機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì):雙級圓柱齒輪減速器.doc
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計(jì) 算 及 說 明 結(jié) 果 一、設(shè)計(jì)任務(wù)書 1、設(shè)計(jì)任務(wù) 設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng),采用兩級圓柱齒輪減速器 2、原始數(shù)據(jù) 輸送帶有效拉力 F=4100N 輸送帶工作速度 v=0.7m/s(允許誤差5%) 輸送帶滾筒直徑 d=300mm 減速器設(shè)計(jì)壽命為10年(設(shè)每年工作250天,每天工作16小時(shí)) 3、工作條件 兩班制工作,空載起動(dòng),載荷有輕微震動(dòng),常溫下連續(xù)(單向)運(yùn)轉(zhuǎn),工作環(huán)境多塵,電壓三相交流電源為380/220V的。 二、傳動(dòng)系統(tǒng)方案擬定 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示: 帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng),電動(dòng)機(jī)1通過帶傳動(dòng)2將動(dòng)力傳輸?shù)綔p速器中通過聯(lián)軸4輸出到鼓輪5上的輸送帶6 三、電動(dòng)機(jī)的選擇 1、電動(dòng)機(jī)容量的選擇 由已知條件可以計(jì)算出工作機(jī)所需的有效功率 Pw== = 4.2 kw 設(shè): η4w———— 輸送機(jī)滾筒軸(5軸)效率至輸送帶間的傳動(dòng)效率; η4w =輸送機(jī)滾筒軸(ηcy=0.96)一對滾動(dòng)軸承效率(ηb=0.99); η01————η01=聯(lián)軸器效率(ηc =0.99);(p19,查表3-1) η12————η12 = 閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率(ηg=0.97)一對滾動(dòng)軸承效率ηb=0.99; η23————η12 = 閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率(ηg=0.97)一對滾動(dòng)軸承效率(ηb=0.99); η34————聯(lián)軸器效率(ηc =0.99)一對滾動(dòng)軸承效率(ηb=0.99); 則: η總=η01η12η23η34η4w =0.990.990.970.990.970.990.990.990.96 =0.8504 Pr==4.939 kw 取電動(dòng)機(jī)額定功率 Pm=5.5kw 2、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 輸送機(jī)滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速 nω===54.60r/min 由于整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)采用二級減速,因此總傳動(dòng)比不易過大,所以選擇同步轉(zhuǎn)速ns=750r/min的電動(dòng)機(jī)為宜。 3、電動(dòng)機(jī)型號的確定 根據(jù)工作條件:單向運(yùn)轉(zhuǎn)、兩班制連續(xù)工作,工作機(jī)所需電動(dòng)機(jī)功率Pr=4.939kw等,選用Y型系列三相異步電動(dòng)機(jī),臥式封閉結(jié)構(gòu),型號為Y160M2—8,其主要數(shù)據(jù)如下: 電動(dòng)機(jī)額定功率Pm=5.5kw 電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min 電動(dòng)機(jī)軸伸直徑D=42mm(p24,查表3-3) 電動(dòng)機(jī)軸伸長度E=110mm 電動(dòng)機(jī)中心高H=160mm 四、傳動(dòng)比的分配 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比 i===13.19 由系統(tǒng)方案知 i01=1;i34=1 取高速傳動(dòng)比i12===4.14 低速傳動(dòng)比i23===3.19 傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比分別為: i01=1,i12=4.14,i23=3.19,i34=1 五、傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 0軸(電動(dòng)機(jī)軸): n0=nm=750r/min p0=pr=4.94kw T0=9550=9550=62.89Nm 1軸(減速器高速軸): n1= ==750r/min p1=p0η01=4.940.99=4.89kw T1=T0i01η01=62.8910.99=62.26Nm 2軸(減速器中間軸): n2= ==173.89r/min P2=p1η12=4.890.9603=4.70kw T2=T1i12η12=62.264.140.9603=247.52Nm 3軸(減速器低速軸): n3= ==54.60r/min p3=p2η23=4.700.9603=4.51kw T3=T2i23η23=247.523.190.9603=758.24Nm 4軸(滾筒軸) n4= ==54.60r/min p4=p3η34=4.510.9801=4.42kw T4=T3i34η34=758.2410.9801=743.15Nm 上述計(jì)算結(jié)果和傳動(dòng)比效率匯總?cè)缦拢? 軸 號 電動(dòng)機(jī) 兩級圓柱齒輪減速器 工作機(jī) 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) 720 720 173.89 54.60 54.60 功率P(kW) 4.94 4.89 4.70 4.51 4.42 轉(zhuǎn)矩T(Nm) 62.89 62.26 247.52 758.24 743.15 兩軸連接件、傳動(dòng)件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動(dòng)比i 1 4.14 3.19 1 傳動(dòng)效率η 0.99 0.9603 0.9603 0.9801 六、減速器傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)選擇齒輪材料及熱處理方法 小齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理 HBS=230~250 大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理 HBS=190~210 (2)確定許用彎曲應(yīng)力: ①彎曲疲勞極限應(yīng)力 由圖13-9c 小齒輪σFlim1=250MPa 大齒輪σFlim2=220MPa ②壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NF1=60 jHn1t=8.64108 NF2=60 jHn2t =2.09108 由圖13-10 YN1=0.9 YN2=0.93 ③應(yīng)力修正系數(shù) 由標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定, Yst=2 ④最小安全系數(shù) 由表13-4,按一般可靠度 SFlim=1.25 ⑤許用彎曲應(yīng)力 由試(13-8) [σF2]=327.36MPa [σF1] > [σF2], [σF]= [σF2]=327.36MPa (3)許用接觸應(yīng)力計(jì)算 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖13—13(以下所用依據(jù)均為機(jī)械設(shè)計(jì)課本中的圖表)得: 兩齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力為 小齒輪σHlim1=580MPa 大齒輪σHlim2=550MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NH1=601720525016=8.64108 NH2=60jHn1t= 601173.89250516=2.09108 由圖13—14得 ZN1=0.92 ZN2=0.96 由表13— 4 得 最小安全系數(shù) 失效概率低于1/100, SHmin=1 則需用接觸應(yīng)力為: [σH1]= ==533.6MPa [σH2]= ==528MPa [σH1] > [σH2], [σH] = [σH2] = 528MPa (4)按齒面接觸應(yīng)力強(qiáng)度確定中心距 ①載荷系數(shù) 設(shè)齒輪按8級精度制造 由表13—2,取K=1.2 ②齒寬系數(shù) 齒輪相對于軸承非對稱布置 由表13—6 ,軟齒面取 φd=0.9 由式13—15,φa=== 0.35 ③彈性系數(shù) 由表13—5 , ZE=189.8 ④節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 初設(shè)螺旋角β=12 由圖13—12 ,ZH=2.46 ⑤重合度系數(shù) 取Z1=22 ,Z2=iZ1=224.14 = 91.08 ,取Z2=91 i=u==4.1363(誤差0.1%<5%,在5%允許范圍內(nèi)) 端面重合度 由式13—19 =1.66 得: εα= 1.66 ,Yβ= 1.49 由式13—24 , Zζ= ==0.776 ⑥螺旋角系數(shù) 由式13—25 ,Zβ=0.989 ⑦設(shè)計(jì)中心距 由式13—13, a≥(u1) =(4.14+1) =101.19mm mn≥= 取mn=2mm 重求中心距 a = ==115.52mm 圓整中心距,取a = 118mm 調(diào)整β β= cos-1[]=cos-1[]=16.738 (5)確定齒輪參數(shù)與尺寸 齒數(shù): z1=22, z2=91 ; 模數(shù): mn=2mm 確定實(shí)際齒數(shù)比: 分度圓直徑: d1===45.950mm d2===190.052mm 確定齒寬: b=b2=aφa=1180.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm (6)驗(yàn)算齒輪彎曲強(qiáng)度 由表13—4 、 式13—8 得 同理可得:[σF2]=327.36 MPa ① 當(dāng)量齒數(shù) zv1===25.05(按25查表) zv2===103.36(按150查表) ② 齒形系數(shù)YFa和修正系數(shù)YSa 由表13—3 ,YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 ③ 重合度系數(shù)Yε由式13—19 =1.62 ④ 螺旋角系數(shù) 查圖13—17 , 取Yβ= 0.88 ⑤ 校核彎曲強(qiáng)度 σF1 = = =59.88MPa < [σF1] 同理,σF2 = 64.803 MPa < [σF2] 兩齒輪彎曲強(qiáng)度足夠 2、低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)確定第二級齒輪相關(guān)系數(shù) 根據(jù)第一級齒輪相關(guān)系數(shù)算出二級齒輪相應(yīng)的要求參數(shù): n2=n1/i1=720/4.136=174.08 r/min i2=i/i1=13.088/4.136=3.188 r/min n3=174.08/3.188=54.60 r/min (2)選擇齒輪材料及熱處理方法 小齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理 HBS=230~250 大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理 HBS=190~210 (3)確定許用彎曲應(yīng)力: ①彎曲疲勞極限應(yīng)力 由圖13-9c 小齒輪σFlim1=250MPa 大齒輪σFlim2=220MPa ②壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NF1=601174.08525016=2.08108 NF2=0.65108 由圖13-10 YN1=0.93 YN2=0.94 ③應(yīng)力修正系數(shù) Yst=2 ④最小安全系數(shù) 由表13-4,按一般可靠度 SFlim=1.25 ⑤許用彎曲應(yīng)力 由試(13-8) [σF2]=330.8MPa (4)許用接觸應(yīng)力計(jì)算 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖13—13(以下所用依據(jù)均為機(jī)械設(shè)計(jì)課本中的圖表)得: 兩齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力為: 小齒輪σHlim1=580MP 大齒輪σHlim2=550MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NH1=60174.08250516=2.08108 NH2=60154.60525016=0.65108 由圖13—14得 ZN1=0.94 ZN2=0.96 由表13— 4 得 最小安全系數(shù) SHmin=1 則需用接觸應(yīng)力為: [σH1]= ==545.2MPa [σH2]= ==528MPa [σH1] < [σH2][σH] = [σH2] = 528MPa (5)按齒面接觸應(yīng)力強(qiáng)度確定中心距 ①載荷系數(shù) 由表13—2,取K=1.2 ②齒寬系數(shù) 由表13—6 ,軟齒面取 φd=0.9 由式13—15,φa=== 0.43 ③彈性系數(shù) 由表13—5 , ZE=189.8 ④節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 初設(shè)螺旋角β=12 由圖13—12 ,ZH=2.46 ⑤重合度系數(shù) 取Z1=28 ,Z2=iZ1=283.188 = 89.26 ,取Z2=89 i=u==3.178(誤差小于5%) 端面重合度,由式(13-19) =1.69 由式13—24: εα= 1.69 εβ= 1.49 ⑥螺旋角系數(shù) 由式13—25 ,Zβ==0.989 ⑦設(shè)計(jì)中心距 由式13—13, a≥(u1) =(3.188+1) =141.16mm mn≥=2.35 取mn=2.5mm 重求中心距 a = ==149.5mm 圓整中心距,取a = 150mm 調(diào)整β β= cos-1[]=cos-1[=12.838 (6)確定齒輪參數(shù)與尺寸 齒數(shù): z1=28, z2=89; 模數(shù): mn=2.5mm 實(shí)際齒數(shù)比: 確定分度圓直徑: d1===71.794mm d2==228.205mm 確定齒寬: b=b2=aφa=1500.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm b1=b2+5=65+5=70mm (7)驗(yàn)算齒輪彎曲強(qiáng)度 由表13—4 、 式13—8 得 [σF1]=372MPa [σF2]=330.8 MPa ⑥ 當(dāng)量齒數(shù) zv1===30.20 (按30查表) zv2===96.02 (按100查表) ⑦ 齒形系數(shù)YFa和修正系數(shù)YSa 由表13—3 ,YFa1=2.53 YSa1=1.636 YFa2=2.18 YSa2=1.79 ⑧ 重合度系數(shù)Yε 由式13—19,Yε=0.607 =1.686 ⑨ 螺旋角系數(shù) 查圖13—17 , 取Yβ= 0.89 ⑩ 校核彎曲強(qiáng)度 σF1 = = =62.999MPa < [σF1] 同理計(jì)算得:σF2 < [σF2] 兩齒輪彎曲強(qiáng)度足夠 以上計(jì)算結(jié)果匯總?cè)缦拢? 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動(dòng)比 4.136 3.178 模 2mm 2.5mm 螺旋角 13.059 12.838 中心距 118mm 150mm 齒數(shù) 22 91 28 89 齒寬 45 50 65 70 分度圓 45.95mm 190.052mm 71.794mm 228.205mm 精度 8級 七、減速器軸及軸承裝置的設(shè)計(jì) 1、軸的設(shè)計(jì) 考慮相鄰齒輪沿軸向方向不發(fā)生干涉,計(jì)入兩小齒輪軸向之間的距離S=10;考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向方向不發(fā)生干涉,計(jì)入尺寸k,取k=10;為保證滾動(dòng)軸承完全放入箱體軸承座孔內(nèi),計(jì)入尺寸c,當(dāng)軸承采用油潤滑時(shí)取c=5;處取軸承寬度在n=15~30mm 三根軸的支撐跨距分別為: L1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1 =2(5+10)+50+10+65+20=175 L2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2 =2(5+10)+50+10+65+22=177 L3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3 =2(5+10)+50+10+65+22=177 (1)高速軸(1軸)的設(shè)計(jì) 高速軸的功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速(r/min) 功率(kw) 轉(zhuǎn)矩T Nm) 720 3.7253 49.4119 ①選擇軸的材料及熱處理 軸上小齒輪直徑不大,采用齒輪軸結(jié)構(gòu),軸的材料及熱處理和齒輪的材料及熱處理一致,選用45號鋼調(diào)質(zhì) ②軸的強(qiáng)度要求 lAB=l1=180mm lAC=+c+k+=50mm lBC= lAB- lAC=130Nmm Ft1= ==2150.7N Fr1= Ft1=2127.69=803.6N Fa1= Ft1tanβ=2127.69tan13.059=498.86N 求水平面內(nèi)的支撐反力,求水平面內(nèi)的彎矩如下: =803.650+498.8645.952+FBH180=0 MCH右=FAH50+Fad2= 37296.3 Nmm 求垂直面內(nèi)的支撐反力,求垂直面內(nèi)的彎矩如下: 0=2150.750+FBV180 解得: MCV=1553.350=77665 Nmm 計(jì)算合成彎矩: 轉(zhuǎn)矩:T=49411.9Nmm 合成彎矩和轉(zhuǎn)矩求MCeq: MCeq= 各方向的力 彎矩 轉(zhuǎn)矩 合成彎矩圖如下: 以上計(jì)算結(jié)果匯總?cè)缦拢? 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 FAH=516.7N FBH=286.9N FAV=1553.3N FBV=597.4N 彎 矩 MC右=37296.3Nmm MCV=77665Nmm 總彎矩 MC右=86156Nmm 轉(zhuǎn) 矩 T=49411.9Nmm 總彎矩 MCeq=91114.3Nmm ③軸的初步計(jì)算 計(jì)算危險(xiǎn)截面直徑,因?yàn)榇溯S是轉(zhuǎn)軸,故[σ]=[σ1] 查表[σ1]=60MPa, d≥=24.8mm ④軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要,初定各軸段的直徑及長度,其中軸徑、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮,聯(lián)軸器選用TL6,各軸短直徑長度如下圖: (2)中間軸(2軸)的設(shè)計(jì) 選擇軸的材料及熱處理: 選用45鋼,調(diào)質(zhì) 軸的受力分析如下圖所示: 具體計(jì)算結(jié)果如下表: 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 FAH=399.6N FBH=1639.6N FAV=3382.4N FBV=4241.3N 彎 矩 MC右=27019.3Nmm MD右=100079Nmm MCv=172502.4Nmm MDV=258721.4Nmm 總支反力 RA=3405.922N RB=4547.19N 總彎矩 MCMAX=174605.6Nmm MDMAX=277403.3Nmm 轉(zhuǎn) 矩 T=196468Nmm MCeq MCceq=210672.7 MDceq=301410.8 ③軸的初步計(jì)算 d≥=36.9mm 考慮到危險(xiǎn)截面上有鍵槽所以軸徑增大4%,d≥38.4mm 所以在安裝大齒輪的軸段處軸的最小直徑為38.4mm ④軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要,初定各軸段的直徑及長度,其中軸徑、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮,各軸短直徑長度如下圖所示 (3)低速軸(3)軸的設(shè)計(jì) ①選擇軸的材料及熱處理: 選用45號鋼 調(diào)質(zhì)處理 ②軸的受力分析: 求水平方向的力 : 0=2043121-1247.3228.2052-FBH182 解得: MC左=FAH121=177470.7 Nmm MC右=FAH121-Fad/2=35150.6 求豎直方向的力和轉(zhuǎn)矩: 解得: MCV=FAV121=221962.4 求組合彎矩: 求轉(zhuǎn)矩: T=600927.1 Nmm 求MCeq : Nmm 具體彎矩 力矩圖如下: ③具體計(jì)算結(jié)果如下表: 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 FAH=1466.7N FBH=576.3N FAV=1834.4N FBV=3638.6N 彎 矩 MC左=284188.6 Nmm 總支反力 RA=2348.66N RB=3683.956N 轉(zhuǎn) 矩 T=600927.1Nmm 總彎矩 MCeq=459090.38Nmm ③軸的初步計(jì)算 d≥=43.7mm 考慮到此段軸上有鍵槽,所以直徑增大4%,截面直徑dC≥42.4mm 即:在安裝此齒輪的軸段處軸的最小直徑不小于42.4mm ④軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要,初定各軸段的直徑及長度,其中軸徑、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考 慮,聯(lián)結(jié)此軸的聯(lián)軸器選用的型號為TL7。各軸短直徑長度如下圖所示: 八、滾動(dòng)軸承的選擇 低速軸(3軸)上滾動(dòng)軸承的選擇: 按承載較大的滾動(dòng)軸承選擇其型號。因支撐跨距不大,故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為角接觸球軸承,軸承預(yù)期壽命取為Lh=30000h 由前面計(jì)算結(jié)果知:軸承所收徑向力Fr=2043N,軸承工作轉(zhuǎn)速n=54.5955r/min。 初選角接觸球軸承;7310c手冊,基本額定動(dòng)載荷B=27 基本額定動(dòng)載荷:Cr=53500N,基本額定靜載荷:C0r=47200N,由工作條件有輕微震動(dòng)所以fp=1.2 溫度系數(shù)為ft=1,根據(jù)上面計(jì)算所得結(jié)果有RA=2348.66N RB=3683.956N Fa=1247.3N 滾動(dòng)軸承的選擇及其校核計(jì)算: 有工作條件知:載荷平穩(wěn),選取fP=1.2,常溫工作,選取ft=1,ε=3 1、 計(jì)算出的作用在蝸輪軸上的外力及支反力。 由低速軸的校核中可得出 蝸輪軸承 Fa = 1247.3N n=54.5955r/min 2、 計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 a 正確標(biāo)出內(nèi)部S1、S2的方向 b 計(jì)算兩軸承的軸向載荷A1、A2 R、A分別為軸承的徑向載荷及軸向載荷,所選軸承為角接觸球軸承7310C,軸向外載荷為Fa=Fx=1247.3N,X、Y分別為徑向動(dòng)載荷系數(shù)及軸向動(dòng)載荷系數(shù)。對于向心軸承,當(dāng)時(shí),可由由表查出X和Y數(shù)值;當(dāng)時(shí),軸向動(dòng)載荷的影響可以忽略不記,根據(jù)所選的軸承代號查得為47.2kN 和Cr為53.5kN。 初選e=0.43 ,對應(yīng) S1=eR1=0.432348.66=1009.9N S2=eR2=0.433683.96=1584.1N c 因Fx+S2>S1 則: A2=S2=1584.1N A1=Fx+S2=2831.4N 與拭去的誤差較小 與拭去的誤差較大 反取e1、e2 由表可知:利用線性插值法,可利用(0.058,0.087),(0.43,0.46)算出e1,即,得:e1=0.43 S1=e1R1=1009.9N 利用線性插值法,可利用(0.029,0.058),(0.40,0.43)算出e2,即,得:e2=0.41 S2=e2R2=1510.4N 得:Fx+S2>S1 則: A2=S2=1510.4N A1=Fx+S2=2757.7N 再驗(yàn)證 這與假定e1、e2時(shí)對應(yīng)的, 已經(jīng)很接近,既可作為試算的結(jié)果。 c 計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 1)軸承1 =0.43,,則可知X1=,0.44,Y1=1.30。 即:P1= fP(X1R1+Y1A1)=1.2(0.442348.66+1.302757.7)=5542.1N 2)軸承2 ,可知X2=1,Y2=0, 即:P2=fPR2=1.23683.96=4420.8N 可得:P1>P2 即可按P=P1=5542.1N計(jì)算 d 計(jì)算軸承壽命 應(yīng)用公式 =45.77年>5/年 即可安全使用。 7310c軸承:D=110mm,d=50mm,B=27mm 根據(jù)相同的方法選定高速軸和中間軸上的軸承型號分別為: 7307c軸承:D=80mm,d=35mm, B=21mm 7306c軸承:D=72mm,d=30mm, B=19mm 九、鍵連接和聯(lián)軸器的選擇 (1)高速軸(1軸)上鍵連接和聯(lián)軸器的選擇 由前面計(jì)算結(jié)果知:高速軸的工作轉(zhuǎn)矩T=49.4119Nm,工作轉(zhuǎn)速n=720r/min。 查表18—1,工作情況系數(shù),取K=1.4。 計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.449.4119=69.177Nm 查表附表F-2查得: 高速輸入軸(與電動(dòng)機(jī)相連的一邊)選用TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器TL5聯(lián)軸器GB 4323—84,d=32mm,l=82mm 許用轉(zhuǎn)矩[T]=250Nm,許用轉(zhuǎn)速[n]=3800r/min。 因Tc<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。 低速軸聯(lián)軸器選用TL7GB 4323—84 許用轉(zhuǎn)矩[T]=500Nm,許用轉(zhuǎn)速[n]=3600r/min 因Tc<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。 選A型普通平鍵,d=32mm 查表15—16,初選 108GB1096—79:b=10mm,h=8mm,L=70mm σp===12.868Mpa< [σp] 強(qiáng)度足夠。 (2)中間軸(2軸)上的鍵連接選擇 小齒輪選A型普通平鍵,d=42mm 查表15—16,初選128 GB1096—79:b=12mm,h=8mm,L=33mm σp===70.875Mpa< [σp] 強(qiáng)度足夠。 大齒輪選A型普通平鍵,d=42mm 查表15—16,初選128GB1096—79:b=12mm,h=8mm,L=60mm σp===49.117< [σp] 強(qiáng)度足夠。 (3)低速軸(3軸)上鍵連接和聯(lián)軸器的選擇 由前面計(jì)算結(jié)果知:低速軸的工作轉(zhuǎn)矩T=600.9271Nm,工作轉(zhuǎn)n=54.5955r/min。 查表18—1,工作情況系數(shù),取K=1.4。 計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298Nm 查表,選用HL彈性柱銷聯(lián)軸器HL4聯(lián)軸器GB 5843—86,d=40mm,l=84mm。 許用轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm,許用轉(zhuǎn)速[n]=4000r/min。 因Tc<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。 選A型普通平鍵,d=40mm 查表15—16,初選108 GB1096—79:b=10mm,h=8mm,L=84mm σp===0.1Mpa< [σp] 強(qiáng)度足夠。 Pw=4.2 kw η總=0.8504 Pr=4.939 kw Pm=5.5 kw ns=750r/min Y160M2—8 i=13.19 i12=4.14 i23=3.19 n0=750r/min p0=3.76kw T0=49.91NM n1=750r/min p1=3.73kw T1=49.41Nm n2=173.89r/min P2=3.58kw T2=196.47Nm n3=54.60r/min p3=3.44kw T3=600.93Nm n4=54.60r/min p4=3.27kw T4=571.12Nm HBS=230~250 HBS=190~210 NF1= 8.64108 NF2= 2.09108 YN1=0.9 YN2=0.93 Yst=2 SFlim=1.25 [σF1] =360MPa [σF2] =327.36MPa NH1 =8108 NH2 =2.09108 ZN1=0.92 ZN2=0.96 SHmin=1 [σH1] =533.6MPa [σH2] = 528MPa [σH] =528MPa K=1.2 φd=0.9 φa= 0.35 ZE=189.8 ZH=2.46 Z1=22 Z2=91 Zε=0.776 Zβ=0.989 mn=2mm a =118mm β=16.738 d1=45.950mm d2=190.052mm b=45mm b1=50mm [σF1] =360 MPa [σF2] =327.36 MPa YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 Yε=0.713 Yβ= 0.88 σF1= 59.88MPa < [σF1] HBS=230~250 HBS=190~210 NF1= 2.08108 NF2= 0.65108 YN1=0.93 YN2=0.94 Yst=2 SFlim=1.25 [σF1] =372MPa [σF2] =330.8MPa σHlim1 =580MPa σHlim2 =550MPa NH1=2.08108 NH2=0.65108 ZN1=0.94 ZN2=0.96 SHmin=1 [σH1] =535.2MPa [σH2] = 528 MPa [σH] =528 MPa K=1.2 φd=0.9 φa= 0.43 ZE=189.8 ZH=2.46 Z1=28 Z2=89 εα =1.69 εβ=1.49 Zε=0.769 Zβ=0.989 a =150mm β=12.838 mn=2.5mm u=3.178 d1=72.794mm d2=228.205mm b=b2=65mm b1=70mm YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.18 YSa2=1.79 Yε=0.695 σF1 =62.999MPa < [σF1] σF2 < [σF2] Mceq= 91114.3Nmm d≥24.8mm 45鋼調(diào)質(zhì) d≥38.4mm MCe= 459090.38Nmm d≥43.7mm Lh=30000h Fr=2043N n=54.595r/min B=27 Cr=53500N C0r=47200N。 fp=1.2 ft=1 RA=2348.66N RB=3683.956N Fa=1247.3N 初選e=0.43 S1=1009.9N S2=1584.1N A2=1584.1N A1=2831.4N e1=0.43 S1=1009.9N e2=0.41 S2=1510.4N 高速軸選用TL5型聯(lián)軸器 低速軸選用TL7型聯(lián)軸器 十、減速器箱體的設(shè)計(jì) 名 稱 符號 計(jì)算公式 結(jié) 果 機(jī)座壁厚 δ δ=0.025a+1≥8 8mm 機(jī)蓋壁厚 δ1 δ1=0.02a+1≥8 8mm 機(jī)座凸緣壁厚 b b=1.5δ 12 mm 機(jī)蓋凸緣壁厚 b1 b1=1.5δ1 12 mm 機(jī)座底凸緣壁厚 p p=2.5δ 20mm 箱座上的肋厚 m m≥0.85δ 8mm 地腳螺釘直徑 dφ dφ =0.036a+10=11.472 12mm 地腳螺釘數(shù)目 n 雙級6 6 地 角 螺 栓 螺栓直徑 dφ M12 M12 螺栓通孔直徑 dφ’ 15 15 螺栓沉頭座直徑 d0 40 40 地角凸緣尺寸 L1 24 24 L2 22 22 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 dφ 10 軸 承 旁 螺 栓 螺栓直徑 d1 M10 M10 螺栓通孔直徑 d1’ 11 11 沉頭座直徑 D0 24 24 部分面凸緣尺寸 c1 18 18 c2 14 14 上下箱連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6)dφ 10 上 下 箱 螺 栓 螺栓直徑 d2 M10 M10 螺栓通孔直徑 d2’ 11 11 沉頭座直徑 D0 24 24 部分面凸緣尺寸 c1 18 18 c2 14 14 定位銷孔直徑 d3’ d3’=(0.6~0.8) d2 6 軸承旁連接螺栓距離 S S≈D2 160mm 軸承旁凸臺半徑 Rδ Rδ≈c2 14 軸承旁凸臺高度 h 由低速軸軸承外徑D2和 Md1 螺栓扳手空間的要求確定 47.5mm 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離 △1 △1>δ 10mm 箱體外壁至軸承座端面距離 K K=c1+c2+(5~8) 40 剖分面至底面高度 H H≈(1~1.2)a 156mm 十一、減速器附件的設(shè)計(jì) 1、 窺視孔及窺視孔蓋 由于減速器屬于中小型,查表確定尺寸如下 A 100mm A1 130mm A2 115mm B 96mm B1 136mm B2 1160mm d4 M6 R 5mm h 3mm 2、通氣器 選用簡單式通氣器參照《機(jī)械設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)》表6-4,選用M271.5型通氣器 設(shè)在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出,查表確定尺寸如下: D1 15 b 8 B 30 h1 22 h 12 b1 6 H 45 D3 32 H1 32 D4 18 a 6 L 32 δ 4 孔數(shù) 6 K 10 D2 36 3、凸緣式軸承端蓋 用來封閉軸承座孔,固定軸系部件的軸向位置,現(xiàn)確定尺寸如下: 以下依次為低速軸,中間軸,高速軸的軸承端蓋 d0=d3+1mm =10mm 軸承外徑(D) 螺栓直徑(d3) 螺栓數(shù)目(n) D0=D+2.5d3=135mm D2=D0+2.5d3=160mm e=1.2d3=13.31 14=e1>e m由結(jié)構(gòu)確定 D4=D-(10~15)mm=100mm b1 ,d1由密封尺寸確定 110mm M10 6 d0=d3+1mm =9mm 72mm M8 4 D0=D+2.5d3=92mm D2=D0+2.5d3=112mm e=1.2d3=9.6 10=e1>e m由結(jié)構(gòu)確定 D4=D-(10~15)mm=62mm b1 ,d1由密封尺寸確定 d0=d3+1mm =9mm 80mm M8 4 D0=D+2.5d3=100mm D2=D0+2.5d3=120mm e=1.2d3=9.6 10=e1>e m由結(jié)構(gòu)確定 D4=D-(10~15)mm=70mm b1 ,d1由密封尺寸確定 4、定位銷 為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度,需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個(gè)圓錐定位銷。定位銷直徑d=6mm。 5、起箱螺釘 為便于開啟箱蓋,在箱蓋側(cè)邊凸緣上安裝一個(gè)起蓋螺釘,螺釘螺紋段要高出凸緣厚度,螺釘端部做成圓柱形。 6、油標(biāo) 指示減速箱內(nèi)油面的高度,本處選用桿式油標(biāo),尺寸如下: d d1 d2 d3 h a b c D D1 M12 4 12 6 28 10 6 4 20 16 7、放油孔及放油螺塞 排放減速箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部,尺寸如下: d D0 L l a D S D1 d1 H M161.5 26 23 12 3 19.6 17 16.15 17 2 8、起吊裝置 便于減速器的搬運(yùn),選用吊環(huán),尺寸如下 R H d 7.5 20 20 十二、潤滑與密封 由于該減速器是一般齒輪減速器,故采用油潤滑。 輸入軸和輸出軸的外伸處,為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕,要求設(shè)置密封裝置,所以采用毛氈圈油封,即在軸承蓋上開出梯形槽,將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形,放置在梯形槽中以與軸密合接觸;或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封,然后用另一個(gè)零件壓在氈圈油封上,以調(diào)整毛氈密封效果,它的結(jié)構(gòu)簡單,所以用氈圈密封。 十三、設(shè)計(jì)小結(jié) 過三周的實(shí)踐設(shè)計(jì),讓我受益良多。親身體會(huì)了設(shè)計(jì)的每一個(gè)過程從從參數(shù)的計(jì)算零件型號材料的選擇零件的強(qiáng)度的校核等各個(gè)方面。通過此次課程設(shè)計(jì)讓我深切的體會(huì)到設(shè)計(jì)了樂趣和困難。通過此次設(shè)計(jì)也暴露出我自身許多問題。首先,知識還沒有學(xué)扎實(shí)比如在選擇一些零件和設(shè)計(jì)軸的時(shí)候有些問題沒有考慮進(jìn)去導(dǎo)致設(shè)計(jì)的不合理,類似此類的問題還很多。其次,設(shè)計(jì)粗心大意有些小細(xì)節(jié)沒有充分考慮到,最明顯的是畫圖的時(shí)候沒把有些小細(xì)節(jié)考慮進(jìn)來導(dǎo)致不停地改圖。 設(shè)計(jì)的這三周我過的很充實(shí),也就是因?yàn)檫@份充實(shí)讓我深深愛上機(jī)械設(shè)計(jì)這個(gè)行業(yè)。 自己也立志要學(xué)好這門課。設(shè)計(jì)必須抱有嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膽B(tài)度,這種態(tài)度必須從每一個(gè)小的細(xì)節(jié)做起,細(xì)節(jié)決定成敗。我們在學(xué)校的知識還不足,應(yīng)該努力從各個(gè)方面拓寬知識面。我相信通過自己的努力一定會(huì)有所成。在次感謝各位老師對我耐心的指導(dǎo)。 十四、參考資料 《機(jī)械原理及機(jī)械設(shè)計(jì)》主編:諸文俊 鐘發(fā)祥西北大學(xué)出版社 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》主編:任金泉 西安交通大學(xué)出版社- 1.請仔細(xì)閱讀文檔,確保文檔完整性,對于不預(yù)覽、不比對內(nèi)容而直接下載帶來的問題本站不予受理。
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