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文档简介
机械设计课程设计计算说明书
华中科技高校
机械学院机制0703
题目:双级绽开式圆柱齿轮减速器
专业:机械设计制造及其自动化
姓名:叶健
学号:U200710671
指导老师:陈永府
目录
第一部分设计任务书..................................3
其次部分减速器的总体方案设计........................3
一、传动方案设计......................................3
二、选择电动机...................................4
三、计算总传动比和支配传动比.....................4
四、传动装置的运动和动力参数的计算...............5
第三部分传动零件的参数设计和轴系零部件的初步选择……6
一、减速器外部传动一一滚子链传动的参数设计.......6
二、减速器内部传动一一齿轮传动的参数设计.........7
三、初算轴的直径.................................12
四、选择联轴器...................................13
五、选择滚动轴承.................................13
第四部分减速器装配图设计.........................14
一、轴的结构设计.................................14
二、轴、滚动轴承及键联接的校核计算...............15
三、箱体的结构及减速器附件设计...................24
四、润滑密封设计.................................26
第五部分设计总结.................................27
第六部分参考文献.................................27
计算与说明主要结果
第一部分设计任务书
1、设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。
设计数据及工作条件:
F=4500N;V=0.45m/s;F=4500N;
D=400mm;Ai=±4%;V=0.45m/s
生产规模:中小批量;D=400mm
工作环境:多尘;载荷特性:轻振;Ai=±4%;
工作期限:8年,两班制。
设计留意事项:
1.设计由减速器或者其他机械传动装配图1张
零件图2张,及设计计算说明书一份组成;
2.设计中全部标准均按我国标准接受,设计说明
书应按规定纸张及格式编写;
3.设计图纸及设计说明书必需按进度完成,经指
导老师审查认可后,才能赐予评分或答辩。
其次部分减速器的总体方案设计
一、传动方案设计
依据已知条件计算出工作机滚筒的转速为
nw=60*1000r/(m9)
=60*1000*0.45/(3.14*400)r/min
«21.49r/min
若选用同步转速为1500r/min或lOOOr/min的电动机,则估nw=21.49r/min
算出传动装置的传动比i约为70或47o
可拟定传动方案为:内部双级圆柱齿轮+外部链传动
机构整体布置如图一:
二、选择电动机
1.电动机的类型选择
依据动力源和工作条件,选用Y系列三相沟通异步电
动机
2.电动机的功率
工作机有效功率:
P*=FV/1000=2.025KW
设电动机到工作机之间的总效率为n,并设n“
run”,八分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动(设齿轮精度
为8级)、滚动轴承、开式滚子链传动。滚筒的效率。查文献
4表2-2可得:n1=0.99,n2=0.97,n3=0.99,n4=0.92,
n5=0.96
225
总效率:n=nin2n3n4n5
=0.992X0.972X0.995X0.92X0.96
=0.7754
电动机所需功率:
Pd=P../n=2.025/0.7754=2.614KW
查文献4表16-1选取电动机的功率为3KWO
3.选择电动机的转速为960r/min。
4.电动机型号确定
由功率和转速,查文献4表16-1,选择电动机型号
为:电动机型号:
Y132S-6,并查表16-2,可得:Y132S-6
中心高H=132mm;外伸轴径D=mm;
轴夕卜伸长度E=80mm;
三、计算总传动比和支配传动比
经计算得内外总的传动比
1'=nm/nw=960/21.49=44.68
减速器总传动比
取链传动的传动比g=3
i=14.89
高速级传动比
减速器的总传动比f=i'/i=44.68/3=14.89
3ii=4.400
双级圆柱齿轮减速器高速级传动比低速级传动比
7,=71737=4.400i2=3.384
低速级的传动比
12=7/7,=3.384
四、传动装置的运动和动力参数的计算
1、各轴的转速计算
n।=nm=960r/min
r)n=ni/ii=960/1.4r/min=218.18r/min
niii=nu/i2=64.47r/min
r)N=nm=64.47r/rnin
2、各轴的输入功率计算
P,=P(ln,=2.614X0.99KW=2.588KW
Pn=Pin2n3=2.588X0.97X0.99KW=2.485KW
%=P"n2n3=2.485X0.97X0.99KW=2.386KW
Piv=Pmn3n产2.386X0.99X0.99KW=2.339KW
3、各轴的输入转矩计算
Ti=9550Pi/m=9550X2.588/96O=25.745N•m
T2=9550P2/n2=9550X2.485/218.18=108.771N•m
T3=9550R3/n3=9550X2.386/64.47=353.440N•m
T4=9550P4/n4=9550X2.339/54.47=346.478N•m
上述数据归纳总结为表一。
表一:
转速输出功率输出转矩传动比
轴号
(r/min)(kW)(N,m)i
高速轴I9602.58825.745
中间轴n218.182.485108.7714.400
低速轴in64.472.386353.4403.384
滚子链轴1
64.472.339346.478
IV
第三部分传动零件的参数设计和轴系零部件的
初步选择
一、减速器外部传动一一滚子链传动的参数设计
1、选择小链轮齿数
选取小链轮齿数Zi=25大链轮齿数
大链轮齿数Z=75
Z=iZ、=75<1202
2小链轮齿数Zi=25
故合适
2、初定中心距即,确定链节数4
由于a=(3O~5O)p,取4)=40p,则有
2
2a()Zi+Z2屋1+Z2Ip
Lp=---+--------1-----...-链节数L=132
p2[2n\a()P
=131.58
圆整为整数,取.=132(偶数)
3、计算所需额定功率。确定链的型号和节距
取工况系数KA=1.3(轻冲击,电动机驱动),则
计算功率:PC=KAPIV=1.3X2.339KW=3.401KW;
4、确定节距P
查文献3表5-12得小链轮齿数Kz=1.34
查文献3表5-17得链长系数KL=1.08
选单排链,得多排链系数KP=1.0
Pc3.041
故所需传递的额定功率Po=KzKcKp=(1.34X1.08X1.0)KW=2.101KW
查表5-15,选择滚子链型号为20A,链节距P=31.75
5、计算链长L和中心距a
链长£=PLp/1000=31.75*132/1000=4.191加
中心距
a=-%;4)+J”,__8(/(4]:
=j--F
/25—75、2
8o(-------)mm
2〃
安装中心距:
=1276.8/77/77
1213.3mm
实际安装中心距
M=a-/\a=a—2p=1276.Rmm-2X31.75mm
=1213.3mm
6、计算平均链速v和压轴力必
平均链速V=mvZip由0000=0.8529m/s
工作压力F=1000Piv/v=2742.4N
取压轴力系数KQ=1.2,
压轴力FQ=KQF=1.2X2742.4=3290.9N
7、选择润滑方式
由链速v=1.8529m/s,链节距P=31.75mm
可选择滴油润滑方式。
即所得的链传动为:
滚子链型号:2OA-1X132GB1243.1-83;
链轮齿数:Z.=25,Z2=75;
中心距a=1213.3mm,压轴力FQ=3290.9N;
二、减速器内部传动一一齿轮传动的参数设计
1、高速级传动齿轮的设计
高速级主动轮输入功率2.588kW,转速960r/min,齿数比=
传动比=4.4,单向运转,有略微振动的载荷,每天工作16
小时,预期寿命8年,电动机驱动。
(1)选择齿轮的材料及热处理方式
小齿轮:45钢,调质,齿面硬度23OHBS;
大齿轮:45钢,正火,齿面硬度190HBS。
(2)确定许用应力
0
A.确定极限应力。Hlim和Flim
许用接触应力。Hiimi=58OMPa,。Hiim2=550MPa;
许用弯曲应力。Fiimi=22OMPa,OFiim2=210MPao
B.计算应力循环次数N,确定寿命系数Z.,4
M=60功〃11=2.212x1()9
N2=N\/h=5.027x108
查图表得,Z%=1,Z%=1,%=1,友=1
C.计算许用应力
平安系数:
SHlim=1.0,SFlim=1.4
onp\=6iim.Zvi/SHmin=580物%
07肥?=07/lim2ZN2/Sf!min=550/1#^
6,P、=6MYN、ISF、=314.2SMPa
<JFPZ=6'ZYSTYN.JSr?=ZQQMPa
(3)初步确定齿轮基本参数和主要尺寸
A.选择齿轮类型
选用较平稳、噪声小、承载实力较强的斜齿圆柱齿轮传动。
B.初步选用8级精度
C,初选参数
初选参数:0=YT,Zi=25,Z2=Z,u=25X4.4=110,
Zi=25,
4=42=°,齿宽系数-=0.9,
Z,2=110
D.初步计算齿轮主要尺寸
由于工作平稳,取KA=1,
因转速不高,取Kv=1.05,
非对称布置,刚度小,取KB=L13,K”=1.2,
K=KAKVK6K„=1.424;
节点区域系数Z”=2.45.,
重合度系数Zc=0.8.»
螺旋角系数ZB=[cos。=0.989.
弹性系数=189.8VMPO.
ZEI
J12KAM+1
di=3----•——•——----=35.500mm
\y/d〃IOUP)
模数%=d\cosp/Z\=389切加
取标准模数〃%=2mm,则中心距mn=2mm
a=140mm
a=+/2)=138.02/77/Z?,圆整取中心距a=140mm。
2cos0
调整螺旋角:
p=arcco{-2+22))=i5?[32''3=15O21'32,,
计算分度圆直径:
d\=mZ\/cosp=51.852Z77ZZZ
dz—mZi/cos0—228.148/zzzz/
di=51.852mm
计算圆周速度:d2=218.148mm
V=7Td\n\/(60X1000)=2.606//s
计算齿宽:
大齿轮:bi=b=+疝1=1x51.852zzw=46.67物?,
取b2=48mm
小齿轮:A=4+(5~10)〃加=54切勿;
bi=54mm
E.验算轮齿的弯曲乏累强度b2=48mm
计算当量齿数:
Zv\=—^―=27.88
cos2p
Zs=%;=122.68
cos2(3
查图得,
齿形系数:YF„>=2.60
匕皿=2.18
应力修正系数:比,=1.62
心2=1.83
取}>=。9,匕=0.7
B.计算弯曲应力
2KT\
6、=----・及小小»哙%=38.485^a<ori
b\dmimi
^Fa?Xsa2
°F2=%1丫厂M「36.7878<51加2
齿根弯曲强度足够。
齿顶圆直径=小+=60.582即
daz-237.148/zzw
齿根圆直径由=d\-2hr=42.482/zw
dci=di-2hr=219.148/TW
高速级齿轮设计结果:
Zi=25,Zz—110,
di=51.852mm,d2=218.148mm
bi=54mm,b2=48mm,
m=2mm,P=15°21'32",a=140
2、低速级传动齿轮的设计
低速级主动轮输入功率2.485kW,转速218.18r/min,齿
数比=传动比=3.384,单向运转,有略微振动的载荷,每
天工作16小时,预期寿命8年,电动机驱动。
(1)选择齿轮的材料及热处理方式
小齿轮:45钢调质,齿面硬度230HBS。
大齿轮:45钢正火,齿面硬度190HBS。
(2)确定许用应力
A.确定极限应力。Hlim。Flim
对于小齿轮
许用接触应力。Hiim3=580MPa
许用弯曲应力。Fiim3=220MPa,
对于大齿轮
许用接触应力。Hiim4=550MPa;
许用弯曲应力。Flim4=210MPao
B.计算应力循环次数N,确定寿命系数Zw,9
Ns=60a=60*1*218.18*8*300*16=5.03x108
8
/V3=A/I/U=1.49X10
查图表得,
ZN3=1.LZN4=1Q5;YN3=YN4=1;
c.计算许用应力
平安系数:
SHlim=1.0,SFlim=1.4
6P3=07/limBZN31sHmin=638/J#^
os=07/limAZNJSHm>n=577.5MPa
6F\-6飞YSTYNJSF3-314.28/展
6P\=gYsMTSR、=300/l#6?
(3)初步确定齿轮基本参数和主要尺寸
A.选择齿轮类型
初估齿轮圆周速度v<=2.5m/s,
选用较平稳、噪声小、承载实力较强的斜齿圆柱齿轮传动。
B.初步选用8级精度
C.初选参数
初选参数:1=15。,©=21,Z2=ZIU=71.064,取Z2=71,
%1=72=°,齿宽系数内=0.9,
Z3=21,
D.初步计算齿轮主要尺寸
由于工作平稳,取KA=1,Zi=71
因转速不高,取Kv=1.05,
非对称布置,刚度小,取KR=L13,K«=L2,
K=KAKVKBK«=1.424;
节点区域系数Z〃=2.45
重合度系数Zf=0.8
螺旋角系数为=Jcos0=0.983
弹性系数Zg=189.8jMPa
,J2Klu+1(ZHZ^ZZY
4=3l---------■--------=56.336mm
7y/d〃I(JHP)
模数mn=chcos/?/Z3=2.59勿〃7
取标准模数mn=3.5mm,则中心距
a='+=166.68加加,圆整取中心距a=165mm。
2cos0
调整螺旋角:
(3=arcco{见卷在[=12°38'30''
mn=3mm
计算分度圆直径:a=165mm
(h=mZ3/cosp=75.326曲z7
da-mZ\/cos/3=245.674mm
3=17°52'33"
计算圆周速度:
V=7id\n\/(60x1000)=0.83勿/s
计算齿宽:
大齿轮:b\=b=*03=1x75.326/™=67.8mm,da=61.196mm
取b4=68mmd4=233.804mm
小齿轮:bi=+(5~10)/nm=74mm;
E.验算轮齿的弯曲乏累强度
计算当量齿数:
b3=65mm
私==22.6b4=60mm
cos2p
Zv.=4=76.4
cos2{3
查图得,
齿形系数:及3=2.74,及4=2.25
应力修正系数:氐3=1.57,%”=1.72
取勿=0.9,匕=0.7
B,计算弯曲应力
aKT
g=——-・%眼/匕=48.25,姓<6而,
b\dm
^Fa?Xsa2
OF2—^Fly:y—43.91<07lim2
齿根弯曲强度足够。
齿顶圆直径点=心+2A,=82.326即
da\=261.674%
齿根圆直径心=m一2hf=66.576mm
diy=di-2hr=245.924/zz®
高速级齿轮设计结果:
Z3=21,Z4=71,
d3=75.326mm,d4=254.674mm
b3=74mm,b4=68mm,
m=3.5mm,P=12°38'30",a=165
验算Ai是否在给定范围内:
△i=[3*(110/25)*(71/21)-44.68]/44.68=0.12%
三、初算轴的直径
已知,最小轴径的初算公式为d=C(P/〃)"3
选轴的材料为45钢,调质处理。
A.高速轴:
d=C(。/=115*必2.588/960=16.01/zz/zz
在该轴段有一个键槽,则增大5%,
4>(1+5%)*16.0=16.81mm,
由电机直径D,可得
di=(0.8~1.2)*D=(30.4—45.6)mm
考虑到与联轴器相连,取dimin=32mmdimin=32mm
B.中间轴:
d=。(尸/加"3=H2*42.485/218.18=25.20mm
考虑到与轴承协作,且为了机器整体的协调和美观,
取d2min=45mmd2min=45mm
C.低速轴:
d=C(P]加”3=106*M2.386/64.47=35.32ml
在该轴段有一个键槽,则增大5%,
42(1+5%)*35.32nlm=37.09mm,最终取
d3min=40mm
d3min=40mm
四、选择联轴器
A.电机与高速轴之间的联轴器
由于转速较高,为减小动载荷,缓和冲击,应选择具有
较小惯量和有弹性的联轴器,可选弹性套柱销联轴器。
计算转矩,取K=1.5,
Tca=KTi=38.618N•m
查表,选型号TL6,联轴器1:
即所选的联轴器为:TL6联轴器TL6联轴器
B.低速级与滚子链传动主轴之间的联轴器/B38X60
因为有略微冲击,又因为传递的转矩较大,故可选弹性JB32X60
柱销联轴器。
计算转矩,取K=1.5,
Tca=KTm=530.16N•m
查表,选型号HL3,
即所选的联轴器为:HL3联轴器
五、选择滚动轴承
联轴器2:
传动轻震,轻载转速中等,有轴向和径向载荷,初选HL3联轴器
深沟球轴承,选型号如下表二。/B40X84
JB40x84
表二:轴承代号及其尺寸性能
轴种类d轴承代号B4,DC,Jr
高速轴40620818738022.815.8
中间轴45620919788524.517.5
低速轴50621020839027.019.8
二、轴、滚动轴承及键联接的校核计算
1高速轴的强度校核
Mv
34322N•mm
Mh
M
T
-rni39252N-mm
15.547N•.
McaTITTY^
图五:高速轴受力分析
计算与说明主要结果
如图五所示,则:
(1)对轴进行受力分析
圆周力Ft=2*T/di=993N
径向力Fr=Fttanan/cosB=375N
轴向力F„=F,tan/?=273N
(2)计算支反力
①垂直面上支反力
RvB=(FrLi-Fadi/2)/(Li+L2)=237N
RVA=FR-RVB=138N
②水平面X面上
RHA=L2Ft/(Li+l_2)=261N
RHB=FLRHA=732N
(3)计算轴的弯矩,并画出弯矩图;计算并画出当量弯矩图。
(4)按平安系数法校核
截面a-a轴径最小,b-b有较大弯矩且轴径较小,c-c有最大
弯矩,故均为紧急截面。
A.校核截面a-a
a-a截面上的应力:
弯曲应力幅:oa=M/W=O
扭转应力幅:Ta=T/2WT
=2574V(2*12800)MPa
=1.01MPa
弯曲平均应力:Om=0
扭转平均应力:Tm=1.01MPa
等效系数:o=0.2,,=0.1
截面应力集中系数:K„=1.88,K,=1.58
表面状态系数及尺寸系数:
P=0.94;e,,=0.84,e,=0.78
分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数:
T-1
S
T-XT-68.1
+Wkm
S£
Sea&+§寄68.1>[S]=1.4,故平女。
B.校核截面b-b
b-b截面上的应力:
弯曲应力幅:。a=M/W=3085的733.6=3.17MPa
扭转应力幅:Ta=T/2WT
=2574%(2*19467.2)MPa
=0.66MPa
弯曲平均应力:Om=0
扭转平均应力:Tm=0.66MPa
等效系数:o=0.2,巾,=0.1
截面应力集中系数:K.=1.825,K,=1.625
表面状态系数及尺寸系数:
8=0.94;£.=0.84,£,=0.78
分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数:
0-1
s。一分一
与小九。m40.9
S£
Sea型=36.0>⑸=1.4,故平安。
C.校核截面c-c
C-C截面上的应力:
弯曲应力幅:0a=M/W=38824/7868.9=4.94MPa
扭转应力幅:Ta=T/2WT
=25745/(2*155737.8)MPa
=0.83MPa
弯曲平均应力:Om=0
扭转平均应力:Tm=0.83MPa
等效系数:力“=0.2,11>,=0.1
截面应力集中系数:K„=l,KT=1
表面状态系数及尺寸系数:
;
P=0.94*=0.84,*=0.78高速轴平安
分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数:
0-1
So-K。—
任+九时48.0
SLK1-127.7
+Mm
SaST
Sea=启%=44.9>⑸=1.4,故平安。
综上知,高速轴的强度足够。
Rhaft皿
Mv^rrrrnTTn.........................-
79183130500
^rrrmTrfffnTWTnTnTnTn^
141790
816801341』lOlN.
108771
Tnrrn
156090
1(^5501491701^^
103080rrTiT"
McarTTrffirn
所有力矩的单位均为N•皿
图六:中间轴受力图
计算与说明重要结果
2.中间轴的强度校核
(1)对轴进行受力分析
圆周力Ft2=2*T/d2=954N
Ft3=2*T/d3=2888N
径向力Fr2=Ft2tanan/cosB=360N
Fr3=Ftstanan/cosB=1077N
轴向力Fa2="tan夕=262N
Fa3=Ftstan(3=648N
(2)计算支反力
①垂直面上支反力
RVB=-924N
RVA=207N
②水平面X面上
RHA=1667N
RHB=2175N
(3)计算轴的弯矩,并画出弯矩图;计算并画出当量弯矩图。
(4)按平安系数法校核
截面a-a和b-b分别为齿轮2与3的轴向中心面,分析易知,
它们均为紧急截面。
A.校核截面a-a
a-a截面上的应力:
弯曲应力幅:。a=M/W=7918^9408.6=8.42MPa
扭转应力幅:Ta=T/2WT
=108771/(2*20265.9)MPa
=2.68MPa
弯曲平均应力:om=0
扭转平均应力:Tm=2.68MPa
等效系数:力。=0.2,巾,=0.1
截面应力集中系数:K.,=1.825,K,=1,625
表面状态系数及尺寸系数:
8=0.94;£”=0.84,£,=0.78
分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数:
S0ST
Sea医7星=13.1>⑸=1.4,故平安。
B.校核截面b-b
b-b截面上的应力:
弯曲应力幅:。a=M/W=141790/29541=4.80MPa
扭转应力幅:Ta=T/2WT
=108771/(2*292660)MPa
=1.86MPa
弯曲平均应力:。m=0
扭转平均应力:Tm=1.86MPa
等效系数:中,,=0.2,It,=0.1
截面应力集中系数:K„=l,K,=l
表面状态系数及尺寸系数:
P=0.94;e„=0.81,*=0.76
分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数:
图七:低速轴受力分析
计算及说明重要结果
3.低速轴的强度校核
(1)对轴进行受力分析
圆周力Ft=2*T/di=2776N
径向力Fr=Fttanan/cosP=1035N
轴向力F“=F,tan^=623N
(2)计算支反力
①垂直面上支反力
RvA=(FrL2-Fad/2)/(Li+L2)=149N
RVB二FR-RVA=886N
②水平面X面上
RHA=L2Ft/(LI+L2)=1846N
RHB=FLRHA=930N
(3)计算轴的弯矩,并画出弯矩图;计算并画出当量弯矩图。
(4)按平安系数法校核
截面a-a和b-b分别为齿轮的轴向中心面和右端面,分析易知,
它们均为紧急截面。
A.校核截面a-a
a-a截面上的应力:
弯曲应力幅:。a=M/W=154200/11363=13.57MPa
扭转应力幅:Ta=T/2WT
=108773/(2*26822)MPa
=6.59MPa
弯曲平均应力:Qm=O
扭转平均应力:Tm=6.59MPa
等效系数:0=0.2,,=0.1
截面应力集中系数:K”=1.825,K,=1.625
表面状态系数及尺寸系数:
3=0.94;£“=0.81,£,=0.76
分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数:
0-1
S(j-—9・2
/+WWm
Sr-K,-9.9
+Mm
S05r
Sea屏褐=6.7>[S]=1.4,故平安。
B.校核截面b-b
b-b截面上的应力:
弯曲应力幅:Oa=M/W=0MPa
扭转应力幅:Ia=T/2WT
=353440/(2*25000)MPa
=7.07MPa
弯曲平均应力:Om=0
扭转平均应力:Tm=7.07MPa
等效系数:0=0.2,W,=0.1
截面应力集中系数:K.,=1.88,Kt=1.58
表面状态系数及尺寸系数:
8=0.94;£.=0.81,£,=0.76
分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数:
T-1
s低速轴平安
r-K-9.5
T+Mm
s£
Sea厨+s尹9.5>[S]=1.4,故平女。
综上知,低速轴的强度足够。
4.滚动轴承的寿命校核计算
(1)高速轴轴承校核
轴承的支撑受力如图八,Fa.
由轴的受力易知:个个
Fa=272N,1FriFr21
Fri=(RHA2+RVA2)*=295Nr———
Fr2=(RHB2+RVB2)W=769N图八
故有:Fal=Fa=273N,Fa2=0N
当量动载荷P:
轴承1:因Fai/Cor=273/158OO=O.O17,插值得e=0.20,
XFai/Fri=273/295=0.93>e,所以,Xi=0.56,Yi=2.20
Pl=/p(XiFri+YiFai)
=1.0(0.56*295+273*2.20)
=766N
轴承2Fa2/Fr2=0,故取X2=l,2=0
Pz—fp(XzFr2+丫2产a2)=769N
计算寿命:P2>P1,故用轴承2计算
106C
L.----Y-Yr
1AnnP
期望寿命为L=300*8*16=38400h<Lh,满足要求
(2)中间轴轴承校核
轴承的支撑受力如图九,Fa2
由轴的受力易知:个
Fa2=262N,Fa3=648NFrlFrnt
Fri=(RHA2+RVA2)侬1680N
图九
Frn=(RHB2+RVB2)皿=2363N
故有:FaI=ON
Fai,=386N
当量动载荷P:
轴承II:因Fai/Cor=38^1755O=O.O22,We>0.19,
又Fai/Fn=38的363=0.16<e,所以,XII=1,YII=O
=2363N
轴承I:Fai/Fr,=O,故取X|=1,Y|=O
=1680N
计算寿命:P“>Pi,故用轴承H计算
106c,
——Y-Yc
AnnP
期望寿命为L=300*8*16=38400h<Lh,满足要求
(3)低速轴轴承校核
轴承的支撑受力如图十,Fa--------->
由轴的受力易知:-A----------------------------------
Fa=623N,।Fr2Fn
Fr2=(RHA2+RVA2)^=1863Nr———
22W
Fri=(RHB+RVB)=1284N图十
故有:Fa2=ON
Fai=623N
当量动载荷P:
轴承1:因Fai/Cor=62)198OO=O.O31,得e<0.26,
又Fai/F“=62夕1475=0.42>e,所以,Xi=0.56,Yi=1.98
PlRXiFn+YiFai)
=1.0(0,56*1284+623*1.98)
=1953N
轴承2:Fa2/Fr2=0,故取X2=l,Y2=0
Pi=fp(XzFr2+^2^«2)=1863N
计算寿命:P1>P2,故用轴承1计算
to6c
Li=-----Y-Yr
16OnP
nD
期望寿命为L=300*8*16=38400h<Lh,满足要求
5.键联接强度校核
(1)中间轴的键联接校核
所选的键为:键14X9GB1096-79(L=40mm)
op=2T/dlk=2*108771/(48*26*4.5)MPa=38.74MPa<[。P]
满足运用要求。
(2)低速轴的键联接校核
所选的键为:键16X10GB1096-79(L=50mm)
。p=2T/dlk=2*353440/(54*34*5)MPa=77.00IVIPa<[«P]
满足运用要求。
三、箱体的结构及减速器附件设计
减速器的箱体接受铸造(HT200)制成,接受剖分式结构。
1.机体有足够的刚度
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增加了轴承座刚度
2.考虑到机体内零件的润滑,密封散热。
接受浸油润滑,同时为了避开油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底
面的距离H大于40mm
3.机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8,圆角半径为R=5。机体外型简洁,拔模便利.
4.对附件设计
A视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件齿合区的位置,并有
足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上
开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用
垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固
B油螺塞:
放油孔位于油池最底处,并支配在减速器不与其他部件靠近的
一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁
应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加
以密封。
C油标:
油标位在便于视察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.
D通气孔:
由于减速器运转时,机体内温度上升,气压增大,为便于排气,
在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平
衡.
E启盖螺钉:
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹.
F定位销:
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结
凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度.
G吊钩:
在机盖上干脆铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体.
箱体具体各部分的尺寸大小如下表(3)所示:
表(3)
箱座壁厚§6=0.025a+58mm
箱盖壁厚3।6i=0.025a+58mm
箱座凸缘壁厚b=1.5812mm
箱盖凸缘壁厚bi=1.58,12mm
箱座底凸缘壁厚bz=2.5820mm
地脚螺钉直径
df=0.036a+1216mm
地脚螺钉数目a<250,n=66
轴承旁联接螺栓直径
di=0.75df12mm
箱盖与箱座联接螺栓直径d2d2=(0.5-0.6)df8mm
轴承盖螺钉直径
d3=(0.4-0.5)df8mm
窥视孔螺钉直径
d4=(0.3-0.4)df6mm
定位销直径
d=(0.7-0.8)d26mm
轴承旁凸台半径RC2=16mm
大齿顶圆与箱体内壁距离Ai>1.2810mm
齿轮端面与箱体内壁距离△2A2>S10mm
箱体外壁至轴承座断面的距42mm
G+C*2+(5~8)
离△4
m>0.85bm=7
箱座箱盖上的肋板厚
>0.85b1班=7
地直径与数目dj=16
脚
螺n=6
钉通孔直径
d/=20
沉头座直径
2=45
底座凸缘尺寸Gmin=25G=25
Qmin=23C2=23
轴承旁连接螺栓直径0.75%4=12
轴承旁连接螺栓
d'=13.5
通孔直径
轴承旁连接螺栓D=26
沉头座直径
连
轴承旁连接螺栓
接
CJ=20,C2=16
螺凸缘尺寸
栓箱座箱盖的d=(0.5~0.6必J=8
连接螺栓直径22
箱座箱盖的连接螺栓
"=13.5
通孔直径
箱座箱盖的连接螺栓D=18
沉头座直径
箱座箱盖的连接螺栓
£=15,G=12
凸缘尺寸
计算与说明
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