F1=0.01872)計算齒輪模數(shù)mnt 32 KFtT1YYcos2dz12YFYSF =321.32.831050.6840.778cos141240.0187=2.384(2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度v d1=mntz1/cos=2.3824/cos14mm=56.4mm v= m/s =0.26m/s 齒寬b b=156.4 mm

31、=56.4mm 齒高h(yuǎn)及寬高比b/h h=2han*+cn*mnt=21+0.252.384mm=5.13mm b/h=56.4/5.13=10.992)計算實際載荷系數(shù)KF。 根據(jù)v = 0.26 m/s ,8級精度,查機(jī)械設(shè)計圖10-8得動載系 數(shù)Kv = 1.02齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=22.83105/56.4N=10035N KA Ft1/b=110035/56.4N/mm=178N/mm100N/mm 查機(jī)械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4由機(jī)械設(shè)計表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 非對稱布置時,KH=1.45,結(jié)合b/h=10.99,查圖10

32、-13,得KF=1.455 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKFKF = 1 1.02 1.4 1.35 = 1.923)由機(jī)械設(shè)計式(10-13),可得實際的載荷系數(shù)算得的齒輪模 數(shù): mn =mnt3KFKFt = 2.384 mm= 2.65 mm4.幾何尺寸計算(1)計算中心距 a =168.5mm考慮模數(shù)從2.65增大到3,取中心距為168(2)按調(diào)整后中心距修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos26+8332168=13.29(3)計算分度圓直徑 d1=Z1mncos=263cos13.29mm=80.15mmd2=Z2mncos=833cos13.29mm=2

33、55.85mm(4)計算齒輪寬度 b= 取b1=86mm,b2=81mm5. 大小齒輪各參數(shù)見下表 低速級齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表5-2名稱符號數(shù)值模數(shù)mn3壓力角20螺旋角13.29齒頂高3齒根高3.75全齒高6.75分度圓直徑80.15255.85齒頂圓直徑86.15261.85齒根圓直徑72.65248.35基圓直徑75.3240.4中心距1686.軸類零件設(shè)計6.1高速軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得p1=5.68KW,n=384r/min,T1=6.64N2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=49.28mm 而 Ft1=2695N Fr1=F

34、tanncos=2695tan20cos13.1=1007 壓軸力F=1250N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40CrNi鋼,調(diào)質(zhì)處理據(jù)機(jī)械設(shè)計表15-3,取A=110,于是得: d=Amm因為軸上應(yīng)開2個鍵槽,所以軸徑應(yīng)增大10%故d23.12mm,又此段軸與大帶輪裝配,綜合考慮兩者要求取d=25mm,查機(jī)械設(shè)計表8-11知帶輪寬B=3e+2f=315+29=63mm故此段軸長取60mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較,裝配示意圖6-1 圖6-1(2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)I-II段是與帶輪連接的其d=25

35、mm,l=60mm。 2)II-III段用于安裝軸承端蓋,軸承端蓋的寬度為40mm(由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求,取端蓋與I-II段左端的距離為30mm。故取l=70mm,因其右端面需制出一軸肩故取d=27mm。 3)初選軸承,選用圓錐滾子軸承,參照工作要求并據(jù)d=27mm,由軸承目錄里初選3306號其尺寸為d=30mm,b=20mm故d=30mm。又左邊采用軸肩定位取=35mm所以l=105.5mm,=38mm,=10mm 4)取安裝齒輪段軸徑為d=34mm,齒輪左端與左軸承之間用套筒定位,已知齒輪寬度為55mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸

36、段應(yīng)略短于齒輪寬度故取l=52mm。齒輪左邊-段為軸套定位,且繼續(xù)選用3306軸承,則此處d=30mm。取l=42.5mm(3)軸上零件的周向定位 齒輪,帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由機(jī)械設(shè)計表6-1查得平鍵截面bh=87,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為50mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性,故選擇帶輪與軸之間的配合為,同樣按d由機(jī)械設(shè)計表6-1查得齒輪與軸的連接用平鍵10845,齒輪與軸之間的配合為,軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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 參考機(jī)械設(shè)計表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖6-2。 5.求軸

37、上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖6-3圖6-3 現(xiàn)將計算出的各個截面的M,M 和M的值如下: F=1622N F=1379N F=757N F=1938N M=81352N M=137500 M=114332N M=81352+114332=140321N M=M=137500N T1=6.64104N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時,通常只校核危險截面的強(qiáng)度,從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)機(jī)械設(shè)計式15-5及上面的數(shù)據(jù),取=0.6軸的計算應(yīng)力: =37.1MP 前面選用軸的材料為45鋼,調(diào)制處理,由機(jī)械設(shè)計表15-1 查得=

38、60Mp,故安全。6.2 中速軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面的計算得p2=2.55kw, n2=87.3r/min, T2=2.78105 N2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=219.7mm d=80.15mm 而 Ft2=Ft1=2695, Fr2=Fr1=1007 Ft3=6937N, Fr3=Ft3tanncos=6937tan20cos13.29=2592N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理據(jù)機(jī)械設(shè)計表15-3,取A=110,于是得: d=A03p2n2=A03=33.87mm 因為軸上應(yīng)開2個鍵

39、槽,所以軸徑應(yīng)增大10%故d=37.26mm,又此段軸與軸承裝配,故同時選取軸承,因為軸承上承受徑向力,故選用圓錐滾子軸承,參照工作條件可選32008,其尺寸為:db=4019故d=40mm,右端用套筒與齒輪定位,套筒長度取22mm,所以l=44mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較,裝配示意圖6-4 圖6-4(2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)II -III段為高速級大齒輪,由前面可知其寬度為50mm,為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取l=47mm,d=43mm。 2)III-IV段為高速級大齒輪的軸向定位,此段軸長度應(yīng)由同

40、軸條件計算得l =12mm,d=48mm。 3)IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位,由其寬度為86mm可取l=83mm,d=43mm 4)V-VI段為軸承同樣選用圓錐滾子軸承32008,左端用套筒與齒輪定位,取套筒長度為20mm,則 l =42mm ,d=40mm (3)軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表6-1查得平bhl=12840,按d得平鍵截面bhl=12876,其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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 參考機(jī)械設(shè)計表15-2取軸端倒角為2.軸肩處圓角見圖6-5。 圖6-55.求軸

41、上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-6。 圖7-4現(xiàn)將計算出的各個截面的M,M 和M的值如下: F=165N ,F(xiàn)=1420N F=4285N ,F(xiàn)=5345N M=9643N,M=98702Nmm M=-250662N,M=-371489N M=250848N M=384378N T=2.78N6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時,通常只校核危險截面的強(qiáng)度,從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面。則根據(jù)機(jī)械設(shè)計式15-5及上面的數(shù)據(jù),取=0.6軸的計算應(yīng)力: =52.7MP前面選用軸的材料為45鋼,調(diào)制處理,由機(jī)械設(shè)計表15-1查得=60Mp

42、,。7.3低速軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P3=2.42KW,n3=27.7r/min,T3=8.07105N2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=255.85mm而 F=6308N F=F63112359N3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理據(jù)機(jī)械設(shè)計表15-3,取A=110,于是得: d=A48.8mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查2表14-1取K=1.3.則:T 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件上網(wǎng)查得可選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2000000N。半聯(lián)軸器孔徑d=5

43、5mm,故取d=55mm半聯(lián)軸器長度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=107mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較,裝配示意圖6-7 圖6-7(2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位,I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=60mm;左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為107mm,為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上,故I-II段長度應(yīng)比L略短一些,現(xiàn)取l=105mm.2)II-III段是固定軸承的軸承端蓋,寬度=37mm。據(jù)d =60mm和方便拆裝可取l=65mm。 3)初

44、選軸承,選用圓錐滾子軸承,參照工作要求d=65mm,由軸承目錄里初選32013號其尺寸為d=65mm100mm23mm,l=23mm由于右邊是軸肩定位,d=70mm,l=76.5mm,d=75mmmm,l=10mm。4)取安裝齒輪段軸徑為d=70mm,已知齒輪寬為81mm取l=78mm。齒輪右邊-段為軸套定位,軸肩高h(yuǎn)=5mm則此處d=65mm。取l=48.5mm(3)軸上零件的周向定位齒輪,半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由機(jī)械設(shè)計表,6-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為90mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為,同樣齒輪與軸的連接用平鍵2012,齒輪與軸之間的配合為,軸承與軸

45、之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)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 參考機(jī)械設(shè)計表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖6-8。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-9。 圖6-9現(xiàn)將計算出各個截面處的M,M和M的值如下: F=1517N F=842N F=4057N F=2251N M=-115314N M=308352N M=(-115314)2+3083522=329209N T3=8.07N6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時,通常只校核危險截面的強(qiáng)度,從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面,則根據(jù)機(jī)械設(shè)計式15-5及上面的數(shù)據(jù),取=0.6,軸的計算應(yīng)力 =17MP 前面選用軸的材料為45鋼,調(diào)制處理,由機(jī)械設(shè)計表15-1 查得=60Mp,故安全。7.軸承的壽命計算7.1 高速軸上的軸承33006壽命計算預(yù)期壽命:已知N,F(xiàn)=1622N F=1379N F=757N F=1938NP1=Fr1=1790N

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