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文档简介
1、目 录一、设计任务书················································
2、183;························2二、电机的选择计算一、择电机的转速······················
3、183;·········································2二、工作机的有效功率······
4、83;·················································
5、83;··2三、选择电动机的型号·············································
6、3;·············3三、运动和动力参数的计算一、分配传动比·································
7、183;···································3二、各轴的转速·············
8、··················································
9、······3三、各轴的功率··········································
10、3;··························4四、各轴的转矩······················
11、183;··············································4四、传动零件的设计计算1. 闭式直齿轮
12、圆锥齿轮传动的设计计算········································42. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算·····
13、;···································6五、轴的设计计算1. 减速器高速轴I的设计···········&
14、#183;··········································92. 减速器低速轴II的设计····
15、3;············································113. 减速器低速轴III的设计···
16、;··················································
17、;··14六、 滚动轴承的选择与寿命计算1.减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算·······························162.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算······
18、83;·······················173. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算······················&
19、#183;····18七、 键联接的选择和验算1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接········································&
20、#183;·192. 大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接·········································193. 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接
21、·····························20八、 润滑油的选择与热平衡计算1. 减速器的热平衡计算················&
22、#183;············································212. 润滑油的选择···
23、183;·················································
24、183;···············22九、 参考文献·································
25、;···························23计 算 及 说 明结果一、设计任务书班级 学号 姓名 一、设计题目:设计圆锥圆柱齿轮减速器设计铸工车间的型砂运输设备。该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。每日二班工作。 (图1)1电动机;2联轴器;3减速器;4鼓轮;5传送带二、原始数据:传送带拉力F(KN)传
26、送带速度V(m/s)鼓轮直径D(mm)使用年限(年)1.7701.3922357三、设计内容和要求:1.编写设计计算说明书一份,其内容通常包括下列几个方面:(1)传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择;(2)电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;(3)传动零件的设计计算(如除了传动,蜗杆传动,带传动等);(4)轴的设计计算;(5)轴承及其组合部件设计;(6)键联接和联轴器的选择及校核;(7)减速器箱体,润滑及附件的设计;(8)装配图和零件图的设计;(9)校核;(10)轴承寿命校核;(11)设计小结;(12)参考文献;(13)致谢。计 算 及 说 明结果2.要求每个学生完成以下工作:
27、(1)减速器装配图一张(0号或一号图纸)(2)零件工作图两张(输出轴及该轴上的大齿轮),图号自定,比例11。(3)设计计算说明书一份。二、传动方案的拟定运动简图如下:(图2)由图可知,该设备原动机为电动机,传动装置为减速器,工作机为型砂运输设备。减速器为展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动,轴承初步选用深沟球轴承。联轴器2选用凸缘联轴器,8选用齿形联轴器。计 算 及 说 明结果三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算一、选择电动机的类型和结构形式按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,Y系列,封闭式结构,电压380V,频率50Hz。二、选择电动机容量工作机主动轴功率:传动装置的总效率: (式中
28、、分别为联轴器、滚动轴承、原锥齿轮传动、圆柱齿轮传动和卷筒的传动效率。)取=0.99(联轴器),=0.985(滚动轴承),=0.96(齿轮精度为8级,不包括轴承效率),=0.97(齿轮精度为8级,不包括轴承效率),=0.96(卷筒效率,不包括轴承)则电动机所需功率:三、确定电动机的转速卷筒州的工作转速为:按课程设计指导书P7表1查得圆锥圆柱齿轮的传动比一般范围为:=1025,故电动机转速计 算 及 说 明结果根据额定功率,且转速满足,选电动机型号为:。其主要性能如下表:型号额定功率Kw满 载 时转速电流(380V)A效率%功率因数314206.882.50.817.02.22.3电动机的外形尺
29、寸:中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD100380×288×245160×1401228×608×31四、确定传动装置的总传动比和分配传动比1.总传动比总传动比2.分配减速器的各级传动比直齿轮圆锥齿轮传动比按直齿轮圆柱齿轮传动比 ,又锥齿轮的传动比一般不大于3,故取=3则实际总传动比,满足要求。计 算 及 说 明结果五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速(各轴的标号均已在图2中标出)2.各轴的输出、输入功率3
30、.各轴输入、输出转矩计 算 及 说 明结果运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名效率P(Kw)转矩()转速nr/min传动比效率输入输出输入输出电动机轴2.98720.0914201.00.99轴2.9572.91319.8919.5914203.00.95轴2.7962.75456.4155.57473.334.20.96轴2.6712.631225.34221.96113.21.00.97卷筒轴2.6052.463219.77207.79113.2计 算 及 说 明结果四、传动零件的设计计算一、圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率(略大于小齿轮的实际功率),小齿轮的转速为:,大齿轮的转速为,
31、传动比,由电动机驱动,工作寿命(设每年工作300天),两班制,带式输送,平稳,转向不变。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按传动方案,选用直齿圆锥齿轮传动,齿形制,齿形角,齿顶高系数,顶隙系数,螺旋角,不变位。(2)、运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度。(3)、材料选择,小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度相差40HBS。(4)、选小齿轮齿数2.按齿面接触疲劳强度设计 公式: (1)、确定公式内的各计算值1)查得材料弹性影响系数。2)按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳极限。计
32、 算 及 说 明结果3)计算应力循环次数小齿轮:大齿轮:4)查得接触批量寿命系数5)计算接触疲劳许用应力6)试选,查得所以,7)8)(2)、计算1)试算小齿轮的分度圆直径,带入中的较小值得2)计算圆周速度v计 算 及 说 明结果3)计算载荷系数根据,8级精度,查得,所以。4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径:5)技术模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计公式:m(1)、确定公式内的各计算值1)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度。2)查得弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则,计 算 及 说 明结果4)载荷系数 K=2.315)节圆锥角6)当量齿数7
33、)查取齿形系数 8)查取应力校正系数 9)计算大小齿轮的 ,并加以比较。大齿轮的数值大。(2)、设计计算m综合分析考虑,取得,计 算 及 说 明结果4.几何尺寸计算(1)、计算大端分度圆直径(2)、计算节锥顶距(3)、节圆锥角(4)、大端齿顶圆直径(5)、齿宽二、圆柱齿轮传动的设计计算已知输入功率(略大于小齿轮的实际功率),小齿轮的转速为:,大齿轮的转速为,传动比,由电动机驱动,工作寿命(设每年工作300天),两班制,带式输送,平稳,转向不变。计 算 及 说 明结果1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)由以上计算的数据可得圆锥齿轮的传动在轴的轴向力此轴向力较小,故二级变速装置选用直齿圆锥
34、齿轮。(2)、运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度。(3)、材料选择,小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度相差40HBS。(4)、选小齿轮齿数2.按齿面接触疲劳强度设计 公式: (1)、确定公式内的各计算值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩3)选取齿宽系数 4)查得材料弹性影响系数。5)按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳极限。计 算 及 说 明结果6)计算应力循环次数小齿轮:大齿轮:7)查得接触批量寿命系数8)计算接触疲劳许用应力(2)、计算1)试算小齿轮的分度圆直径,带入中的较
35、小值得 =42.8mm2)计算圆周速度v3)计算齿宽b计 算 及 说 明结果4)计算齿宽与齿高比 模数:齿高:5)计算载荷系数根据,8级精度,可查得动载荷系数 ,直齿轮假设 ,查得 查得使用系数 查得8级精度,消除了相对支撑为非对称布置时,=1.4513由 所以。6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径:7)计算模数计 算 及 说 明结果3.按齿根弯曲疲劳强度设计公式:m(1)、确定公式内的各计算值1)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度。2)查得弯曲疲劳寿命系数 3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则,4)计算载荷系数 K 5)查取齿形系数 6)查取应力校正系
36、数 7)计算大、小齿轮的,并加以比较。 ,大齿轮的数值大。计 算 及 说 明结果(2)、设计计算m综合分析考虑,取,得,取4.几何尺寸计算(1)、分度圆直径(2)、中心距(3)、齿宽,取,5.验算假设成立,计算有效。计 算 及 说 明结果三、数据整理1.圆锥齿轮 齿轮类型:直齿圆锥齿轮(,齿形角,齿顶高系数,顶隙系数,螺旋角,不变位)。精度8级,小齿轮材40Cr(调质),大齿轮材料45刚(调质),硬度分别为280HBS和240HBS。大端分度圆直径:小齿轮,大齿轮节锥顶距:R=109.0986mm节圆锥角:, 大端齿顶圆直径:, 齿宽:齿数:,模数m=32.圆柱齿轮齿轮类型:直齿圆柱齿轮 精度
37、8级,小齿轮材40Cr(调质),大齿轮材料45刚(调质),硬度分别为280HBS和240HBS。分度圆直径: , 中心距:a=155mm 齿宽:,齿数:,模数:m=2.5mm计 算 及 说 明结果五、轴的计算一、减速器高速轴I的设计1.求输出轴上的功率,转速和转矩由前面的计算可得2.求作用在齿轮上的力圆锥小齿轮圆锥大齿轮圆柱小齿轮、大齿轮计 算 及 说 明结果3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理。取,于是得同时选取联轴器型号,联轴器的计算转矩:,则,结合电动机的参数,选用凸缘联轴器,型号YL4联轴器,即,该端选用的半联轴器的孔径,故取轴径,半联轴器毂孔的长度L=62mm。4.
38、轴的结构设计(1)、拟定轴上零件的装配方案下图为轴上的装配方案(图3)(2)、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度,如下图:(图4)计 算 及 说 明结果1)由联轴器尺寸确定由联轴器的毂孔长度L 和直径d及相关要求,可确定2)初步选择滚动轴承。轴承同时承载径向力和轴向力,但轴向力较小,故选用单列深沟球轴承。参照工作要求,并根据尺寸,选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6206,其尺寸为。为了利于固定,一般取比b小1mm(如图3所示),故可确定。3)由经验公式算轴肩高度:取轴肩高为4mm ,确定。由课程设计指导书P47图46的要求可得,取。4)根据轴承安装方便的要求,取,得根据安装轴
39、承旁螺栓的要求,取 。根据齿轮与内壁的距离要求,取 。5)根据齿轮孔的轴径和长度,确定。至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。(3)、轴上的零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得,半联轴器与轴的联接处的平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为50mm(标准键长见)。计 算 及 说 明结果为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性,故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面 ,键槽用键槽铣刀加工,长为28mm(标准键长见)。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公
40、差为m6。(4)、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为,除下图标注外,各轴肩处的圆角半径,均为R1,如图:(图5)5.求轴上的载荷 根据轴的结构图(图3)作出轴的计算简图(图6)(齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点,轴承在宽度中点为作用点)。计 算 及 说 明结果结合装配图求得,。做弯矩、扭矩图:(图7)计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果九 江 学 院设计题目:单级圆柱齿轮减速器学 院:机械与材料工程学院专 业:模具设计与制造班 级:xx 学号:x
41、x设 计 人:xx 指导老师:xx完成日期:2010年6月 机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.4三、计算总传动比及分配各级的传动比.5四、运动参数及动力参数计算.6五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.13七、滚动轴承的选择及校核计算.21八、键连接的选择及校核计.24设计题目:V带单级圆柱减速器机材学院 B0853班 设计者:刘忠山学 号: 36号指导教师:邓宁二一年六月六日计算过程及计算说明一、传动方案拟定第九组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动带式输送机的传动装置简图1电动机;2三角带传动;3减速器;4联轴器;5传动滚筒;6皮带运输机(1
42、) 工作条件:连续单向运转,载荷平稳,空载启动,使用年限10年,小批量生产,工作为二班工作制,环境清洁。(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1150N;带速V=1.4m/s;滚筒直径D=240mm;滚筒长度L=250mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择:(1)传动装置的总功率:总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒 =0.96×0.972×0.98×0.98×
43、0.96=0.834(2)电机所需的工作功率:P工作=FV/1000总=1150×1.4/1000×0.834=1.34KW3、确定电动机转速:计算滚筒工作转速:n筒=60×1000V/D=60×1000×1.4/×240=102.72r/min 按推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=35。取V带传动比I1=24,则总传动比理时范围为Ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×N总=(620)×102.72=616.322054.4r/min方案电动机型号额定
44、功率(kw)同步转速(r/min满载转速(r/min)堵转转距1Y132S-82.37507102.02Y112M-62.310009402.03Y100L1-42.3150014202.3根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传支比方案:如参考指导书P10页。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min .4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能:额定功率:2.3KW,满载转速940r/min,额定转矩2.0三、计算总传动比及
45、分配各级的伟动比1、总传动比:i总=n电动/n筒=940/102.72=9.152、分配各级转动比(1) 据指导书P6表2.3,取齿轮i齿轮=4(单级减速器i=36合理)(2) i总=i齿轮×i带i带=i总/i齿轮=9.15/4=2.3 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nI=n电机=940r/minnII=nI/i带=940/2.3=408.69(r/min)nIII=nII/i齿轮=408.69/4=102.17(r/min)2、 计算各轴的功率(KW)PI=P工作=1.34K
46、WPII=PI×带=1.34×0.96=1.286KWPIII=PII×轴承×齿轮=1.286×0.99×0.97 =1.24KW3、 计算各轴扭矩(N·mm)TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×1.34/940=13.6×103N·mmTII=9
47、.55×106PII/nII=9.55×106×1.286/408.69 =30×103N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×1.24/102.17 =115.9×103N·mm五、传动零件的设计计算 带传动是一种应用很广泛的机械传动,带传动由主动轮,从动轮和适度张紧在两带轮上的封闭型传动带组成,它是利用传动带作为中间的扰性件,依带与带轮之间的摩擦力来专递运动的,带转动常用作机械的外传动零件。1、
48、60; 皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通V带截型由课本P130表8.12得:kA=1.2PC=KAP=1.2×2.2=2.64KWnI=940r/min由课本P131图8.12得:选用A型V带(2) 确定带轮基准直径,并验算带速由课本P131图8.12得,推荐的小带轮基准直径为75100mm 则取dd1=100mm>dmin=75 dd2=nI/ nII·dd1=940/408.69×100=230mm由课本P115表8-3,取dd2=
49、236mm实际转动比i= dd2/dd1 =236/100=2.36实际从动轮转速nII=nIdd1/dd2=940×100/236 =398.3r/min转速误差为:(nII-nII)/nII=(408.69-398.3)/408.69
50、160; =0.025<0.05(允许)带速V:V=dd1nI/60×1000=×100×940/60×1000 =4.92m/s(带速合适)(3) 确定带长和中心矩根据课本P132式(8-14)得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(100+236)a02×(100+236) 所以有:235.2mma0672mm预选a0=500 由课本P132式(8-15)得带的基准长度:L0=
51、2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+236)+(236-100)2/4×500 =1536.768mm根据课本P117表8.4取基准长度:Ld=1600mm根据课本P132式(8-16)得:aa0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1536.768)/2 =532mmamin=a-0.015 Ld =532-0.015×1600=508mmamax=a+0.01
52、5 Ld =532+0.015×1600=556mm (4)验算小带轮包角 一般使11200(特殊情况下允许1900,若不满足此条件,可适当增大中心距或减小两带轮的直径差。根据课本P132式(8-17)得1=1800-【(dd2-dd1 )/a】×57.30 =1800-【(236-100)/532】×57.30=1800-14.60 =165.40>1200(满足)(5)确定带的根数根据dd1=100mm nI=940r/min再根据课本P124表(8.9)用内插法得 P0=0.94KW功率增量为
53、:P0=KbnI (1-1/Ki)根据课本P129表(8-18)可得弯曲影响系数 :Kb=1.0275/1000根据传动比i=2.34, 根据课本P129表(8-19)可得转动比系数:Ki=1.1373则可以算出P0=KbnI (1-1/Ki)=0.12KW根据课本P117表(8-4)可得带长度修正系数 KL=0.99由课本P129图8-11得包角系数K=0.98 由课本P132式(8.18)得 Z=PC/P=PC/(P0+P0) KKL =2.64/【(0.94+0.12) ×0.98×0.99】 =2.56(可得Z=3根)(6)计
54、算轴上压力由课本P121表8-6查得A型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m,由课本P132式(8-19)单根A型普通V带的初拉力:F0=(500PC/ZV)×(2.5/K-1)+qV2=(500×2.64/3×4.92)×(2.5/0.98-1)+0.1×4.922N =141.1N则作用在轴承的压力FQ,由课本P133式(8-20)FQ=2ZF0sin1/2=2×3×141.1sin167.8/2=840.4N(7)设计结果:选用3根A-1600,GB11544-1997 A型普通V带中心距a=500mm,
55、带轮直径dd1=100mm,dd2=236mm 轴上压力FQ=840.4N2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45C调质,齿面硬度为220240HBS。大齿轮选用45钢正火,齿面硬度170210HBS;根据机械零件设计手册选8级精度。齿面精糙度Ra3.26.3m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式公式确定有关参数如下:传动比i齿=4 取小齿轮齿数:Z1=25。则大齿轮齿数:Z2
56、=iZ1=4×25=100 实际传动比I0=100/25=4传动比误差:(i-i0)/I=(4-4)/4=0%<2.5% 可用齿数比:u=i0=4(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n11=9.55×106×1.34/408.69 =31312N·mm (4)载荷系数k 由课本P185表10-11取k=1.1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P181图10-24查得:HlimZ1=560Mpa HlimZ2=530Mpa由课本P180
57、式N=60njLh计算应力循环次数NLNL1=60njLh =60n1rth=60×427.27×1.1×(16×5×10×52)=1.17×109NL2=NL1/i=1.17×109/4=2.93×108由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数:ZNT1=1 ZNT2=1.15通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=560×1.0/1.0Mpa=560MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=530×
58、1.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得:d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431×31312×(4+1)/1×4×56021/3mm=82.28mm模数:m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm根据课本P165表10-3取标准模数:m=4mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P187(10-24)式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaFT1 为主动轮的转矩N·mmB为齿轮的接触宽度mmm模数Z1为主动轮的齿数F 齿轮的许用弯曲应力mpaYFa标准外齿轮的齿形系数YSa标准外齿轮的应力修正系数
59、确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mZ1=4×25mm=100mmd2=mZ2=4×100mm=400mm齿宽:b=dd1=1×100mm=100mm取b=100mm b1=105mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=25,Z2=100由课本P187表10-13和表10-14相得YFa1=2.65 YSa1=1.59YFa2=1.34 YSa2=1.80 (8)许用弯曲应力F根据课本P180(10-14)式:F=
60、 Flim YSTYNT/SF由课本P182图10-25C查得:Flim1=210Mpa Flim2 =190Mpa由课本P183图10-26查得:YNT1=1 YNT2=1试验齿轮的应力修正系数YS1=1.59 YS2=1.80按一般可靠度选取安全系数SF=1.3 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =190×/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1.1×
61、;48700/50×22×25) ×2.65×1.59Mpa=90.3Mpa< F1F2=F1YF2YS2/YF1YS1=(90.3×1.34×1.8/2.65×1.59)Mpa=84Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2/2(25+100)=125mm (10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n2/60×1000=3.14×100×408.69/60×1000=2.14m/s查表的选8级精度是合适
62、的六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,对材料无特殊要求,选用45#调质,并经调质处理,硬度217255HBS, 抗拉强度b=590Mpa,弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=60Mpa根据课本P265(14-2)式,dc(p/n) 1/3C以材料及受载情况有关的系数,根据课本P265,查表14-1,取c=102.72118P高速轴的输入功率n高速轴的转速dc(p/n) 1/3 =(102.72118)(2.092/427)1/3mm=1820mm考虑有键槽,将直径增大5%,则d=(1820)×(1+5%)mm=
63、(18.921)选d=20mm2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过盈配合固定。 (2)确定轴各段直径和长度工段:d1=d=20mm 长度取L1=55mmII段: d2=d1+2hh=2c 查表得c=1.5mmd2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mmd2=26mm初选用6
64、206型深沟球轴承,其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:L2=(2+20+16+55)=93mmIII段直径d3= d2+2h =32mmL3=L1-L=55-2=53mm段直径d4=d3+2h=32+2×3=38mm长度与右面的套筒相同,即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:(26
65、+3×2)=32mm因此将段设计成阶梯形,左段直径为32mm段直径d5=30mm. 长度L5=15mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径:已知d1=mz1=50mm求转矩:已知T1=48700N·mm求圆周力:Ft根据课本P184(10-15)式得Ft=2T1/d1=2×48700/50=1948N求径向力Fr根据课本P184(10-15)式得Fr=Ft·tan=1948×tan200=709N因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=55mm (1)绘制轴受力简图(
66、如图a)(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力:FAY=FBY=Fr/2=354.5NFAZ=FBZ=Ft/2=974N由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=354.5×54=19143 N·mm(3)绘制水平面弯矩图(如图c) 截面C在水平面上弯矩为:MC2=FAZL/2=974×54=52596N·mm (4)绘制合弯矩图(如图d)MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971N·mm(5)绘制扭矩图(如图e)转矩:T=9.55×(P/n2)
67、×106=48700N·mm(6)绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取=1,截面C处的当量弯矩Mec=MC2+(T)21/2=559712+(1×48700)21/2=74191N·mm (7)校核危险截面C的强度由式e=Mec/0.1d33 得e=Mec/0.1d33=74191/0.1×323=22.6MPa< -1=60MPa该轴强度足够。图a2)输出轴的设计计算由于设计的是单级减速器的输入轴,属于一般轴的设计问题,选用45#调质,并经调质处理,硬度217255HBS, 抗拉强度b=590Mp
68、a,弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=60Mpa1、按扭矩初算轴径根据课本P265(14-2)式,dc(p/n) 1/3C以材料及受载情况有关的系数,根据课本P265,查表14-1,取c=102.72118dc(p/n) 1/3 =(102.72118)(2.01/106.82)1/3mm=28.531mm考虑有键槽,将直径增大5%,则d=(28.531)×(1+5%)mm=(3033)由设计手册取标准值d1=30 (1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用
69、键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。(2)确定轴的各段直径和长度工段:d1=30mm L1=55mm II段: d2=d1+2hh=2c 查指导书取c=1.5mm d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36d2=36mm初选6207型滚动球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长
70、96mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。III段直径d3= d2+2h =42mmL3=L1-L=55-2=53mm段直径d4=d3+2h=42+2×3=48mm长度与右面的套筒相同,即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:(36+3×2)=42mm因此将段设计成阶梯形,左段直径为42mm段直径d5=40mm. 长度L5=15mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径:已知d2=200mm求转矩:已知T2=9.55×(P/n)
71、×106=187×103N·m求圆周力Ft:根据课本P184(10-15式得Ft=2T2/d2=2×187×103/200=1870N求径向力Fr根据课本P184(10-15式得Fr=Ft·tan=1870×0.36379=680.6N两轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3NFAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N (2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=340.3×54
72、=18376.2N·mm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=935×54=50490N·mm (4)计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2 =(18376.22+504902)1/2 =53730N·mm (5)计算当量弯矩:转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取=1,截面CMec=MC2+(T)21/2=537302+(1×187000)21/2 =194566N·mm (6)校核危险截面C的强度e=Mec/(0.1d3)=275.06/(0.1×403)=30.4+Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件,轴承预计寿命16×365×1
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