二級圓柱齒輪減速器設(shè)計[直斜齒][F=3.6kN V=0.75 D=400]【CAD圖紙和說明書】
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減速器設(shè)計說明書 系 別: 班 級: 姓 名: 學(xué) 號: 指導(dǎo)教師: 職 稱:目錄第1節(jié) 設(shè)計任務(wù)書1第2節(jié) 選擇電動機(jī)22.1電動機(jī)類型的選擇22.2確定傳動裝置的效率22.3選擇電動機(jī)容量22.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比32.5動力學(xué)參數(shù)計算4第3節(jié) V帶設(shè)計計算5第4節(jié) 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算94.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)94.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計104.3確定傳動尺寸124.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度124.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸144.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)15第5節(jié) 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算155.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)155.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計155.3確定傳動尺寸185.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度195.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)22第6節(jié) 軸的設(shè)計226.1高速軸設(shè)計計算226.2中間軸設(shè)計計算276.3低速軸設(shè)計計算33第7節(jié) 滾動軸承壽命校核387.1高速軸上的軸承校核387.2中間軸上的軸承校核397.3低速軸上的軸承校核40第8節(jié) 鍵聯(lián)接設(shè)計計算418.1高速軸與大帶輪鍵連接校核418.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核428.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核428.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核428.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核42第9節(jié) 聯(lián)軸器的選擇439.1低速軸上聯(lián)軸器43第10節(jié) 減速器的密封與潤滑4310.1減速器的密封4310.2齒輪的潤滑4310.3軸承的潤滑44第11節(jié) 減速器附件4411.1油面指示器4411.2通氣器4511.3放油塞4611.4窺視孔蓋4711.5定位銷4811.6起蓋螺釘4911.7起吊裝置5011.8軸承端蓋的結(jié)構(gòu)計算51第12節(jié) 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸52第13節(jié) 設(shè)計小結(jié)54第14節(jié) 參考文獻(xiàn)54第1節(jié) 設(shè)計任務(wù)書1.設(shè)計題目展開式二級直齒-斜齒圓柱減速器,每天工作小時數(shù):16小時,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。拉力F3600N速度v0.75m/s直徑D400mm2.設(shè)計計算步驟1.確定傳動裝置的傳動方案2.選擇合適的電動機(jī)3.計算減速器的總傳動比以及分配傳動比4.計算減速器的動力學(xué)參數(shù)5.V帶設(shè)計6.齒輪傳動的設(shè)計7.傳動軸的設(shè)計與校核8.滾動軸承的設(shè)計與校核9.鍵聯(lián)接設(shè)計10.聯(lián)軸器設(shè)計11.減速器潤滑密封設(shè)計12.減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計3.傳動方案特點(1)組成:傳動裝置由電機(jī)、減速器、V帶、聯(lián)軸器、工作機(jī)組成。(2)特點:齒輪相對于軸承非對稱布置(3)確定傳動方案,根據(jù)任務(wù)書要求,將V帶設(shè)置在高速級,選擇傳動方案為電動機(jī)-V帶-展開式二級直齒斜齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。第2節(jié) 選擇電動機(jī)2.1電動機(jī)類型的選擇按照工作要求和工況條件,選用三相籠型異步電動機(jī),電壓為380V,Y型。2.2確定傳動裝置的效率查表得:聯(lián)軸器的效率:1=0.99滾動軸承的效率:2=0.99閉式圓柱齒輪的效率:3=0.98V帶的效率:v=0.96工作機(jī)的效率:w=0.97a=1 23 32 v w=0.990.9930.9820.960.97=0.8592.3選擇電動機(jī)容量工作機(jī)所需功率為Pw=F V1000=36000.751000=2.7kW電動機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=2.70.859=3.14kW工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速:nw=601000 V D=6010000.75400=35.81rmin查課程設(shè)計手冊表選取推薦的合理傳動比范圍,V帶傳動比范圍為:24,展開式二級齒輪減速器傳動比范圍為:840,因此合理的總傳動比范圍為:16160。電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可以選擇的范圍為nd=ianw=(16160)35.81=573-5730r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、價格、重量、和減速器、傳動比等因素,選定電機(jī)型號為:Y112M-4的三相異步電動機(jī),額定功率Pen=4kW,滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min,同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。方案電機(jī)型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890圖3-1電機(jī)尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG1124002651901401228608242.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比的計算由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw,可以計算出傳動裝置總傳動比為:ia=nmnw=144035.81=40.212(2)分配傳動裝置傳動比取普通V帶的傳動比:iv=2.5高速級傳動比i1=1.35iaiv=4.66則低速級的傳動比為i2=3.45減速器總傳動比ib=i1 i2=16.0772.5動力學(xué)參數(shù)計算(1)各軸轉(zhuǎn)速:高速軸:n1=n0iv=14402.5=576rmin中間軸:n2=n1i1=5764.66=123.61rmin低速軸:n3=n2i2=123.613.45=35.83rmin工作機(jī)軸:n4=n3=35.83rmin(2)各軸輸入功率:高速軸:P1=P0 v=3.140.96=3.01kW中間軸:P2=P1 3=2.980.98=2.92kW低速軸:P3=P2 3=2.890.98=2.83kW工作機(jī)軸:P4=P3 1=2.80.99=2.77kW則各軸的輸出功率:高速軸:P1=P1 2=3.010.99=2.98kW中間軸:P2=P2 2=2.920.99=2.89kW低速軸:P3=P3 2=2.830.99=2.8kW工作機(jī)軸:P4=P4 w=2.770.97=2.69kW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電機(jī)軸:T0=9550P0n0=95503.141440=20.82Nm高速軸:T1=9550P1n1=95503.01576=49.91Nm中間軸:T2=9550P2n2=95502.92123.61=225.6Nm低速軸:T3=9550P3n3=95502.8335.83=754.3Nm工作機(jī)軸:T4=9550P4n4=95502.7735.83=738.31Nm則各軸輸出轉(zhuǎn)矩:高速軸:T1=9550P1n1=95502.98576=49.41Nm中間軸:T2=9550P2n2=95502.89123.61=223.28Nm低速軸:T3=9550P3n3=95502.835.83=746.3Nm工作機(jī)軸:T4=9550P4n4=95502.6935.83=716.98Nm各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nm)電機(jī)軸14403.1420.82高速軸5763.0149.91中間軸123.612.92225.6低速軸35.832.83754.3工作機(jī)軸35.832.77738.31第3節(jié) V帶設(shè)計計算1.確定計算功率Pca由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故Pca=KA P=1.13.14=3.454kW2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速v1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表8-7和表8-9,取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=90mm。2)驗算帶速v。按式(8-13)驗算帶的速度v= dd1 n601000=901440601000=6.78rmin帶速在530m/s范圍內(nèi),合適。3)計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式(8-15a),計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2=i dd1=2.590=225mm根據(jù)表8-9,取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2=224mm。4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長Ld度根據(jù)式(8-20),初定中心距a0=470mm。由式(8-22)計算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0=2 a0+2dd1+dd2+dd2-dd124 a0=2470+290+224+224-90244701443mm由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1430mm。按式(8-23)計算實際中心距a。aa0+Ld-Ld02=470+1430-14432464mm按式(8-24),中心距的變化范圍為443-507mm。5.驗算小帶輪的包角a1180-dd2-dd157.3a180-224-9057.3464=163.451206.計算帶的根數(shù)z1)計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=90mm和n1=1440r/min,查表8-4得P0=1.06kW。根據(jù)n1=1440r/min,i=2.5和A型帶,查表8-5得P0=0.169kW。查表8-6得K=0.957,表8-2得KL=0.96,于是Pr=P0+P0K KL=1.06+0.1690.9570.96=1.129kW2)計算帶的根數(shù)zz=PcaPr=3.4541.1293.06取4根。7.計算單根V帶的初拉力F0由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m,所以F0=5002.5-KPcaK z v+q v2=5002.5-0.9573.4540.95746.78+0.1056.782=107.5N8.計算壓軸力FpFQ=2 z F0 sin12=24107.5 sin163.452=851.05N(1)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1)小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪的軸孔直徑d=28mm因為小帶輪dd1=90小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。因此小帶輪尺寸如下:代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電機(jī)軸D=28mm28mm分度圓直徑dd190mmdadd1+2ha90+22.7595.5mm輪轂直徑d1(1.82)d(1.82)2856mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d0(1.52)d063mm圖4-1小帶輪結(jié)構(gòu)示意圖2)大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計大帶輪的軸孔直徑d=22mm因為大帶輪dd2=224mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為孔板式。因此大帶輪尺寸如下:代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d高速軸D=22mm22mm分度圓直徑dd1224mmdadd1+2ha224+22.75229.5mm輪轂直徑d1(1.82)d(1.82)2244mmB(z-1)e+2f(4-1)15+2963mmL(1.52)d0(1.52)d044mm腹板內(nèi)徑drd2-2(hf+)224-2(8.7+6)195mmC0.25B0.256315.75mm圖4-2大帶輪結(jié)構(gòu)示意圖(2)主要設(shè)計結(jié)論選用A型V帶4根,基準(zhǔn)長度1430mm。帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=90mm,dd2=224mm,中心距控制在a=443507mm。單根帶初拉力F0=107.5N。帶型AV帶中心距464mm小帶輪基準(zhǔn)直徑90mm包角163.45大帶輪基準(zhǔn)直徑224mm帶長1430mm帶的根數(shù)4初拉力107.5N帶速6.78m/s壓軸力851.05N第4節(jié) 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算4.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.根據(jù)傳動方案,選用直齒圓柱齒輪傳動,壓力取為=20。2.參考表10-6選用7級精度。3.材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪45(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS4.選小齒輪齒數(shù)z1=19,則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=194.66=89。4.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計1.由式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑,即d1t32 KHt Td u+1u ZH ZE ZH2(1)確定公式中的各參數(shù)值試選KHt=1.3計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55106 Pn=9.55106 3.01576=49905.38Nmm由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。由式(10-9)計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Z。a1=arccosz1 cos z1+2 han*=arccos19 cos 2019+21=31.767a2=arccosz2 cos z2+2 han*=arccos89 cos 2089+21=23.214=z1tan a1-tan +z2tan a2-tan 2=19tan 31.767-tan 20+89tan 23.214-tan 202=1.69Z=4-3=4-1.693=0.877計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa,Hlim2=550Mpa由式(10-15)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):NL1=60 n j Lh=6057611630010=1.659109NL2=NL1u=1.6591094.66=3.56108由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.98,KHN2=0.97取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得H1=Hlim1 KHN1SH=6000.981=588MPaH2=Hlim2 KHN2SH=5500.971=533.5MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即H=533.5MPa(2)試算小齒輪分度圓直徑d1t32 KHt Td u+1u ZH ZE ZH2=321.349905.381 8919+18919 2.49189.80.877533.52=45.634mm2.調(diào)整小齒輪分度圓直徑(1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v= d1t n601000=45.634576601000=1.376ms齒寬bb=d d1t=145.634=45.634mm(2)計算實際載荷系數(shù)KH。由表10-2查得使用系數(shù)KA=1根據(jù)v=1.376m/s、7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.026齒輪的圓周力。Ft=2Td1=249905.3845.634=2187.202NKA Ftb=12187.20245.634=48Nmm100Nmm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時,得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.418由此,得到實際載荷系數(shù)KH=KA KV KH KH=11.0261.21.418=1.746(3)由式(10-12),可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t 3KHKHt=45.63431.7461.3=50.349mm(4)確定模數(shù)m=d1z1=50.34919=2.65mm,取m=3mm。4.3確定傳動尺寸1.計算中心距a=z1+z2m2=162mm,圓整為162mm2.計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1 m=193=57mmd2=z2 m=893=267mm3.計算齒寬b=d d1=57mm取B1=65mmB2=60mm4.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2 KF T YFa YSa Yd m3 z12F(1)T、m和d1同前齒寬b=b2=60齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa:由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.85,YFa2=2.2由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.54,YSa2=1.78試選KFt=1.3由式(10-5)計算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Y。Y=0.25+0.75=0.25+0.751.691=0.694(2)圓周速度v= d1 n601000=57576601000=1.72ms(3)寬高比b/hh=2 ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=606.75=8.889根據(jù)v=1.72m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.033查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由表10-4查得KH=1.423,結(jié)合b/h=60/6.75=8.889查圖10-13,得KF=1.079。則載荷系數(shù)為KF=KA KV KF KF=11.0331.21.079=1.338由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.98,KFN2=0.98取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25,由式(10-14)得F1=Flim1 KFN1S=5000.981.25=392MPaF2=Flim2 KFN2S=3800.981.25=297.92MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2 KF T YFa1 YSa1 Yd m3 z12=21.33849905.382.851.540.694133192=41.734MPaF1F2=2 KF T YFa2 YSa2 Yd m3 z12=21.33849905.382.21.780.694133192=37.236MPa100Nmm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時,得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.422由此,得到實際載荷系數(shù)KH=KA KV KH KH=11.0071.21.422=1.718(3)由式(10-12),可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t 3KHKHt=60.61131.7181.3=66.514mm(4)確定模數(shù)mn=d1 cos z1=66.514 cos 1329=2.23mm,取mn=3mm。5.3確定傳動尺寸1.計算中心距a=z1+z2mn2 cos =29+10032 cos 13=198.59mm,圓整為199mm2.按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2 a=acos29+10032199=13.502=133073.計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mn z1cos =329cos 13.502=89.47mmd2=mn z2cos =3100cos 13.502=308.53mm4.計算齒寬b=d d1=89.47mm取B1=95mmB2=90mm5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2 K T YFa YSa Y Y cos2d m3 z12F(1)T、mn和d1同前齒寬b=b2=90齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa,當(dāng)量齒數(shù)為:小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv1=z1cos3=29cos313.502=31.544大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv2=z2cos3=100cos313.502=108.772由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.5,YFa2=2.14由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.63,YSa2=1.82試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式(10-18),可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y。t=arctantan ncos =arctantan 20cos 13.502=20.522=z1tan at1-tan t+z2tan at2-tan t2at1=arccosz1 cos tz1+2 han* cos =arccos29 cos 20.52229+21 cos 13.502=28.636at2=arccosz2 cos tz2+2 han* cos =arccos100 cos 20.522100+21 cos 13.502=23.267上式得=29tan 28.636-tan 20.522+100tan 23.267-tan 20.5222=1.678b=arctantan cos t=arctantan 13.502 cos 20.522=12.674v=cos2_b=1.678cos212.674=1.763Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.763=0.675=d z1 tan =129 tan 13.502=2.21由式(10-19),可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y。Y=1- 120=1-2.2113.502120=0.751(2)圓周速度v= d1 n601000=89.47123.61601000=0.58ms(3)寬高比b/hh=2 ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=906.75=13.333根據(jù)v=0.58m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.011查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4由表10-4查得KH=1.43,結(jié)合b/h=90/6.75=13.333查圖10-13,得KF=1.08。則載荷系數(shù)為KF=KA KV KF KF=11.0111.41.08=1.529由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.98,KFN2=0.98取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25,由式(10-14)得F1=Flim1 KFN1S=5000.981.25=392MPaF2=Flim2 KFN2S=3800.981.25=297.92MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2 K T YFa1 YSa1 Y Y cos2d m3 z12=21.529225596.632.51.630.6750.751cos213.502133292=59.34 MPaF1F2=2 K T YFa2 YSa2 Y Y cos2d m3 z12=21.529225596.632.141.820.6750.751cos213.502133292=56.72 MPaF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。(4)齒輪的圓周速度v= d1 n601000=89.47123.61601000=0.58ms選用7級精度是合適的主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1=29,Z2=100,模數(shù)m=3mm,壓力角=20,螺旋角=13.502=13307,中心距a=199mm,齒寬B1=95mm、B2=901.計算齒輪傳動其它幾何尺寸(1)計算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)a=m han*=3mmhf=mhan*+cn*=3.75mmh=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm(2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑da1=d1+2 ha=89.47+23=95.47mmda2=d2+2 ha=308.53+23=314.53mm(3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑df1=d1-2 hf=89.47-23.75=81.97mmdf2=d2-2 hf=308.53-23.75=301.03mm注:han*=1.0,cn*=0.255.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)代號名稱計算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m33螺旋角右旋13307左旋13307齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z29100齒寬B9590齒頂高h(yuǎn)amha*33齒根高h(yuǎn)fm(ha*+c*)3.753.75分度圓直徑d89.47308.53齒頂圓直徑dad+2ha95.47314.53齒根圓直徑dfd-2hf81.97301.03中心距a199199第6節(jié) 軸的設(shè)計6.1高速軸設(shè)計計算1.已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=576r/min;功率P=3.01kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=49905.38Nmm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表15-1選用40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,許用彎曲應(yīng)力為=60MPa3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計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。dA0 3Pn=11233.01576=19.44mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽,故將軸徑增大5%dmin=1+0.0519.44=20.41mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為22mm故取dmin=22圖7-1高速軸示意圖(1)高速軸和大帶輪配合,查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=22mm,l12長度略小于大帶輪輪轂長度L,取l12=42mm。選用普通平鍵,A型鍵,bh=66mm(GB/T1096-2003),鍵長L=32mm。(2)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用,故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=27mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7206AC,其尺寸為dDB=306216mm,故d34=d78=30mm。取擋油環(huán)寬度s1為12,則l34=l78=B+s1=16+12=28 mm軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7206AC型軸承的定位軸肩高度h=3mm,因此,取d45=d67=36mm。(3)由于齒輪的直徑較小,為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度,應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=65mm,d56=63mm(4)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與傳動部件右端面有一定距離,取l23=61mm(5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=10mm,高速級大齒輪和低速級小齒輪距離c=15mm。考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=10mm,低速級小齒輪寬度b3=95mm,則l45=b3+c+-2.5-2=95+15+10-2.5-2=115.5 mml67=-2=10-2=8 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑22273036633630長度426128115.5658284.軸的受力分析高速級小齒輪所受的圓周力(d1為高速級小齒輪的分度圓直徑)Ft1=2Td1=249905.3857=1751.07N高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1 tan =1751.07 tan 20=637.34N根據(jù)7206AC角接觸查手冊得壓力中心a=18.7mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l1=422+61+18.7=100.7mm軸承壓力中心到齒輪支點距離:l2=28+652+115.5-18.7=157.3mm齒輪中點到軸承壓力中心距離:l3=8+652+28-18.7=49.8mm高速軸上外傳動件壓軸力FQ=851.05求水平面支反力RBH、RDH和彎矩MH,做水平面彎矩圖RBH=Fr lCD-FQlAB+lBC+lCDlBC+lCD=637.3449.8-851.05100.7+157.3+49.8157.3+49.8=-1111.61NRDH=FQ lAB+Fr lBClBC+lCD=851.05100.7+637.34157.3157.3+49.8=897.9NMBH=FQ lAB=851.05100.7=85700.74NmmMCH1=FQlAB+lBC+RBH lBC=851.05100.7+157.3-1111.61157.3=44714.65NmmMCH2=MCH1=44714.65Nmm求垂直平面支反力RBV、RDV和彎矩MV,做垂直面彎矩圖RBV=Ft lCDlBC+lCD=1751.0749.8157.3+49.8=421.07NRDV=Ft lBClBC+lCD=1751.07157.3157.3+49.8=1330NMCV=RBV lBC=421.07157.3=66234.31NmmMCV2=MCV=66234.31計算合成彎矩,作合成彎矩圖MB=MBH2+MBV2=85700.742+02=85700.74NmmMC1=MCH12+MCV2=44714.652+66234.312=79914.85NmmMC2=MCH22+MCV2=44714.652+66234.312=79914.85Nmm計算轉(zhuǎn)矩,作轉(zhuǎn)矩圖T=49905.38Nmm計算當(dāng)量彎矩,作當(dāng)量彎矩圖。取=0.6MAe=MA2+ T2=02+0.649905.382=29943.23NmmMBe=MB2+ T2=85700.742+0.649905.382=90781.13NmmMC1e=MC12+ T2=79914.852+0.649905.382=85340.38Nmm圖7-2高速軸受力及彎矩圖5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面(即危險截面B)的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面(扭矩較大且軸徑較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。取=0.6(單向傳動),則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1 d3=0.1303=2700mm3當(dāng)量應(yīng)力為ca=McaW=M2+ T2W=85700.742+0.649905.3822700=33.62MPa-1b故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。6.2中間軸設(shè)計計算1.已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=123.61r/min;功率P=2.92kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=225596.63Nmm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表15-1選用45(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,許用彎曲應(yīng)力為=60MPa3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計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=112。dA0 3Pn=11232.92123.61=32.14mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承,故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=35mm圖7-3中間軸示意圖(1)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=32.14mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7207AC,其尺寸為dDB=357217mm,故d12=d56=35mm。(2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=38mm;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=60mm,為了可靠的壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l45=58mm。齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度h=(23)R,由軸徑d45=38mm查表,得R=2.5,取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑d34=48mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取l34=15mm。(3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得7207AC型軸承的定位軸肩高度h=2mm,因此,取d23=38。(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)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=95mm,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=93mm。(5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=10mm,高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2=12.5mm,高速級大齒輪和低速級小齒輪距離c=15mm??紤]箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=10mm,則l12=B+s+2=17+10+10+2=39 mml56=B+s+2+2=17+10+12.5+2=41.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑3538483835長度3993155841.54.軸的受力分析高速級大齒輪所受的圓周力(d2為高速級大齒輪的分度圓直徑)Ft2=2Td2=2225596.63267=1689.86N高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2 tan =1689.86 tan 20=615.06N低速級小齒輪所受的圓周力(d3為低速級小齒輪的分度圓直徑)Ft3=2Td3=2225596.6389.47=5042.96N低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3 tan cos =5042.96tan 20cos 13.502=1887.66N低速級小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3 tan =5042.96 tan 13.502=1211N根據(jù)7207AC角接觸查手冊得壓力中心a=21mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離:l1=39+932-21=64.5mm低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離:l2=60+952+15=92.5mm高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離:l3=41.5+582-21=49.5mm求水平面支反力RBH、RDH和彎矩MH,做水平面彎矩圖RBH=Fr2 lCD-Fr3lBC+lCD+Fa3 d32lAB+lBC+lCD=615.0649.5-1887.6692.5+49.5+121189.47264.5+92.5+49.5=-888.27NRDH=Fr2-RBH-Fr3=615.06-888.27-1887.66=-384.33-MBH1=-RBHlAB=-888.2764.5=57293.42Nmm-MBH2=-RBHlAB-Fa3 d32=-888.2764.5-121189.472=3119.33Nmm-MCH1=-RDHlCD=-384.3349.5=19024.34MCH2=MCH1=19024.34求垂直平面支反力RBV、RDV和彎矩MV,做垂直面彎矩圖RBV=Ft3lBC+lCD+Ft2 lCDlAB+lBC+lCD=5042.9692.5+49.5+1689.8649.564.5+92.5+49.5=3872.87NRDV=Ft3 lAB+Ft2lAB+lBClAB+lBC+lCD=5042.9664.5+1689.8664.5+92.564.5+92.5+49.5=2859.95NMBV1=-RBVlAB=-3872.8764.5=-249800.12NmmMCV1=-RBVlCD=-3872.8749.5=-191707.07Nmm計算合成彎矩,作合成彎矩圖MB1=MBH12+MBV12=57293.422-249800.122=256286.24NmmMB2=MBH22+MBV12=3119.332-249800.122=249819.6NmmMC1=MCH12+MCV12=19024.342-191707.072=192648.71NmmMC2=MC1=192648.71計算轉(zhuǎn)矩,作轉(zhuǎn)矩圖T=225596.63Nmm計算當(dāng)量彎矩,作當(dāng)量彎矩圖。取=0.6MDe=MD2+ T2=02+0.6225596.632=135357.98NmmMAe=MA2+ T2=02+0.6225596.632=135357.98NmmMBe1=MB12+ T2=256286.242+0.6225596.632=289835.16NmmMBe2=MB22+ T2=249819.62+0.6225596.632=284133.09NmmMCe1=MC12+ T2=192648.712+0.6225596.632=235447.04NmmMCe2=MC22+ T2=192648.712+0.6225596.632=235447.04Nmm圖7-4中間軸受力及彎矩圖5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面(即危險截面B左側(cè))的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面(扭矩較大且軸徑較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。取=0.6(單向傳動),則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1 d3=0.1383=5487.2mm3當(dāng)量應(yīng)力為ca=McaW=M2+ T2W=52.83MPa-1b故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。6.3低速軸設(shè)計計算1.已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=35.83r/min;功率P=2.83kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=754298.07Nmm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表15-1選用45(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,許用彎曲應(yīng)力為=60MPa3.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大,故取A0=112。dA0 3Pn=11232.8335.83=48.05mm由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器,其截面上要開1個鍵槽,故將軸徑增大7%dmin=1+0.0748.05=51.41mm查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為55mm故取dmin=55圖7-5低速軸示意圖(1)低速軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1,為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng),故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT,查表,考慮平穩(wěn),故取KA=1.3,則:Tca=KA T=980.59Nm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)或設(shè)計手冊,選用LX4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為55mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵,A型鍵,bh=1610mm(GBT1096-2003),鍵長L=100mm。(2)初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用,故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=60mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7213AC,其尺寸為dDB=6512023mm,故d34=d78=65mm。取擋油環(huán)寬度為22.5,則l34=B+s1=23+22.5=45.5 mm軸承擋油環(huán)定位,由手冊上查得7213AC型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm,因此,取d45=74mm(3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=68mm;齒輪的右端與右軸承之間采用檔油環(huán)定位。已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4=90mm
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直斜齒
F=3.6kN V=0.75 D=400
CAD圖紙和說明書
二級圓柱齒輪減速器設(shè)計[直斜齒][F=3.6kN
V=0.75
D=400]【CAD圖紙和說明書】
二級
圓柱齒輪
減速器
設(shè)計
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