機(jī)械設(shè)計(jì)減速器.doc
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機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書 系 別: 班 級(jí): 姓 名: 學(xué) 號(hào): 指導(dǎo)教師: 職 稱:目 錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1二、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案1三、選擇電動(dòng)機(jī)2四、計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)3五、鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算4六、減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6七、減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算10八、軸的設(shè)計(jì)13九、滾動(dòng)軸承壽命校核31十、鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算34十一、聯(lián)軸器的選擇35十二、減速器的密封與潤(rùn)滑36十三、減速器附件36十四、減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸39十五、設(shè)計(jì)小結(jié)39十六、參考文獻(xiàn)40一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1 設(shè)計(jì)題目 二級(jí)圓錐-斜齒圓柱減速器,拉力F=7000N,速度v=0.4m/s,直徑D=383mm,每天工作小時(shí)數(shù):24小時(shí),工作年限(壽命):10年,每年工作天數(shù):300天,配備有三相交流電源,電壓380/220V。1.2 設(shè)計(jì)步驟 1.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.電動(dòng)機(jī)的選擇 3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5.鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 6.減速器內(nèi)部傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 7.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8.滾動(dòng)軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)二、 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1 傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案已給定,后置外傳動(dòng)為鏈傳動(dòng),減速器為二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器2.2 該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速機(jī)承載能力強(qiáng),體積小,噪聲低,適用于入軸、出軸成直角布置的機(jī)械傳動(dòng)中。三、 選擇電動(dòng)機(jī)3.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按工作要求及工作條件選用三相異步電動(dòng)機(jī),封閉式結(jié)構(gòu),電壓380V,Y系列。3.2 確定傳動(dòng)裝置的效率 查表得: 聯(lián)軸器的效率:1=0.99 滾動(dòng)軸承的效率:2=0.98 閉式圓柱齒輪的效率:4=0.98 閉式圓錐齒輪的效率:3=0.97 鏈傳動(dòng)的效率:c=0.96 工作機(jī)的效率:w=0.95a=12443cw=0.7923.3 計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量 工作機(jī)所需功率為Pw=FV1000=70000.41000=2.8kW 電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=2.80.792=3.54kW 工作轉(zhuǎn)速:nw=601000VD=6010000.4383=19.96rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動(dòng)比范圍,鏈傳動(dòng)比范圍為:26,二級(jí)圓錐齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為:616,因此理論傳動(dòng)比范圍為:1296。可選擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ianw=(1296)19.96=240-1916r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素,選定電機(jī)型號(hào)為:Y160M1-8的三相異步電動(dòng)機(jī),額定功率Pen=4kW,滿載轉(zhuǎn)速為nm=720r/min,同步轉(zhuǎn)速為nt=750r/min。 電機(jī)主要尺寸參數(shù) 圖3-1 電動(dòng)機(jī)3.4 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 (1)總傳動(dòng)比的計(jì)算 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw,可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nmnw=72019.96=36.072 (2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 取鏈傳動(dòng)比:ic=3 錐齒輪(高速級(jí))傳動(dòng)比i1=0.25i=3 則低速級(jí)的傳動(dòng)比為i2=4.01 減速器總傳動(dòng)比ib=i1i2=12.03四、 計(jì)算傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)4.1 電動(dòng)機(jī)輸出參數(shù)P0=3.54kWn0=nm=720rpmT0=9550000P0n0=95500003.54720=46954.17Nmm4.2 高速軸的參數(shù)P=P01=3.540.99=3.5kWn=n0=720rpmT=9550000Pn=95500003.5720=46423.61Nmm4.3 中間軸的參數(shù)P=P23=3.50.980.97=3.33kWn=ni1=7203=240rpmT=9550000Pn=95500003.33240=132506.25Nmm4.4 低速軸的參數(shù)P=P24=3.330.980.98=3.2kWn=ni2=2404.01=59.85rpmT=9550000Pn=95500003.259.85=510609.86Nmm4.5 工作機(jī)的參數(shù)P=Pc22w=3.20.960.980.980.95=2.8kWn=ni3=59.853=19.95rpmT=9550000Pn=95500002.819.95=1340350.88Nmm五、 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1. 確定鏈輪齒數(shù) 由傳動(dòng)比取小鏈輪齒數(shù)Z1=25,因?yàn)殒溳嘄X數(shù)最好為奇數(shù),大鏈輪齒數(shù)Z2=iZ1=75,所以取Z2=77。 實(shí)際傳動(dòng)比i=z2/z1=3.082. 確定鏈條型號(hào)和節(jié)距 查表得工況系數(shù)KA=1.1 小鏈輪齒數(shù)系數(shù):Kz=1.22 取單排鏈,則計(jì)算功率為:Pca=KAKzP=1.11.223.2kW=4.294kW 選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距: 根據(jù)Pca=4.294kW,n1=59.85r/min,查圖選擇鏈號(hào)16A-1,節(jié)距p=25.4mm。3. 計(jì)算鏈長(zhǎng) 初選中心距a0=40p=4025.4=1016mm 則,鏈長(zhǎng)為:Lp=2a0p+z1+z22+pa0z1-z222=2101625.4+25+772+25.4101625-7722=132.714節(jié) 取Lp=133節(jié) 采用線性插值,計(jì)算得到中心距計(jì)算系數(shù)f1=0.24532則鏈傳動(dòng)的最大中心距為:amax=f1p2Lp-z1+z2=0.2453225.42132.714-25+77=1018.34mm 計(jì)算鏈速v,確定潤(rùn)滑方式v=z1np601000=2559.8525.4601000=0.633,合適 按v=0.633m/s,鏈號(hào)16A,查圖選用滴油潤(rùn)滑。4. 作用在軸上的力 有效圓周力F=1000Pcav=10004.2940.633=6784N 作用在軸上的力Fp1.15F=1.156784=7802N 鏈輪尺寸及結(jié)構(gòu) 分度圓直徑d1=psin180z1=25.4sin18025=202.76mmd2=psin180z2=25.4sin18077=623.04mm六、 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算6.1 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1. 由選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度217286HBS,大齒輪ZG35CrMo(調(diào)質(zhì)),齒面硬度190240HBS2. 選小齒輪齒數(shù)Z1=34,則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=343=103。 實(shí)際傳動(dòng)比i=3.0293. 壓力角=20。6.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1. 由式試算小齒輪分度圓直徑,即d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2T1=9.55106Pn=9.551063.57200.99=46423.61NmmT2=T1i1=46423.6130.990.98=132506.25Nmm 初選載荷系數(shù)Kt=1.4 由表7-5,取齒寬系數(shù)R=0.3 由表7-6,查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa 由表7-12查取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.49由圖7-18查取接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=800Mpa,Hlim2=560Mpa小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60njLh=6072012430010=3.11109大齒輪應(yīng)力循環(huán)齒數(shù) NL2=NL1u=3.111093=1.037109 由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=0.965,ZN2=0.999允許局部點(diǎn)蝕 取安全系數(shù)SH=1,由式(7-18)得許用接觸應(yīng)力H1=Hlim1ZN1S=8000.9651=772MPaH2=Hlim2ZN2S=5600.9991=559MPad1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2=341.446423.610.31-0.50.3232.49189.85592=65.87mm2. 計(jì)算圓周速度vdm1=d1t1-0.5R=65.871-0.50.3=55.99mmvm=dm1n601000=55.99720601000=2.113. 計(jì)算當(dāng)量齒寬系數(shù)db=Rd1tu2+12=0.365.8732+12=31.245mmd=bdm1=31.24555.99=0.564. 計(jì)算載荷系數(shù) 查表得使用系數(shù)KA=1.25 查圖得動(dòng)載系數(shù)KV=1.093 取齒間載荷分配系數(shù):KH=1 查表得齒向載荷分布系數(shù):KH=1.29 實(shí)際載荷系數(shù)為 KH=KAKVKHKH=1.251.09311.29=1.7625. 按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=65.8731.7621.4=71.118mm6. 計(jì)算模數(shù)mt=d1z1=71.11834=2.09mm 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mm。6.3 確定傳動(dòng)尺寸1. 實(shí)際傳動(dòng)比u=z2z1=10334=3.029mm 大端分度圓直徑d1=z1m=342.5=85mmd2=z2m=1032.5=257.5mm2. 計(jì)算分錐角1=arctan1u=arctan13.029=18.267912=90-18.26791=71.732093. 齒寬中點(diǎn)分度圓直徑dm1=d11-0.5R=851-0.50.3=72.25mmdm2=d21-0.5R=257.51-0.50.3=218.875mm4. 錐頂距為R=d12u2+1=8523.0292+1=135.57mm5. 齒寬為b=RR=0.3135.57=40.671mm 取b=41mm 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度F=KFtbm1-0.5RYFaYSaF 由表7-4查取齒形系數(shù)與應(yīng)力校正系數(shù)YF1=2.442,YF2=1.114YS1=1.653,YS2=2.91 由圖7-17查得YN1=0.879,YN2=0.88 由圖7-16查得彎曲疲勞極限Flim1=600MPa、Flim2=480MPa 取SF=1.25,由式(7-16)得許用彎曲應(yīng)力F1=Flim1SFminYSTYN1=6001.2520.879=422MPaF2=Flim2SFminYSTYN2=4801.2520.88=338MPa 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度F1=KFtbm1-0.5RYFa1YSa1=205.17MPaF1=422MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=164.77MPaF2=338MPa 故彎曲強(qiáng)度足夠。6.4 計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其它幾何參數(shù) (1)計(jì)算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚 ha=mhan*=2.5mm hf=mhan*+cn*=3mm h=ha+hf=m2han*+cn*=5.5mm s=m2=3.927mm (2)分錐角(由前面計(jì)算) 1=18.268 2=71.732 (2)計(jì)算齒頂圓直徑 da1=d1+2hacos1=89.75mm da2=d2+2hacos2=259.07mm (3)計(jì)算齒根圓直徑 df1=d1-2hfcos1=79.3mm df2=d2-2hfcos2=255.62mm 注:han*=1.0,cn*=0.2 (4)計(jì)算齒頂角 a1=a2=atan(ha/R)=1323 (5)計(jì)算齒根角 f1=f2=atan(hf/R)=1163 (6)計(jì)算齒頂錐角 a1=1+a1=191927 a2=2+a2=724718 (7)計(jì)算齒根錐角 f1=1-f1=1700七、 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7.1 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1. 由選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度217286HBS,大齒輪ZG35CrMo(調(diào)質(zhì)),齒面硬度190240HBS2. 選小齒輪齒數(shù)Z1=26,則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=264.01=105。 實(shí)際傳動(dòng)比i=4.0383. 初選螺旋角=13。4. 壓力角=20。T1=9.55106Pn=9.551063.332400.99=132506.25NmmT2=T1i1=132506.254.010.990.98=510609.86Nmm 初選載荷系數(shù)Kt=1.4 由表7-5,取齒寬系數(shù)d=1 由表7-6,查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa 由表7-12查取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.46由圖7-18查取接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=800Mpa,Hlim2=560Mpa小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL1=60njLh=6024012430010=1.037109大齒輪應(yīng)力循環(huán)齒數(shù) NL2=NL1u=1.0371094.01=2.586108 由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=0.999,ZN2=1.124允許局部點(diǎn)蝕 取安全系數(shù)SH=1,由式(7-18)得許用接觸應(yīng)力H1=Hlim1ZN1S=8000.9991=799.2MPaH2=Hlim2ZN2S=5601.1241=629.44MPad1t32KTdu+1uZEZHH2=321.4132506.2511.684.01+14.01189.82.46629.442=53.347mm 由圓周速度v=d1tn601000=53.347240601000=0.67 查圖7-7得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.013 查圖7-2查得使用系數(shù)KA=1.25 由表7-3,假設(shè)KAFt/b100N/mm,得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2 查圖查取齒向載荷分布系數(shù):K=1.42(設(shè)軸剛性大); 實(shí)際載荷系數(shù)為 K=KAKvKK=1.251.0131.21.42=2.158 按K值對(duì)d1修正,即d1=d1t3KHKHt=53.34732.1581.4=61.624mm 1)確定模數(shù)m=d1cosz1=61.624cos1326=1.999mm,取m=3mm。7.2 計(jì)算齒輪的集合尺寸1. 確定中心距a=z1+z2mn2cos=201.67mm,圓整為202mm2. 按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.4077 =1324273. 計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mnz1cos=326cos13.4077=80.185mmd2=mnz2cos=3105cos13.4077=323.826mm4. 計(jì)算齒寬 b=dd1=80.18mm 取b1=90mm b2=85mm 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由公式(4-20)計(jì)算:F=KFtbmnYFYSYF 由表7-4,按Zv=zcos3 查得YF1=2.6,YF2=2.16YSa= 1.595,YSa= 1.81=bsinmn=1.973 查圖7-14得螺旋角系數(shù)Y=0.78 由圖7-17查得YN1=0.88,YN2=0.917 由圖7-16查得彎曲疲勞極限Flim1=600MPa、Flim2=480MPa 取SF=1.25,由式(7-16)得許用彎曲應(yīng)力F1=Flim1SFminYSTYN1=6001.2520.88=422.4MPaF2=Flim2SFminYSTYN2=4801.2520.917=352.13MPa 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度F1=KFtbmnYFYSY=45.843 MPa F1=422.4MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=43.88MPaF2=352.13MPa 故彎曲強(qiáng)度足夠。7.3 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 (1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm (2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=86.18mm da2=d2+2ha=329.83mm (3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2hf=72.68mm df2=d2-2hf=316.33mm 注:han*=1.0,cn*=0.25八、 軸的設(shè)計(jì)8.1 高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算1. 已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=720r/min;功率P=3.5kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=46423.61Nmm2. 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45調(diào)質(zhì),許用彎曲應(yīng)力為=60MPa3. 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小,故取A0=112。dA03Pn=11233.5720=18.97mm 由于最小軸段截面上要開2個(gè)鍵槽,故將軸徑增大5%dmin=1+0.0518.97=19.92mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為20mm故取dmin=204. 確定各軸段的直徑和長(zhǎng)度。 圖8-1 高速軸示意圖 1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng),故需選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT,查表,考慮載荷變動(dòng)微小,故取KA = 1.3,則:Tca=KAT=60.35Nm 按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計(jì)手冊(cè),選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為20mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為42mm。選用普通平鍵,A型鍵,bh = 66mm(GB T 1096-2003),鍵長(zhǎng)L=28mm。 2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 25 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30206,其尺寸為dDT = 306217.25mm,故d34 = d56 = 30 mm。由手冊(cè)上查得30206型軸承的定位軸肩高度h =2.5mm,則d67=25mm。 3)軸承端蓋厚度e=12,墊片厚度t=2,根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24,則l23=t+e+12+K=2+12+12+24=50 mm 4)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10mm。考慮箱體的鑄造誤差,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=10mm,小齒輪輪轂寬度L=44.01mm,則l34=T=17.25 mm 5)取錐齒輪軸上的距離為2.5倍軸頸直徑,則l45=2.5d45=2.535=87.5 mml56=B=16 mml67=+1+L+T-B=10+10+44.01+17.25-16= 65.26 mm 至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。5. 軸的受力分析 高速級(jí)小齒輪所受的圓周力Ft1=2Tdm1=1285N 高速級(jí)小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1tancos1=444N 高速級(jí)小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1tansin1=147N Fae=Fa1=147N 第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l1=79.62mm,軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離l2=103.5mm,齒輪受力中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離l3=42.76mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的,計(jì)算時(shí)通常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力,其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩,一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁,支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān) a.計(jì)算作用在軸上的支座反力 軸承A在水平面內(nèi)的支反力RAH=Fa1dm12-Fr1l3l2=14772.252-44442.76103.5=-132.13N 軸承B在水平面內(nèi)的支反力RBH=Fr1-RAH=444-132.13= 576.13N 軸承A在垂直面內(nèi)的支反力RAV=Ft1l3l2=128542.76103.5= 530.89N 軸承B在垂直面內(nèi)的支反力RBV=-Ft1+RAV=-1285+530.89= -1815.89N 軸承A的總支承反力為:RA=RAH2+RAV2=-132.132+530.892=547.09N 軸承B的總支承反力為:RB=RBH2+RBV2=576.132+-1815.892=1905.09N b.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面內(nèi)彎矩MAH=0Nmm 截面B在水平面內(nèi)彎矩MBH=-Fr1l3+Fa1dm12=-44442.76+14772.252=-13675.06Nmm 截面C在水平面內(nèi)彎矩MCH=Fa1dm12=14772.252=5310.38Nmm 截面D在水平面內(nèi)彎矩MDH=0Nmm c.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=0Nmm 截面B在垂直面內(nèi)彎矩MBV=RAVl2=530.89103.5=54947.12Nmm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=0Nmm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=0Nmm d.繪制合成彎矩圖 截面A處合成彎矩MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm 截面B處合成彎矩MB=MBH2+MBV2=-13675.062+54947.122=56623.26Nmm 截面C處合成彎矩MC=MCH2+MCV2=5310.382+02=5310.38Nmm 截面D處合成彎矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmm e.繪制扭矩圖T=46423.61Nmm f.計(jì)算當(dāng)量彎矩圖 截面A處當(dāng)量彎矩MVA=MA2+T2=02+0.646423.612=27854.17Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩MVB=MB2+T2=56623.262+0.646423.612=63103.47Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩MVC=MC2+T2=5310.382+0.646423.612=28355.86Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩MVD=MD2+T2=02+0.646423.612=27854.17Nmm 圖8-2 高速軸受力及彎矩圖6. 校核軸的強(qiáng)度 因B彎矩大,且作用有轉(zhuǎn)矩,故B為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=30332=2649.38mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=5298.75mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=23.82MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=8.76MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理,故取折合系數(shù)=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=26.04MPa 查表得45調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa,ca-1b,所以強(qiáng)度滿足要求。8.2 中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算1. 已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=240r/min;功率P=3.33kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=132506.25Nmm2. 軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45調(diào)質(zhì),許用彎曲應(yīng)力為=60MPa3. 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑 由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小,故取A0=115。dA03Pn=11533.33240=27.63mm 由于最小直徑軸段處均為滾動(dòng)軸承,故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=30mm4. 確定軸的直徑和長(zhǎng)度 圖8-3 中間軸示意圖 1)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56,因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 27.63 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取圓錐滾子軸承30206,其尺寸為dDT = 306217.25mm,故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45 = 36 mm;齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2 = 62 mm,為了可靠的壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l45 = 60 mm。齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度h = (23)R,由軸徑d45 = 36 mm查表,取h = 5 mm,則軸環(huán)處的直徑d34 = 46 mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取l34 = 28 mm。 3)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。 4)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性,應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3= 90 mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l23 = 88 mm,d23=36mm。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬度為b2 =62mm,為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度,故取l45=60mm,d45=36mm。 5)取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1 =10 mm,高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm,高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離3=15mm??紤]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 = 10 mm,則l12=l56=T+1+2=17.25+10+10+2= 39.25 mm 至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。5. 軸的受力分析 高速級(jí)大齒輪所受的圓周力Ft2=2Tdm2=1211N 高速級(jí)大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tancos2=138N 高速級(jí)大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2tansin2=419N 低速級(jí)小齒輪所受的圓周力(d3為低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑)Ft3=2Td3=2132506.2580.185=3305.013N 低速級(jí)小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3tancos=3305.013tan20cos13.4077=1236.631N 低速級(jí)小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3tan=3305.013tan13.4077=788N Fae=Fa2-Fa3=-369N 軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離l1=75.2mm,低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離l2=102mm,高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=61.3mm 軸承A在水平面內(nèi)支反力RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2+Fa2d22-Fa3d32l1+l2+l3=1236.63175.2-13875.2+102+419218.8752-78880.185275.2+102+61.3= 347N 軸承B在水平面內(nèi)支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1236.631-347-138=752N 軸承A在垂直面內(nèi)支反力RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=3305.01375.2+121175.2+10275.2+102+61.3= 1942N 軸承B在垂直面內(nèi)支反力RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=3305.013102+61.3+121161.375.2+102+61.3= 2574N 軸承A的總支承反力為:RA=RAH2+RAV2=3472+19422=1972.76N 軸承B的總支承反力為:RB=RBH2+RBV2=7522+25742=2681.6N a.計(jì)算水平面彎矩 截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩MAH=MBH=0 截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH右=-RAHl3=-34761.3=-21271Nmm 截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MCH左=Fa2d22-RAHl3=419218.8752-34761.3=24583Nmm 截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH右=RBHl1-Fa3d32=75275.2-78880.1852=24958Nmm 截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩MDH左=RBHl1=75275.2=56550Nmm e.繪制垂直面彎矩圖 截面A在垂直面內(nèi)彎矩MAV=MBV=0Nmm 截面C在垂直面內(nèi)彎矩MCV=RAVl3=194261.3=119045Nmm 截面D在垂直面內(nèi)彎矩MDV=RBVl1=257475.2=193565Nmm f.繪制合成彎矩圖 截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0Nmm 截面C右側(cè)合成彎矩MC右=MCH右2+MCV2=-212712+1190452=120930Nmm 截面C左側(cè)合成彎矩MC左=MCH左2+MCV2=245832+1190452=121557Nmm 截面D右側(cè)合成彎矩MD右=MDH右2+MDV2=249582+1935652=195167Nmm 截面D左側(cè)合成彎矩MD左=MDH左2+MDV2=565502+1935652=201656Nmm b.轉(zhuǎn)矩T2=132506.25Nmm c.計(jì)算當(dāng)量彎矩 截面A和截面B處當(dāng)量彎矩MVA=MVB=0Nmm 截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩MVC右=MC右2+T2=1209302+0.6132506.252=144724Nmm 截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩MVC左=MC左2+T2=1215572+0.6132506.252=145248Nmm 截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩MVD右=MD右2+T2=1951672+0.6132506.252=210739Nmm 截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩MVD左=MD左2+T2=2016562+0.6132506.252=216763Nmm 圖8-4 中間軸受力及彎矩圖6. 校核軸的強(qiáng)度 因D左側(cè)彎矩大,且作用有轉(zhuǎn)矩,故D左側(cè)為危險(xiǎn)剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=d332=46332=9551.1mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=d316=19102.19mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=22.7MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=6.94MPa 按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理,故取折合系數(shù)=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為ca=2+42=24.18MPa 查表得45調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度極限B=640MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa,cae,Pr=0.4Fr+YFa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=43.2kN,額定靜載荷C0r=50.5kN,軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=72000h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計(jì)算得到合成支反力:Fr1=RAH2+RAV2=-132.132+530.892=547.09NFr2=RBH2+RBV2=576.132+-1815.892=1905.09N 查表得系數(shù)Y=1.6Fd1=Fr12Y=170.97NFd2=Fr22Y=595.34N 由前面計(jì)算可知軸向力Fae=147NFa1=Fae+Fd2=742.34NFa2=Fd2=595.34NFa1Fr1=1.357eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0 查表可知ft=1,fp=1.2 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下:Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.4547.09+1.6742.34=1406.58NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11905.09+0595.34=1905.09N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660nftCrfpPr103=416044h72000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.2 中間軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計(jì)算,選用30206軸承,內(nèi)徑d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm 查閱相關(guān)手冊(cè),得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。 當(dāng)Fa/Fre時(shí),Pr=Fr;當(dāng)Fa/Fre,Pr=0.4Fr+YFa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=43.2kN,額定靜載荷C0r=50.5kN,軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=72000h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計(jì)算得到合成支反力:Fr1=RAH2+RAV2=3472+19422=1972.76NFr2=RBH2+RBV2=7522+25742=2681.6N 查表得系數(shù)Y=1.6Fd1=Fr12Y=616.49NFd2=Fr22Y=838N 由前面計(jì)算可知軸向力Fae=-369NFa1=Fd1=616.49NFa2=Fd1-Fae=985.49NFa1Fr1=0.313eFa2Fr2=0.37e 查表得X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0 查表可知ft=1,fp=1.2 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下:Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11972.76+0616.49=1972.76NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=12681.6+0985.49=2681.6N 取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式Lh=10660nftCrfpPr103=399331h72000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.3 低速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計(jì)算,選用30211軸承,內(nèi)徑d=55mm,外徑D=100mm,寬度B=21mm 查閱相關(guān)手冊(cè),得軸承的判斷系數(shù)為e=0.4。 當(dāng)Fa/Fre時(shí),Pr=Fr;當(dāng)Fa/Fre,Pr=0.4Fr+YFa 軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=90.8kN,額定靜載荷C0r=115kN,軸承采用正裝。 要求壽命為L(zhǎng)h=72000h。 由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計(jì)算得到合成支反力:Fr1=RAH2+RAV2=-118102+10092=11853.02NFr2=RBH2+RBV2=51882+21452=5613.94N 查表得系數(shù)Y=1.5Fd1=Fr12Y=3951.01NFd2=Fr22Y=1871.31N 由前面計(jì)算可知軸向力Fae=-752NFa1=Fd1=3951.01NFa2=Fd1-Fae=4703.01NFa1Fr1=0.333eFa2Fr2=0.84e 查表得X1=1,Y1=0,X2=0.4,Y2=1.5 查表可知ft=1,fp=1.2 因此兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷如下:Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=111853.02+03951.01=11853.02NPr2=X2Fr2+Y2Fa- 1.請(qǐng)仔細(xì)閱讀文檔,確保文檔完整性,對(duì)于不預(yù)覽、不比對(duì)內(nèi)容而直接下載帶來的問題本站不予受理。
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- 機(jī)械設(shè)計(jì) 減速器
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