




版權(quán)說(shuō)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(qǐng)進(jìn)行舉報(bào)或認(rèn)領(lǐng)
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1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書設(shè)計(jì)題目 減速機(jī)設(shè)計(jì)院系:甌江學(xué)院 班級(jí):04甌機(jī)自本設(shè) 計(jì) 者:范俊杰學(xué) 號(hào):0420254436指導(dǎo)老師:鄭文 葉昕泉2007年 06月 27日目錄第一節(jié) 前言(題目分析和傳動(dòng)方案的擬定及說(shuō)明) 第二節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇和計(jì)算 第三節(jié) 齒輪的設(shè)計(jì)和計(jì)算第四節(jié) 軸的設(shè)計(jì)和校核 第五節(jié) 軸承的選擇及壽命計(jì)算 第六節(jié) 鍵的校核 第七節(jié) 箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算第八節(jié) 軸承的潤(rùn)滑及密封第九節(jié) 設(shè)計(jì)結(jié)果第十節(jié) 小結(jié) 第一節(jié) 前言慢動(dòng)卷?yè)P(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)推力機(jī)的原理是通過(guò)螺旋傳動(dòng)裝置給推頭傳替力和運(yùn)動(dòng)速度。它在社會(huì)生產(chǎn)中廣泛應(yīng)用,包括在建筑、工廠
2、、生活等方面。1 原始數(shù)據(jù)(1) 鋼繩的拉力 F =18(kN)(2) 鋼繩的速度 V=11 (M/Min)(3) 滾桶的直徑 D=300 (mm)(4) 工作情況:三班制,間歇工作,載荷變動(dòng)小。(5) 工作環(huán)境:室內(nèi),灰塵較大,環(huán)境最高溫度35°C左右。(6) 使用折舊期15年,3年大修一次。(7) 制造條件及生產(chǎn)批量,專門機(jī)械廠制造,小批量生產(chǎn)。第二節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇一.初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如下圖所示。(1)由已知得:則工作機(jī)的轉(zhuǎn)速V= 則由下面公式可求Pw執(zhí)行機(jī)構(gòu)的輸出功率P=,其中 F-工作阻力即套筒鋼繩的拉力,V-鋼繩的速度。對(duì)于蝸桿傳動(dòng),采用封閉式傳動(dòng),對(duì)于蝸輪副的傳動(dòng)
3、效率在1=(0.70-0.75)之間,則選取1=0.72,傳動(dòng)比在10-40之間對(duì)于圓柱齒輪也采用閉式窗洞,傳動(dòng)效率在2=(0.94-0.98)之間 則選取2=0.96,傳動(dòng)比在3-6之間。對(duì)于聯(lián)軸器功率選取3=0.99那么總的傳動(dòng)裝置的總效率1230.72×0.96×0.990.68;為蝸輪的傳動(dòng)效率,為齒輪的效率,為聯(lián)軸器傳動(dòng)的效率(齒輪為7級(jí)精度,稀油潤(rùn)滑)。電動(dòng)機(jī)所需工作功率為: Pd= =4.8kW(2)確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒的工作轉(zhuǎn)速為N=根據(jù)上面確定的蝸桿傳動(dòng)比為10-40之間,圓柱齒輪的傳動(dòng)比在3-6之間。則總的傳動(dòng)比在i總=30-240之間,而根據(jù)總的窗洞比
4、可以算出電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為Nd=i總×(30-240)=355.8-2846.4r/min則根據(jù)轉(zhuǎn)速和電動(dòng)機(jī)的功率可以查表得:符合這個(gè)轉(zhuǎn)速的有,1440 r/min,960 r/min,2900 r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,查機(jī)械手冊(cè)得以下幾種電動(dòng)機(jī)的型號(hào):方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率 Ped/kW電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速r/min效率 功率因數(shù) 噪聲 質(zhì)量同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S1-25.53000290085.5%0.8783642Y132S-45.5100096085.5%0.8478683Y132M2-65.51500144085.3%0.789185綜上考慮,可以選擇Y132S-4型號(hào)電動(dòng)機(jī)三
5、.傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和傳動(dòng)比分配則根據(jù)電動(dòng)機(jī)選者好后代原則,蝸桿的傳動(dòng)比可以初步設(shè)定一級(jí)傳動(dòng)蝸桿的傳動(dòng)比為i1=30,二級(jí)傳動(dòng)的齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比設(shè)定為 i2=3.2。(1) 總傳動(dòng)比由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n0和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n3,可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為in1/ n484(2) 傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比分配ii×i式中i,i分別為減速器的一級(jí)傳動(dòng)蝸輪級(jí)齒輪和二級(jí)傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比。一級(jí)蝸輪的傳動(dòng)比取i21,則二級(jí)齒輪的傳動(dòng)比為ii/ i84/214四.傳
6、動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算(1)各軸轉(zhuǎn)速 n2n1960r/min n3n1/i 960/2146 r/min n4n1/ (i×i)960/82=11.67r/min(2)各軸輸入功率 P1 = 5.5×0.99=5.445KW P2 =5.445 ×0.72×0.98×0.99=3.83KW P3= 3.83×0.98×0.99=3.68KWP4 =3.68×0.99×0.98=3.
7、58 KW(3)各軸的輸入轉(zhuǎn)距運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理與下表軸名效率P(KW)轉(zhuǎn)距T (NM)轉(zhuǎn)速n傳動(dòng)比輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)5.55.49960軸5.4455.44454.754.796021軸3.923.91169.81169.8464軸3.7633.763594359411.67 第三節(jié) 齒輪的設(shè)計(jì)一 斜齒輪的設(shè)計(jì)要求:(1)選頂齒輪類型,精度,材料及齒數(shù),設(shè)計(jì)的壽命為15年(每年工作300天)(2)本方案為二級(jí)傳動(dòng)為斜齒輪傳動(dòng),(3)由于轉(zhuǎn)速不太快,可采用一般的7級(jí)等級(jí)(4)材料由表10-1選擇齒輪材料:材料選擇,由表101選擇兩小齒輪材料都為40Cr(調(diào)質(zhì))、硬度為280HBS;
8、兩大齒輪材料都為45號(hào)鋼(調(diào)質(zhì))、硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS.。(5)取小齒輪齒數(shù)為Z1=24大齒輪的齒數(shù)為Z2=4×24=96則去Z2=96,一般,則在這里取二.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(10a-9)進(jìn)行試算,即 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值:(1)試選定載荷系數(shù)1.6(1)計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)距:(3)由圖10-30中可以選取ZH=2.433(4)由圖10-26查得 ,那么。(5)許用接觸應(yīng)力 =(539+576)/2=531.25Mpa 由表10-7锝由表10-6 得ZE=189.8Mpa由表 10-21 查得小齒輪疲勞強(qiáng)度 由公式10-13 計(jì)算循環(huán)次數(shù) N1
9、=60n1jLh=60×11.68×(2×8×300×15)=5.045× N2=N1/4=1.26×則由10-19 查表得 疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96 KHN2=0.98那么許用應(yīng)力計(jì)算取失效率1% 安全系數(shù)為1 由公式10-12得2) 計(jì)算 計(jì)算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值=100計(jì)算圓周速度v: (3)計(jì)算齒寬b= d1計(jì)算齒寬與齒高之比b/h和模數(shù)mb=d1*=105模數(shù):m= d齒高:h=2.25m=2.25則 b/h=126/9.9=12.72計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v= 0.83m/s ,7級(jí)精度,由10-8查
10、得動(dòng)載系數(shù)K=1.02取由表104查得使用系數(shù):由表109查得 則由表10-13得 故載荷系數(shù) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑, 計(jì)算模數(shù)m:m= d 取m = 4.53)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì):(1)由式1017得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為三 確定各項(xiàng)參數(shù):1)計(jì)算載荷系數(shù):2)從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 同理得 Zv2=102.124)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力: 取彎曲疲勞安全系數(shù),S=1.4,由表10-20C查得彎曲疲勞強(qiáng)度極限小齒輪為,大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限為則可得 =5)查取齒型系數(shù)查表10-5得 Y,Y,查取應(yīng)力校正系數(shù)得:Y, Y6
11、)計(jì)算大小齒輪的,并加以比較: 大齒輪的數(shù)值大。根據(jù)大齒輪數(shù)值來(lái)算則:對(duì)此計(jì)算結(jié)果由齒面接觸疲勞計(jì)算法得Mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算法面模數(shù)去Mn=4mm,可以滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需要接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑d,來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù) Z,那么 Z,則有i=Z2/Z1=4 誤差=(4-4)/4=0 符合要求四 幾何中心的計(jì)算1) d, d2)計(jì)算中心距:a=3) 計(jì)算齒輪寬度: b=d1*=100mm 取 B2=105,B1=1004) 驗(yàn)算:F=N 100N二 二級(jí)傳動(dòng)蝸輪齒輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 采用漸開(kāi)線蝸桿GB/T 10085-1998,根據(jù)庫(kù)存材料的情況,并考慮到傳動(dòng)的功率不太大速度也不太大,故蝸桿
12、用45鋼,因需要效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45-55HRC,蝸輪用鑄錫磷青銅,金屬模鑄造,為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則,先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì),再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度, 傳動(dòng)中心距 1) 按Z1=1,有上面所設(shè)計(jì)的 則2) 確定載荷系數(shù)K: 因工作載荷較穩(wěn)定,故取載荷分布不均系數(shù)1,由表選取使用系數(shù)1.15,由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動(dòng)載系數(shù)1.05,則3) 確定彈性影響系數(shù):因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160 4) 確定接觸影響系數(shù): 先假設(shè)蝸桿
13、分度圓直徑和中心距的比值為 =0.35,可查得=2.95) 據(jù)蝸輪材料可從表中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60j= 3.836* 壽命系數(shù)=0.84 則 =225.27 6)則中心距為 =209.7mm,因=21,故按=1計(jì)算 ,從表中取模數(shù)=8,蝸桿的分度圓直徑為d1=64mm, 這時(shí) =64/209=0.306,從圖可查得接觸系數(shù)=2.65,因?yàn)?因此上計(jì)算結(jié)果可用。 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1) 蝸桿 軸向齒距=m=25.133mm直徑系數(shù)10,齒頂圓直徑da1=92mm,=44.8mm 分度圓導(dǎo)程角 蝸桿的 軸向齒厚=2) 蝸輪 齒數(shù)=31 變位系數(shù),驗(yàn)算傳動(dòng)比
14、, 這時(shí)與查表所得的傳動(dòng)比31相比誤差為 符合要求, 分度圓直徑 d2=mz=321齒頂圓直徑 =248+28=305mm 齒根圓直徑 =290mm 4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)=-0.6567,從圖中可查得齒形系數(shù)=3.28,螺旋角系數(shù)=0.9586 則許用應(yīng)力 從表查得=56,壽命系數(shù) 彎曲強(qiáng)度是滿足的。 5 精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng),屬于通用機(jī)械減速器,從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿,蝸輪精度中選擇8級(jí)精度,側(cè)隙類為f,標(biāo)注為8f GB/T 10089-1988 .第四節(jié) 軸的設(shè)計(jì)和校核第一根輸出軸的設(shè)計(jì)1 確定輸出軸上的功率P
15、,轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=3.83KW,n=960r/min, T=31.07Nm。2 求作用在軸上的力:已知低速級(jí)斜齒輪的分度圓直徑為=64mm, F=970N, F=1349N,F(xiàn)a=4496N3.初步確定軸的最小直徑:先按式15-2初步計(jì)算軸的最小直徑,低速軸材料為鋼,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算,根據(jù)15-3初步計(jì)算軸徑,取=104得:,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 。為了使所選中的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩,查14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取則按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,考慮到鍵槽對(duì)軸的削弱作用 d應(yīng)該取大
16、5%7%,現(xiàn)在取用。查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014或手冊(cè),選用H17型彈性拄銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為31070。半聯(lián)軸器的孔徑,故取,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度為,半聯(lián)軸器與軸配合的轂長(zhǎng)4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì):1)擬定軸上零件的裝配方案;本設(shè)計(jì)的裝配方案已經(jīng)在上面分析過(guò)了,現(xiàn)在選用上面圖的方案。2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長(zhǎng)度。(1) 為了滿足軸向定位要求,在軸處左邊設(shè)一軸肩,取d,左端用軸端擋圈擋住定位,按軸端直徑取擋圈直徑50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓雜軸端面上,故段的長(zhǎng)度略短一點(diǎn),先取。(2) 初選軸承為深溝球軸承。因軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐
17、滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承7218E,其中尺寸為基本尺寸為d故取d而L。(3) 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑;齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為126mm,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸段應(yīng)短于輪轂的寬度,故取齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度h>0.07d,取,則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度取。(4) 軸承蓋的總寬度取為20mm, ,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承加以添加潤(rùn)滑劑的要求。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端的距離為故取。 (5) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離為考慮
18、到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取已知滾動(dòng)軸承寬度,大錐齒輪輪轂的長(zhǎng)度為則 至此,已經(jīng)初步的確定了軸的各段的直徑和長(zhǎng)度。3)軸上零件的周向定位: 齒輪,半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊(cè)查得平鍵截面鍵槽采用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)度為63mm(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見(jiàn)GB/T 1096-1979),同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣,半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為,半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)度配合來(lái)保證的,此處的選軸的直徑尺寸公差為m6.4) 確定軸上圓角和倒角尺寸:取軸左端的倒角為2.5,其右端倒角
19、2。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1mm,1mm,1mm,1mm,1mm.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖,在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊(cè)中查取a值,對(duì)于7218E型號(hào)的圓錐滾子軸承,由手冊(cè)查得a=28mm。因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L2+L3=90+206.5=296.5mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖(如下圖)。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)點(diǎn)?,F(xiàn)計(jì)算出截面C處的,以及的值列于下表中:載荷水平面垂直面支反力FF彎矩M=總彎矩扭矩6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度。根據(jù)式15
20、-5及上表中的數(shù)據(jù)可,并取a=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力為:前已經(jīng)確定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表15-1查得。因此,故此軸的設(shè)計(jì)是安全的,符合設(shè)計(jì)的要求。第二根軸的設(shè)計(jì)1. 確定輸出軸上的功率P,轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=3.68KW,n=46r/min, 2. 求作用在軸上的力:已知小齒輪的分度圓直徑為d=100mm, 大齒輪的分度圓直徑為d=400mm,F=, F=,F= FF=F,3. 初步確定軸的最小直徑:軸材料為45鋼,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算,初步計(jì)算軸徑,取d。顯然,此處為軸的最小直徑,即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì):1)擬定軸上零件的裝配方案;2)根據(jù)軸向定位的
21、要求確定軸的各段長(zhǎng)度。(1)為了滿足軸向定位要求,在軸處右邊設(shè)一軸肩,取左右兩端用軸承端蓋封閉。 (2)初選軸承為滾子軸承,根據(jù)d可得 (3)由于右邊的輪觳寬度為76mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段長(zhǎng)度略短輪觳寬度,故取L.同理,取L(4)根據(jù)箱體的總長(zhǎng)度可求得,d4-5=40 mm(5),(6), (7)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承加以添加潤(rùn)滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm.至此軸的各端長(zhǎng)度和直徑都已確定。 3)軸上零件的周向定位:齒輪和軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊(cè)查得平鍵截面,b鍵槽采用鍵槽銑刀加
22、工,長(zhǎng)度為70mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣,按d有手冊(cè)查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)度為50mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6。4)確定軸上圓角和倒角尺寸:取軸左端的倒角為2.5,其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為1.5mm,2.0mm,2.0mm,1.5mm.5)首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。軸承由手冊(cè)查得寬度為15mm,因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距為77+116+62=255mm,根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截
23、面C是危險(xiǎn)截面?,F(xiàn)將計(jì)算出的截面c處的,M,M值列于下表:載荷水平面垂直面支反力F,FFF彎矩MMM總彎矩扭矩T6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度。查表可得前已選軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查得=60MPa,因此。故安全。第三根軸的設(shè)計(jì)1確定輸出軸上的功率P,轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距T。由前面可知P=3.58KW,n=11.68r/min, T=2861.7NM。2求作用在軸上的力:已知低速級(jí)齒輪的分度圓直徑為d=248mm,F=N, F= F3初步確定軸的最小直徑:低速軸材料為45鋼,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算,初步計(jì)算軸徑,取d,顯然此處為軸的最小
24、直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同,需確定聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)距: 取K T 采用彈性塊聯(lián)軸器TL 11型,半聯(lián)軸器的孔徑d長(zhǎng)度172mm,聯(lián)軸器與軸的配合長(zhǎng)度為L(zhǎng),取d=95mm。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì):1)擬定軸上零件的裝配方案;2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長(zhǎng)度。(1)為了滿足軸向定位要求,在軸處左邊設(shè)一軸肩,取d右端用軸端擋圈擋住,按軸端直徑取擋圈直徑105mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸上,故段長(zhǎng)度比L稍短些,現(xiàn)取L(2)初選軸承為滾動(dòng)球軸承,根據(jù)d在軸承中選取0基本游隙組,基本尺寸為d故取d而L其右端采用軸肩進(jìn)行定位,取h=7mm,故d (3)由于輪觳寬度為100mm,為了使套筒端面
25、可靠地壓緊齒輪,此軸段長(zhǎng)度略短輪觳寬度,故取L左端采用軸肩定位,軸肩高度h所以d(4)軸承蓋的總寬度取為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁S為8mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承加以添加潤(rùn)滑劑的要求。取端蓋的外端與半聯(lián)軸器左端的距離為30mm.(5)齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為, 蝸輪與圓住齒輪之間的距離C=20mm。則可算得L至此軸的各端長(zhǎng)度和直徑都已確定。 3)軸上零件的周向定位:齒輪和半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接都采用平鍵聯(lián)接。按d有手冊(cè)查得平鍵截面b鍵槽采用鍵槽銑刀加工,長(zhǎng)度為40mm,同時(shí)為了保證齒輪與軸具有良好的對(duì)中性,故選擇齒輪輪觳與軸的配合為H7/n6;同樣,半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接也選用平鍵截面為20m
26、mmm,長(zhǎng)度90mm, 半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的,此處的選軸的尺寸公差為m6.4)確定軸上圓角和倒角尺寸:取軸左端的倒角為2.5,其右端倒角2.0。從左至右軸肩的圓角半徑分別為2.5mm,2.5mm,2.5mm,2.5mm,2.0mm.5)首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定支點(diǎn)位置時(shí)承,應(yīng)從手冊(cè)中查無(wú)a值。對(duì)于32017型深溝球軸承由手冊(cè)查得a=31mm,因此,作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距為118+174=292mm,根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是危險(xiǎn)截面?,F(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的,M,
27、M值列于下表:載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩Mh 總彎矩M1=M2=扭矩T6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度。查表可得前已選軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查得=60MPa,因此。故安全。7)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度(1)判斷危險(xiǎn)截面:截面A, B只受扭矩作用,雖然鍵槽,軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度,但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的,所以截面A,B,無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看,截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重:從受載的情況來(lái)看,截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近
28、,但截面不受扭矩作用,同時(shí)軸的直徑也較大,故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但應(yīng)力集中不大,而且軸徑也最大,故截面C也不必強(qiáng)度校核。截面和顯然更不必校核,因?yàn)槭擎I槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小,因此只需校核截面左右兩側(cè)即可。(2)截面左端:抗彎截面系數(shù):W=0.1抗扭截面系數(shù):W截面左側(cè)的彎矩M:M=截面上的扭矩T:T=2861700N截面上的彎曲應(yīng)力:截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查得=640MPa,.截面由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及可查表得出,由于,經(jīng)插值 后可查得=2.0,=1.31。則可查得材料敏性系數(shù)為q,故有效集中系數(shù)按下公式可得kq0.83(2.0-
29、1)=1.83, kq0.9(1.31-1)=1.27.得材料尺寸系數(shù)又可查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù),軸按磨削加工,得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即則可公式可得綜合系數(shù)值為K,由此得到碳鋼的特性系數(shù):,取, 于是,計(jì)算安全系數(shù)S值,可按以下公式獲得:S S S 故可知其安全。(3)截面的右側(cè):抗彎截面系數(shù):W=0.1抗扭截面系數(shù):W截面右側(cè)的彎矩:M=截面上的彎曲應(yīng)力:截面上的扭矩:T=2113500N截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:。過(guò)盈配合處的值,用插入法取出: 軸按磨削加工,得表面質(zhì)量系數(shù)為,則可公式可得綜合系數(shù)值為, K所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為:S S S 故可知其安全第五節(jié) 軸承的校核高速級(jí)軸的
30、軸承的校核 初步選滾動(dòng)軸承:因軸承受有徑向力和軸向力作用,選用圓錐滾子軸承d=25mm.選取0組游隙,標(biāo)準(zhǔn)的圓錐滾子軸承7205,基本尺寸 d*D*T=25*52*16.25mm.1、軸承的受力分析 垂直面內(nèi)軸的受力 水平面內(nèi)的受力 齒輪減速器高速級(jí)傳遞的轉(zhuǎn)矩:T 軸承的垂直面的支座反力分別為:F2139N;F363N;所處軸承的水平面的支座反力分別為F=845N;F=845N; 根據(jù)受力分析及實(shí)際情況,選擇角接觸球軸承7408AC2、軸承受徑向力分析軸承輕微沖擊或無(wú)沖擊,查表13-6得沖擊載荷系數(shù):軸承A受的徑向力F=軸承B受的徑向力:F=;3、軸承壽命計(jì)算與校核因:,則按軸承A來(lái)計(jì)算軸承壽
31、命。L2.610H實(shí)際工作需要的時(shí)間為L(zhǎng)=24*300*3=21600h,故所選軸承滿足壽命要求。(二)中間級(jí)軸承的設(shè)計(jì)與校核1、 中間級(jí)受力分析作用在中間級(jí)大齒輪(從動(dòng)輪)上的力為:作用在中間級(jí)小齒輪(主動(dòng)輪)上的力為:F=N, F= F作用在中間級(jí)大齒輪(從動(dòng)輪)上的力為:F=F, F=N,其所受力的方向與高速級(jí)小齒輪的方向相反,大小相同。2、計(jì)算軸上的支反力垂直面的支座反力分別為: FF水平面的支座反力分別為:F,F3、軸承的選擇與計(jì)算根據(jù)受力分析及實(shí)際情況,選擇角接觸球軸承7408AC。軸承A受的徑向力:F=軸承B受的徑向力:F=4、軸承壽命計(jì)算與校核因:,則按軸承A來(lái)計(jì)算軸承壽命。L
32、h實(shí)際需要的工作時(shí)間是L=24*300*3=21600h,故所選軸承滿足壽命要求。(三)低速級(jí)軸承的設(shè)計(jì)與計(jì)算1、 低速級(jí)軸和軸承所受的力3 圓周力:F=N, 徑向力F= F 作用在低速級(jí)齒輪上的力為:軸承的垂直面的支座反力分別為:F,F軸承的水平面的支座反力分別為:F,F;2、 初選軸承型號(hào)根據(jù)受力分析及實(shí)際情況,初選深溝球軸承60133、 計(jì)算軸承受的徑向力軸承A:F=;軸承B:F=N;5軸承壽命計(jì)算與校核因:Pa>Pb則按軸承A計(jì)算軸承壽命。Lh實(shí)際工作需要的時(shí)間L=24*300*3=21600h軸承滿足壽命要求。第六章 鍵的選擇與校核設(shè)定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ,齒輪2與中間
33、軸之間的鍵為鍵2,齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3,齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4,輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵5。 鍵的類型 1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵根據(jù)條件選取的鍵型號(hào)規(guī)格如下(參考表2):鍵1:圓頭普通平鍵(A型) b=12mm h=8mm L=50mm 鍵2:圓頭普通平鍵(A型) b=16mm h=10mm L=50mm鍵3:圓頭普通平鍵(A型) b=16mm h=10mm L=70mm 鍵4:圓頭普通平鍵(A型) b=20mm h=12mm L=70mm 鍵5:圓頭普通平鍵(A型) b=20mm h=12mm L=90mm 2、校核鍵的承載能力因?yàn)椋烘I1受到的轉(zhuǎn)距T1=20.89N·
34、m鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=255.3N·m鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=622.4N·m鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=2113.5N·m鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=2113.5N·m鍵的材料為鋼,輕微沖擊,為100120Mp,取=110 Mp鍵的校核公式:(k=0.5h l=L-b d為軸的直徑)所以:校核第一個(gè)鍵:校核第二個(gè)鍵:校核第三個(gè)鍵:校核第四個(gè)鍵:校核第五個(gè)鍵:第七節(jié) 箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算名 稱符號(hào) 減速器型式及尺寸關(guān)系mm蝸桿減速器機(jī)座壁厚0.025a+3=10.225>8, 取=11.08機(jī)蓋壁厚1蝸桿在下:1=0.02n+3=8.78>8z 取=9.4
35、18機(jī)座凸緣厚bb=機(jī)蓋凸緣厚b1 b1 =機(jī)座底凸緣厚b2b2=地腳螺釘直徑dfdf =.036a+12=19.272地腳螺釘數(shù)目n8軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df=0.075×19.272=14.454機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6) df=9.636聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150200,取180軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df=810取8M窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df=68取6M定位銷直徑d0.75×12=9取10Mdf d1 d2至外機(jī)壁距離c1查表得C1min=22mmdf d2至凸緣邊緣距離c2查表得C2min=20mm軸承旁凸臺(tái)半徑R1R1=C2min=20mm凸臺(tái)高度h根據(jù)底速級(jí)軸承座確定,外機(jī)壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(812)=22+20+8=4852 取52大齒輪頂圓(蝸輪外圓)與內(nèi)機(jī)壁距離
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