同軸式二級圓柱斜齒輪減速器設(shè)計【F=5.2kN,V=0.85,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22.1電動機類型的選擇22.2確定傳動裝置的效率22.3選擇電動機容量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) 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算94.1選擇材料及確定許用應(yīng)力94.2按輪齒彎曲強度設(shè)計計算104.3驗算齒面接觸強度114.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸114.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)12第5節(jié) 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算125.1選擇材料及確定許用應(yīng)力125.2按輪齒彎曲強度設(shè)計計算135.3驗算齒面接觸強度145.4齒輪的圓周速度145.5齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)15第6節(jié) 軸的設(shè)計156.1高速軸設(shè)計計算156.2中間軸設(shè)計計算216.3低速軸設(shè)計計算27第7節(jié) 滾動軸承壽命校核327.1高速軸上的軸承校核327.2中間軸上的軸承校核337.3低速軸上的軸承校核34第8節(jié) 鍵聯(lián)接設(shè)計計算358.1高速軸與大帶輪鍵連接校核358.2高速軸與小齒輪鍵連接校核358.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核368.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核368.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核36第9節(jié) 聯(lián)軸器的選擇379.1低速軸上聯(lián)軸器37第10節(jié) 減速器的密封與潤滑3710.1減速器的密封3710.2齒輪的潤滑3710.3軸承的潤滑38第11節(jié) 減速器附件3811.1油面指示器3811.2通氣器3911.3放油塞4011.4窺視孔蓋4111.5定位銷4211.6起蓋螺釘4311.7起吊裝置4411.8軸承端蓋的結(jié)構(gòu)計算45第12節(jié) 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸46第13節(jié) 設(shè)計小結(jié)48第14節(jié) 參考文獻48第1節(jié) 設(shè)計任務(wù)書1.設(shè)計題目同軸式二級斜齒-直齒圓柱減速器,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F5200N速度v0.85m/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、減速器、V帶、聯(lián)軸器、工作機組成。(2)特點:齒輪相對于軸承對稱布置(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-V帶-同軸式二級斜齒直齒圓柱齒輪減速器-工作機。第2節(jié) 選擇電動機2.1電動機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,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選擇電動機容量工作機所需功率為Pw=F V1000=52000.851000=4.42kW電動機所需額定功率:Pd=Pwa=4.420.859=5.15kW工作機軸轉(zhuǎn)速:nw=601000 V D=6010000.85400=40.58rmin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,同軸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。電動機轉(zhuǎn)速的可以選擇的范圍為nd=ianw=(16160)40.58=649-6493r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、價格、重量、和減速器、傳動比等因素,選定電機型號為:Y132M2-6的三相異步電動機,額定功率Pen=5.5kW,滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min,同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900圖3-1電機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HLHDABKDEFG13251531521617812388010332.4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滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw,可以計算出傳動裝置總傳動比為:ia=nmnw=96040.58=23.657(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=iaiv=3.08則低速級的傳動比為i2=3.08減速器總傳動比ib=i1 i2=9.48642.5動力學(xué)參數(shù)計算(1)各軸轉(zhuǎn)速:高速軸:n1=n0iv=9602.5=384rmin中間軸:n2=n1i1=3843.08=124.68rmin低速軸:n3=n2i2=124.683.08=40.48rmin工作機軸:n4=n3=40.48rmin(2)各軸輸入功率:高速軸:P1=P0 v=5.150.96=4.94kW中間軸:P2=P1 3=4.890.98=4.79kW低速軸:P3=P2 3=4.740.98=4.65kW工作機軸:P4=P3 1=4.60.99=4.55kW則各軸的輸出功率:高速軸:P1=P1 2=4.940.99=4.89kW中間軸:P2=P2 2=4.790.99=4.74kW低速軸:P3=P3 2=4.650.99=4.6kW工作機軸:P4=P4 w=4.550.97=4.41kW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電機軸:T0=9550P0n0=95505.15960=51.23Nm高速軸:T1=9550P1n1=95504.94384=122.86Nm中間軸:T2=9550P2n2=95504.79124.68=366.9Nm低速軸:T3=9550P3n3=95504.6540.48=1097.02Nm工作機軸:T4=9550P4n4=95504.5540.48=1073.43Nm則各軸輸出轉(zhuǎn)矩:高速軸:T1=9550P1n1=95504.89384=121.61Nm中間軸:T2=9550P2n2=95504.74124.68=363.07Nm低速軸:T3=9550P3n3=95504.640.48=1085.23Nm工作機軸:T4=9550P4n4=95504.4140.48=1040.4Nm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)電機軸9605.1551.23高速軸3844.94122.86中間軸124.684.79366.9低速軸40.484.651097.02工作機軸40.484.551073.43第3節(jié) V帶設(shè)計計算(1)求計算功率Pc查表13-9得KA=1.1,故Pc=KA P=1.15.15=5.665kW(2)選普通V帶型號根據(jù)Pc=5.665kW、n1=960r/min,由圖13-15選用A型。(3)求大、小帶輪基準直徑d2、d1由圖13-15,因傳動比不大,取d1=100mm。d2=n1n2 d11-=9603841001-0.02=245mm由表13-10,取d2=250mm。n2=n1 d1 1-d2=960100 1-0.02250=376.32rminn= n2-n2n2 100= 376.32-384384 100=25(4)驗算帶速vv= dd1 n601000=100960601000=5.02rmin帶速在530m/s范圍內(nèi),合適。(5)求普通V帶基準長度Ld和中心距a初步選取中心距a0=1.5d1+d2=1.5100+250=525mm。取a0=520mm,符合0.7d1+d2a0120合適。(7)求普通V帶根數(shù)z由式(13-14)得z=PcP0+P0K KL今n1=960r/min,d1=100,查表13-4得P0=0.95kW由式(13-8)得傳動比i=d2d11-=2501001-0.02=2.55查表13-6得P0=0.112kW由1=164.08查表13-8得K=0.974,表13-2得KL=0.99,由此可得z=5.6650.95+0.1120.9740.99=5.53取6根。求作用在帶輪軸上的壓力FQ查表13-1得q=0.105kg/m,故由式(13-16)得單根V帶的初拉力F0=500Pcz v2.5K-1+q v2=5005.66565.022.50.974-1+0.1055.022=149.98N作用在軸上的壓力FQ=2 z F0 sin12=26149.98 sin164.082=1782.42N(8)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=38mm因為小帶輪dd1=100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電機軸D=38mm38mm分度圓直徑dd1100mmdadd1+2ha100+22.75105.5mm輪轂直徑d1(1.82)d(1.82)3876mmB(z-1)e+2f(6-1)15+2993mmL(1.52)d0(1.52)d093mm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=28mm因為大帶輪dd2=250mm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=28mm28mm分度圓直徑dd1250mmdadd1+2ha250+22.75255.5mm輪轂直徑d1(1.82)d(1.82)2856mmB(z-1)e+2f(6-1)15+2993mmL(1.52)d0(1.52)d056mm腹板內(nèi)徑drd2-2(hf+)250-2(8.7+6)221mmC0.25B0.259323.25mm圖4-2大帶輪結(jié)構(gòu)示意圖(9)主要設(shè)計結(jié)論選用A型V帶6根,基準長度1640mm。帶輪基準直徑dd1=100mm,dd2=250mm,中心距控制在a=515589mm。單根帶初拉力F0=149.98N。帶型AV帶中心距540mm小帶輪基準直徑100mm包角164.08大帶輪基準直徑250mm帶長1640mm帶的根數(shù)6初拉力149.98N帶速5.02m/s壓軸力1782.42N第4節(jié) 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算4.1選擇材料及確定許用應(yīng)力小齒輪選用20CrMnTi(滲碳淬火),齒面硬度5662HRC,相應(yīng)的疲勞強度取均值,Hlim1=1500MPa,F(xiàn)E1=850MPa(表11-1),大齒輪選用20Cr(滲碳淬火),齒面硬度5662HRC,Hlim2=1500MPa,F(xiàn)E2=850由表11-5,取SH=1,SF=1.25,則H1=Hlim1SH=15001=1500MPaH2=Hlim2SH=15001=1500MPaF1=FE1SF=8501.25=680MPaF2=FE2SF=8501.25=680MPa4.2按輪齒彎曲強度設(shè)計計算設(shè)齒輪按7級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3(表11-3)齒寬系數(shù)d=0.8表(11-6)小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取T=9.55106 Pn=9.55106 4.79124.68=366895.25Nmm取ZE=189.8MPa(表11-4)齒數(shù)取Z1=24,則Z2=iZ1=3.0824=73。故實際傳動比i=7324=3.042查圖11-8和11-9得齒形系數(shù):YFa1=2.65,YFa2=2.23YSa1=1.58,YSa2=1.76YFa1 YSa1F1=2.651.58680=0.0062 YFa2 YSa2F2=2.231.76680=0.0058故應(yīng)對小齒輪進行彎曲強度計算模數(shù)m32 K T1d z12 YFa1 YSa1F1=321.3366895.250.8242 2.651.58680=2.336mm由表4-1取模數(shù)m=3mm中心距a=m2z1+z2=m2 24+73mm=146mm齒輪分度圓直徑d1=m z1=324=72mmd2=m z2=373=219mm齒寬b=d d1=0.872=57.6 mm故取b2=60mm,b1=b2+(510)mm、可取b1=65mm4.3驗算齒面接觸強度H=2.5 ZE 2 K T1b d12 u+1u=2.5189.8 21.3366895.2560722 3.08+13.08=956MPa1.齒輪的圓周速度v= d1 n601000=72124.68601000=0.47ms可知選用7級精度是合適的。主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1=24,Z2=73,模數(shù)m=3mm,壓力角=20,中心距a=146mm,齒寬B1=65mm、B2=604.4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ha=m han*=31=3mmhf=mhan*+cn*=31+0.25=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=72+23=78mmda2=d2+2 ha=219+23=225mm(3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑df1=d1-2 hf=72-23.75=64.5mmdf2=d2-2 hf=219-23.75=211.5mm注:han*=1.0,cn*=0.254.5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000左旋000齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z2473齒寬B6560齒頂高hamha*33齒根高hfm(ha*+c*)3.753.75分度圓直徑d72219齒頂圓直徑dad+2ha78225齒根圓直徑dfd-2hf64.5211.5中心距a146146第5節(jié) 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.1選擇材料及確定許用應(yīng)力小齒輪選用20CrMnTi(滲碳淬火),齒面硬度5662HRC,相應(yīng)的疲勞強度取均值,Hlim1=1500MPa,F(xiàn)E1=850MPa(表11-1),大齒輪選用20Cr(滲碳淬火),齒面硬度5662HRC,Hlim2=1500MPa,F(xiàn)E2=850由表11-5,取SH=1,SF=1.25,則H1=Hlim1SH=15001=1500MPaH2=Hlim2SH=15001=1500MPaF1=FE1SF=8501.25=680MPaF2=FE2SF=8501.25=680MPa5.2按輪齒彎曲強度設(shè)計計算設(shè)齒輪按7級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.3(表11-3)初選螺旋角=14齒寬系數(shù)d=0.8表(11-6)小齒輪上的轉(zhuǎn)矩取T=9.55106 Pn=9.55106 4.94384=122856.77Nmm取ZE=189.8MPa(表11-4)齒數(shù)取Z1=23,則Z2=iZ1=3.0823=71。故實際傳動比i=7123=3.042當量齒數(shù)zv1=z1cos3=24cos314=26.272zv2=z2cos3=73cos314=79.912查圖11-8和11-9得齒形系數(shù):YFa1=2.59,YFa2=2.22YSa1=1.6,YSa2=1.77YFa1 YSa1F1=2.591.6680=0.0061 YFa2 YSa2F2=2.221.77680=0.0058故應(yīng)對小齒輪進行彎曲強度計算法向模數(shù)mn32 K T1d z12 YFa1 YSa1F1 cos2=321.3122856.770.8232 2.591.6680cos214=1.63mm由表4-1取模數(shù)mn=3mm中心距a=z1+z2mn2 cos =23+7132 cos 14=145.32mm,圓整為146mm=acosz1+z2mn2 a=acos23+7132146=15.0381=15217齒輪分度圓直徑d1=mn z1cos =323cos 15.0381=71.45mmd2=mn z2cos =371cos 15.0381=220.55mmb=d d1=0.871.45=57.2 mm故取b2=60mm,b1=b2+(510)mm、可取b1=65mm5.3驗算齒面接觸強度H=3.54 ZE Z K T1b d12 u+1u=549MPa5.4齒輪的圓周速度v= d1 n601000=71.45384601000=1.44ms可知選用7級精度是合適的。主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1=23,Z2=71,模數(shù)m=3mm,壓力角=20,螺旋角=15.0381=15217,中心距a=146mm,齒寬B1=65mm、B2=601.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ha=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=71.45+23=77.45mmda2=d2+2 ha=220.55+23=226.55mm(3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑df1=d1-2 hf=71.45-23.75=63.95mmdf2=d2-2 hf=220.55-23.75=213.05mm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螺旋角左旋15217右旋15217齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z2371齒寬B6560齒頂高hamha*33齒根高hfm(ha*+c*)3.753.75分度圓直徑d71.45220.55齒頂圓直徑dad+2ha77.45226.55齒根圓直徑dfd-2hf63.95213.05中心距a146146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=384r/min;功率P=4.94kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=122856.77Nmm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表14-1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C=112。dminC 3Pn=11234.94384=26.24mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽,故將軸徑增大5%dmin=1+0.0526.24=27.55mm查表可知標準軸孔直徑為28mm故取dmin=28圖7-1高速軸示意圖(1)高速軸和大帶輪配合,查表選取標準軸徑d12=28mm,l12長度略小于大帶輪輪轂長度L,取l12=54mm。選用普通平鍵,A型鍵,bh=87mm(GB/T1096-2003),鍵長L=45mm。(2)初步選擇滾動軸承。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)d23=33mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC,其尺寸為dDB=357217mm,故d34=d67=35mm。(3)采用分體式齒輪,該段安裝齒輪,l45略短于齒輪寬度,則l45=63mm。軸肩h34=1.5mm,則d45=38mm。軸肩h45=4,則d56=46mm。(4)軸承端蓋厚度e=10,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帶輪端面有一定距離K=24,螺釘C1=20mm,C2=18mm,箱座壁厚=8mm,則l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-=8+20+18+2+10+5+24-17-10=60 mm(5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1=10mm??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,取=10mm,擋油環(huán)寬度s1=20mm,則l34=B+1+2=17+10+10+2=39 mml56=5 mml67=B+1-l56=17+10+10-5=32 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑283335384635長度546039635324.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=2122856.7771.45=3438.96N高速級小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1 tan cos =3438.96tan 20cos 15.0381=1296.06N高速級小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1 tan =3438.96 tan 15.0381=924N根據(jù)7207AC角接觸查手冊得壓力中心a=21mm因齒輪倒角為2齒輪輪轂寬度B=65mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l1=L12+L2+a=542+60+21=108mm軸承壓力中心到齒輪支點距離:l2=L3-2+B2-a=39-2+652-21=48.5mm齒輪中點到軸承壓力中心距離:l3=l2=48.5mm高速軸上外傳動件壓軸力FQ=1782.42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+lCD-Fa d2lBC+lCD=1296.0648.5-1782.42108+48.5+48.5-92471.45248.5+48.5=-3459.25NRDH=FQ lAB+Fr lBC+Fa d2lBC+lCD=1782.42108+1296.0648.5+92471.45248.5+48.5=2972.89NMBH=FQ lAB=1782.42108=192501.36NmmMCH1=FQlAB+lBC+RBH lBC=1782.42108+48.5-3459.2548.5=111175.11NmmMCH2=MCH1+Fa d2=111175.11+33009.9=144185.01Nmm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=3438.9648.548.5+48.5=1719.48NRDV=Ft lBClBC+lCD=3438.9648.548.5+48.5=1719.48NMCV=RBV lBC=1719.4848.5=83394.78NmmMCV2=MCV=83394.78計算合成彎矩,作合成彎矩圖MB=MBH2+MBV2=192501.362+02=192501.36NmmMC1=MCH12+MCV2=111175.112+83394.782=138976.96NmmMC2=MCH22+MCV2=144185.012+83394.782=166565.32Nmm計算轉(zhuǎn)矩,作轉(zhuǎn)矩圖T=122856.77Nmm計算當量彎矩,作當量彎矩圖。取=0.6MAe=MA2+ T2=02+0.6122856.772=73714.06NmmMBe=MB2+ T2=192501.362+0.6122856.772=206132.33NmmMC1e=MC12+ T2=138976.962+0.6122856.772=157316.11NmmMC2e=MC22+ T2=166565.322+0.6122856.772=182147.66Nmm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)進行強度校核。取=0.6(單向傳動),則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1 d3=0.1353=4287.5mm3當量應(yīng)力為ca=McaW=M2+ T2W=192501.362+0.6122856.7724287.5=48.08MPa-1b故設(shè)計的軸有足夠的強度,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=124.68r/min;功率P=4.79kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=366895.25Nmm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表14-1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C=112。dminC 3Pn=11234.79124.68=37.79mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承,故選標準直徑dmin=40mm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)dmin=37.79mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7208AC,其尺寸為dDB=408018mm,故d12=d56=40mm。(2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=47mm;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=47mm查表,取h=2mm,則軸環(huán)處的直徑d34=52mm。取l34=93.5mm。(3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。(4)由于齒輪的直徑較小,為了保證齒輪輪體的強度,應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=65mm,則l23=b3=65mm,d23=d3=72mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2=60mm,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=58mm,d45=47mm。(5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1=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3=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,取=10mm,則l12=B+1=18+10+10=38 mml56=B+2+2=18+10+12.5+2=42.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑4078524740長度386593.55842.54.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=2366895.25220.55=3327.09N高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2 tan cos =3327.09tan 20cos 15.0381=1253.9N高速級大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2 tan =3327.09 tan 15.0381=894N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=2366895.2572=10191.53N低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3 tan =10191.53 tan 20=3709.41N低速小齒輪輪轂寬度B1=65mm高速大齒輪輪轂寬度B2=60mm根據(jù)7208AC角接觸查手冊得壓力中心a=23mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離:l1=L1+B12-a=38+652-23=47.5mm低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離:l2=B12+L3+B22=65+602+93.5=156mm高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離:l3=B22+L5-a=602+42.5-23=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+Fa2 d22lAB+lBC+lCD=1253.949.5+3709.41156+49.5+894220.55247.5+156+49.5=3647.97NRDH=Fr2-RBH+Fr3=1253.9-3647.97+3709.41=1315.34MBH1=-RBHlAB=-3647.9747.5=-173278.58NmmMBH2=MBH1=-173278.58MCH1=-RDHlCD=-1315.3449.5=-65109.33MCH2=Fa2 d22-RDH lCD=894220.552-1315.3449.5=33476.52Nmm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=10191.53156+49.5+3327.0949.547.5+156+49.5=8929.05NRDV=Ft3 lAB+Ft2lAB+lBClAB+lBC+lCD=10191.5347.5+3327.0947.5+15647.5+156+49.5=4589.57NMBV1=-RBVlAB=-8929.0547.5=-424129.87NmmMCV1=-RBVlCD=-8929.0549.5=-441987.98Nmm計算合成彎矩,作合成彎矩圖MB1=MBH12+MBV12=173278.582-424129.872=458161.12NmmMB2=MB1=458161.12MC1=MCH12+MCV12=65109.332-441987.982=446757.88NmmMC2=MCH22+MCV12=33476.522-441987.982=443253.94Nmm計算轉(zhuǎn)矩,作轉(zhuǎn)矩圖T=366895.25Nmm計算當量彎矩,作當量彎矩圖。取=0.6MDe=MD2+ T2=02+0.6366895.252=220137.15NmmMAe=MA2+ T2=02+0.6366895.252=220137.15NmmMBe1=MB12+ T2=458161.122+0.6366895.252=508303.04NmmMBe2=MBe1=508303.04MCe1=MC12+ T2=446757.882+0.6366895.252=498049.16NmmMCe2=MC22+ T2=443253.942+0.6366895.252=494908.5Nmm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)進行強度校核。取=0.6(單向傳動),則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1 d3=0.1783=47455.2mm3當量應(yīng)力為ca=McaW=M2+ T2W=458161.122+0.6366895.25247455.2=10.71MPa-1b故設(shè)計的軸有足夠的強度,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=40.48r/min;功率P=4.65kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1097023.22Nmm2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表14-1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C=112。dminC 3Pn=11234.6540.48=54.44mm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+0.0754.44=58.25mm查表可知標準軸孔直徑為60mm故取dmin=60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=1426.13Nm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,查標準或設(shè)計手冊,選用LX4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為60mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為142mm。選用普通平鍵,A型鍵,bh=1811mm(GBT1096-2003),鍵長L=125mm。(2)初步選擇滾動軸承。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)d23=65mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7214AC,其尺寸為dDB=7012524mm,故d34=d67=70mm。(3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45=73mm;齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B=60mm,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l45=58mm。齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度h=(23)R,由軸徑d45=73mm故取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑d56=83mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取l56=5mm。(4)軸承端蓋厚度e=10,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,螺釘C1=20mm,C2=18mm,箱座壁厚=8mm,則l23=+C1+C2+t+e+5+K-B-=8+20+18+2+10+5+24-24-10=53 mm(5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2=12.5mm,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,取=10mm,已知滾動軸承的寬度B=24mm,則l34=B+2+2=24+10+12.5+2=48.5 mml67=B+2-l56=24+10+12.5-5=41.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑606570738370長度1425348.558541.54.軸的受力分析低速級大齒輪所受的圓周力(d4為低速級大齒輪的分度圓直徑)Ft4=2Td4=21097023.22219=10018.48N低速級大齒輪所受的徑向力Fr4=Ft4 tan =10018.48 tan 20=3646.43N低速大齒輪輪轂寬度B=60mm因齒輪倒角為2根據(jù)7214AC角接觸查手冊得壓力中心a=35.1mm軸承壓力中心到第一段軸支點距離:l1=L12+L2+L3-a=1422+53+48.5-35.1=159.1mm軸承壓力中心到大齒輪中點距離:l2=L3-2+B2-a=48.5-2+602-35.1=41.4mm大齒輪中點到軸承壓力中心距離:l3=B2+L5+L6-a=602+5+41.5-35.1=41.4mm求水平面支反力RBH、RDH和彎矩MH,做水平面彎矩圖RBH=Fr lCDlBC+lCD=3646.4341.441.4+41.4=1823.22NRDH=Fr lBClBC+lCD=3646.4341.441.4+41.4=1823.22NMCH1=RBH lBC=1823.2241.4=75481.31Nmm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=10018.4841.441.4+41.4=5009.24NRDV=Ft lBClBC+lCD=10018.4841.441.4+41.4=5009.24NMCV=RBV lBC=5009.2441.4=207382.54Nmm計算合成彎矩,作合成彎矩圖MC1=MCH12+MCV2=75481.312+207382.542=220691.97Nmm計算轉(zhuǎn)矩,作轉(zhuǎn)矩圖T=1097023.22Nmm計算當量彎矩,作當量彎矩圖。取=0.6MAe=MA2+ T2=02+0.61097023.222=658213.93NmmMBe=MB2+ T2=02+0.61097023.222=658213.93NmmMC1e=MC12+ T2=220691.972+0.61097023.222=694226.57Nmm圖7-6低速軸受力及彎矩圖5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強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C左側(cè))的強度。必要時也對其他危險截面(扭矩較大且軸徑較小的截面)進行強度校核。取=0.6(單向傳動),則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1 d3=0.1733=38901.7mm3當量應(yīng)力為ca=McaW=M2+ T2W=220691.972+0.61097023.22238901.7=17.84MPa0.68,Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=29kN,額定靜載荷C0r=19.2kN,軸承采用正裝。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計算得到合成支反力:Fr1=RBH2+RBV2=-3459.252+1719.482=3863.03NFr2=RDH2+RDV2=2972.892+1719.482=3434.34NFd1=0.68 Fr1=0.683863.03=2626.86NFd2=0.68 Fr2=0.683434.34=2335.35N由前面計算可知軸向力Fae=924NFae+Fd2=3259.35NFd1=2626.86N由計算可知,軸承1被“壓緊”,軸承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=924+2335.35=3259.35NFa2=Fd2=2335.35NFa1Fr1=0.84Fa2Fr2=0.68查設(shè)計手冊知X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0查設(shè)計手冊知ft=1,fp=1Pr1=X1 Fr1+Y1 Fa1=13863.03+03259.35=3863.03NPr2=X2 Fr2+Y2 Fa2=13434.34+02335.35=3434.34N將兩軸較大的當量動載荷值帶入軸承壽命計算公式,可得Lh=10660n ft Crfp Pr3=52413.03h48000h所以該軸承的工作壽命足夠。7.2中間軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)7208AC40801835.2根據(jù)條件,軸承預(yù)計壽命:Lh=48000h。選用7208AC角接觸球軸承,內(nèi)徑d=40mm,外徑D=80mm,寬度B=18mm當Fa/Fr0.68時,Pr=Fr;當F/F_r0.68,Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=35.2kN,額定靜載荷C0r=24.5kN,軸承采用正裝。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計算得到合成支反力:Fr1=RBH2+RBV2=3647.972+8929.052=9645.5NFr2=RDH2+RDV2=1315.342+4589.572=4774.33NFd1=0.68 Fr1=0.689645.5=6558.94NFd2=0.68 Fr2=0.684774.33=3246.54N由前面計算可知軸向力Fae=894NFae+Fd2=4140.54N48000h所以該軸承的工作壽命足夠。7.3低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷(kN)7214AC701252469.2根據(jù)條件,軸承預(yù)計壽命:Lh=48000h。選用7214AC角接觸球軸承,內(nèi)徑d=70mm,外徑D=125mm,寬度B=24mm當Fa/Fr0.68時,Pr=Fr;當F/F_r0.68,Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=69.2kN,額定靜載荷C0r=57.5kN,軸承采用正裝。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計算得到合成支反力:Fr1=RBH2+RBV2=1823.222+5009.242=5330.72NFr2=RDH2+RDV2=1823.222+5009.242=5330.72NFd1=0.68 Fr1=0.685330.72=3624.89NFd2=0.68 Fr2=0.685330.72=3624.89N由前面計算可知軸向力Fae=0NFae+Fd2=3624.89N48000h所以該軸承的工作壽命足夠。第8節(jié) 鍵聯(lián)接設(shè)計計算8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵,查表得bh=8mm7mm(GB/T1096-2003),鍵長45mm。鍵的工作長度l=
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