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机械设计课程设计减速器的设计目录设计任务书…………………………………….1电动机的选择………………………………….2确定传动装置的总传动比和分配传动比…….2传动件的设计计算…………………………….4润滑与密封…………………………………….8轴的设计……………………………………….9轴承的选择和计算选择轴承………………….24选择联轴器…………………………………….27键的选择及校核计算………………………….27减速器的附件设计…………………………….29设计小结……………………………………….30参考资料目录………………………………….30《精密机械设计》课程设计任务书C2
一、设计题目带式运输机传动系统中的二级圆柱齿轮减速器
二、系统简图
三、工作条件要求减速器沿输送带运动方向具有最小尺寸,单向运转,有轻微振动,两班制工作,使用期限10年
四、原始数据已知条件题号123456输送带拉力F(N)130013001400170017001800输送带速度v(m/s)
0.
680.
80.
750.
850.
750.8滚筒直径Dmm300360350380340365课程设计说明书一.电动机的选择
1.选择电动机的类型按工作要求和条件,选用三机笼型电动机,封闭式结果,电压308V,Y型(IP44)
2.选择电动机的容量负载功率Pw===
1.44kw电动机所需的功率Pd=Pw/ηakw(其中Pd为电动机功率,Pw为负载功率,ηa为总效率)带传动效率η1=
0.96滚动轴承效率η2=
0.98闭式齿轮传动效率η3=
0.97联轴器效率η4=
0.99滚筒效率η5=
0.96传动装置的总效率ηa应为组成传动装置的各部分副效率的乘积即ηa=η1η42η23η4η5=
0.
960.
9840.
9720.
990.96=
0.7918折算到电动机的功率Pd=PW/ηa=
1.819kw
3.选择电动机的转速滚筒的工作转速n=60001000v/πD=
600010000.8/365π=
41.86r/min查表得带传动比i=2~4,二级圆柱梯形齿轮减速器传动比i=8~
40.即为减速器的总传动比,所以电机的可选范围为nd=idn=(
2334.88~
41674.4=
669.76~
6697.6则符合这一范围的同步转速有2840r/min和1430r/min所以可供选择的电机有序号电机型号额定功率(kw)电机转速(r/min)堵转转矩最大转矩质量(kg)1Y90L-
22.
228407.
02.2252Y100L1-
42.
214307.
02.234综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速去的传动比,可以选择的电机型号为Y100L1-4,其主要性能如上表第2种电动机二.确定传动装置的总传动比和分配传动比
1.减速器的总传动比:ia=nm/n=1430/
41.86=
34.
162.分配传动装置传动比ia=i0i(i0为带传动的传动比,取
2.3;i为减速去的传动比)减速器的传动比i=ia/i0=
34.16/
2.3=
14.
853.按同轴式布置考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由同轴式曲线查得i1=i2===
3.
8544.各轴的动力和动力参数1各轴的转速I轴的转速n1=nm/i0=1430/
2.3=
621.74r/minII轴的转速n2=n1/i1=
621.74/
3.854=
161.32r/minIII轴的转速n3=n2/i2=
161.32/
3.854=
41.86r/min滚筒轴n4=n32各轴的输入功率I轴P1=Pdη1=
1.
8190.96=
1.746kwII轴P2=P1η2η3=
1.
7460.
980.97=
1.660kwIII轴P3=P2η2η3=
1.
6600.
980.97=
1.578kw滚筒轴P4=P3η2η4=
1.
5780.
980.97=
1.531kwI—III轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率
0.
98.3各轴的转矩电动机的输出转矩Td=9550Pd/nm=
95501.819/1430=
12.148NmI轴T1=Tdi0η1=
12.
1482.
30.96=
26.823NmII轴T2=T1i1η2η3=
26.
8233.
8140.
980.97=
98.268NmIII轴T3=T2i2η2η3=
98.
2683.
8140.
980.97=
360.016Nm滚轴T4=T3η2η4=
360.
0160.
980.99=
349.287NmI—III轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率
0.
98.运动动力参数计算结果整理于下表轴名功率P/kw转矩T/Nm转速r/min传动比i效率输入输出输入输出传动带轴
1.
81912.
148621.
742.
30.96I轴
1.
7461.
71126.
82326.
287621.74II轴
1.
6601.
62798.
26896.
303161.
323.
8540.95III轴
1.
5781.
551353.
741326.
66641.
863.
8540.95滚筒
1.
5311.
500349.
287342.
30141.
862.
30.96三.传动件的设计计算
1.选择齿轮材料初选大齿轮的材料为45钢,经调质处理,其硬度为250HBS;小齿轮的材料为40Cr,表面淬火,40~56HRC,齿轮等级精度均为8级由于减速器沿输送方向具有轻微振动,但为了保证稳定,所以选用圆柱斜齿轮,初选β=10o因为低速级齿轮的载荷大于高速级齿轮的载荷,所以先计算低速级
2.计算低速级齿轮1)许用接触应力查表得σlimb1=17HRC+20N/mm2=1748+20=836N/mm2σlimb2=2HBS+69N/mm2=2250+69=569N/mm2对调质处理的齿轮,SH=
1.1由于载荷稳定,故求齿轮的应力循环次数NHNH=60n2tt=8230010h=48000hNH=
60161.3248000=
4.65108循环基数NHo查表得当HBS为250时,NHo=
1.7107NHNHo,故KHL=1[σH]2=N/mm2=
517.27N/mm22许用弯曲应力[σF]=KFCKFL查表得σFlimb1=600N/mm2σFlimb2=
1.8HBS=
1.8250=450N/mm2取安全系数SF=
2.单向传动取KFC=
1.因为NFNFo,所以KFL=
1.[σF]1=N/mm2=300N/mm2[σF]2=N/mm2=225N/mm23根据接触强度,求小齿轮分度圆直径齿轮的工作转矩T2=98268Nmmd1=取Kd=73,ψd=1,Kβ=
1.05d1=73=
57.384中心距1+i1=1+
3.854=
139.26mm就圆整成尾数为0或5,以便制造和测量,所以初定a=140mm5选定模数mn,齿数Z
1、Z2选定Z1=30,Z2=i1Z1=116mn===
1.89mm取标准模数mn=2mmZ1+Z2===138Z1===28Z2=138-29=110i=Z2/Z1=
3.926与i2=
3.854比较,误差为
1.93%,合格=
9.7o6计算齿轮分度圆直径小齿轮d1===
56.81mm大齿轮d2===
223.19mm7齿宽宽度b=ψdd1=
56.81mm圆整大齿轮宽度b2=60mm取小齿轮宽度b1=65mm8验算接触应力σH=ZHZΕZε取ZH=
1.76cosβ=
1.76cos
9.7o=
1.73,ZΕ=
189.8,==
1.71=
0.95Zε===
0.79齿轮圆周速度V===
0.48m/s查表得Kv=
1.04σH=
1.
73189.
80.79=
314.96[σH]2故接触应力校核通过9验算弯曲应力X=0时Z1=28,YF1=
3.9Z2=110,YF2=
3.76,故应算大齿轮的弯曲应力重合度系数===
0.62螺旋角系数=1-=1-=
0.93==
72.09N/mm2[σF]2故弯曲强度校核通过
3.计算高速级齿轮1)选定模数mn,齿数Z
1、Z2d1===
57.68mm初选Z1=28,m==
2.06mmZ2=
3.85428=108取标准模数mn=2mmZ1+Z2===138Z1===28Z2=138-28=110传动误差=
1.93%,合格2计算分度圆直径小齿轮d1===
56.81mm大齿轮d2===
223.19mm3齿宽宽度b=ψdd1=
56.81mm圆整大齿轮宽度b2=60mm取小齿轮宽度b1=65mm4验算接触应力σH=ZHZΕZε=
1.
73189.
80.79=
164.55N/mm2[σH]2故接触应力校核通过5验算弯曲应力X=0时Z1=29,YF1=
3.9Z2=109,YF2=
3.76,故应算大齿轮的弯曲应力==
19.68N/mm2[σF]2故弯曲强度校核通过齿轮的基本参数如下表所示名称符号公式齿1齿2齿3齿4齿数ZZ2811028110分度圆直径dd=mz
56.
81223.
1956.
81223.19齿顶高ha2222齿根高hf
2.
52.
52.
52.5齿顶圆直径dada=d+2ha
60.
81227.
1960.
81227.19齿根圆直径dfdf=d-2hf
51.
81218.
1951.
81218.19中心距=mZ1+Z2/2140140140140齿宽bb=ψdd165606560四.润滑与密封一.齿轮的润滑采用浸油润滑,由于低速级周向速度较高,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取35mm
二、滚动轴承的润滑由于轴承轴向速度较高,所以宜开设油沟,飞溅润滑其中高速轴与低速轴的靠近内部轴承采用注油润滑
三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利考虑到设置用于小型设备,选用L-AN15润滑油
四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封密封圈型号按所装配轴的直径确定JB/ZQ4046-1997毡圈30,毡圈55轴盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定五.轴的设计根据轴承和联轴器选择I轴的设计
1、选材45钢,HB=217-255HBS,=650Mp,=360Mp,c=
1152、初估直径==
16.22mm
3、作用在齿轮上的力高速级小齿轮=经机械设计软件
3.0校核如下I轴的设计过程如下
一、轴的总体设计信息如下轴的编号001轴的名称阶梯轴轴的转向方式单向恒定轴的工作情况无腐蚀条件轴的转速
621.74r/min功率:
1.746kW转矩
26818.77N·mm所设计的轴是实心轴材料牌号45调质硬度HB230抗拉强度650MPa屈服点360MPa弯曲疲劳极限270MPa扭转疲劳极限155MPa许用静应力260MPa许用疲劳应力180MPa
二、确定轴的最小直径如下所设计的轴是实心轴A值为115许用剪应力范围30~40MPa最小直径的理论计算值
16.22mm满足设计的最小轴径25mm
三、轴的结构造型如下轴各段直径长度长度直径17mm35mm10mm35mm10mm46mm62mm40mm10mm35mm17mm35mm30mm30mm80mm25mm轴的总长度236mm轴的段数8轴段的载荷信息直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩35mm22mm0N0N·mm0N0N·mm
26818.77N·mm46mm32mm0N0N·mm0N0N·mm
26818.77N·mm40mm68mm
348.69N
23710.69N·mm
944.31N
64213.08N·mm
26818.77N·mm35mm104mm0N0N·mm0N0N·mm
26818.77N·mm30mm141mm0N0N·mm0N0N·mm
26818.77N·mm25mm196mm0N0N·mm0N0N·mm
26818.77N·mm轴所受支撑的信息直径距左端距离35mm
8.5mm35mm
117.5mm
四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1垂直支反力Rv
18.5mm-
1017.91N-
375.84N距左端距离水平支反力Rh2垂直支反力Rv
2117.5mm
73.64N
27.19N
五、内力x/mmd/mmm1/N·mmm2/N·mm
8.
5350.
060.
058.
5350.
060.
05223514648.
5514648.
53324625499.
3125499.
3684064562.
133888.
69104351064.
571064.
5717.
5356.
096.
09141307.
427.42
六、弯曲应力校核如下危险截面的x坐标63mm直径40mm危险截面的弯矩M59000N·mm扭矩T
80456.31N·mm截面的计算工作应力
12.32MPa许用疲劳应力180MPa63mm处弯曲应力校核通过结论弯曲应力校核通过
七、安全系数校核如下疲劳强度校核如下危险截面的x坐标63mm直径40mm危险截面的弯矩M59000N·mm扭矩T
80456.31N·mm有效应力集中系数(弯曲作用)
2.05(扭转作用)
1.55截面的疲劳强度安全系数S
8.95许用安全系数[S]
2.063mm处疲劳强度校核通过结论疲劳强度校核通过
八、扭转刚度校核如下圆轴的扭转角
0.18°许用扭转变形
0.9°/m扭转刚度校核通过
九、弯曲刚度校核如下挠度计算如下x/mmνi/mm
12.
1250.
00207924.
250.
00138636.
3750.
00069348.
50522.125-
0.
000693635.75-
0.
001199749.375-
0.001581863-
0.
001635976.625-
0.
0012521090.25-
0.
00084611103.875-
0.
00042412117.
5013132.
31250.
00042414147.
1250.
00084815161.
93750.
00127216176.
750.
00169717191.
56250.002121许用挠度系数
0.003最大挠度
0.002121mm弯曲刚度校核通过
十、临界转速计算如下当量直径dv
35.83mm轴截面的惯性距I
80901.54mm^4支承距离与L的比值
0.46轴所受的重力400N支座形式系数λ
19.0轴的一阶临界转速ncr
115158.2r/min
十一、画零件图垂直面剪切力(单位N)图水平面剪切力(单位N)图垂直弯矩(单位N*mm)图水平弯矩(单位N*mm)图合成弯矩图(单位N*mm)扭矩(单位N*mm)图II轴的设计
1、选材45钢,HB=217-255HBS,=650Mp,=360Mp,c=
1152、初估直径==
25.01mm则取最小直径为35mm
3、作用在齿轮上的力大齿轮=小齿轮=经机械设计软件
3.0校核如下II轴的设计过程如下
一、轴的总体设计信息如下轴的编号002轴的名称阶梯轴轴的转向方式单向恒定轴的工作情况无腐蚀条件轴的转速
161.32r/min功率:
1.66kW转矩
98270.52N·mm所设计的轴是实心轴材料牌号45调质硬度HB230抗拉强度650MPa屈服点360MPa弯曲疲劳极限270MPa扭转疲劳极限155MPa许用静应力260MPa许用疲劳应力180MPa
二、确定轴的最小直径如下所设计的轴是实心轴A值为115许用剪应力范围30~40MPa最小直径的理论计算值
25.01mm满足设计的最小轴径35mm
三、轴的结构造型如下轴各段直径长度长度直径18mm35mm10mm35mm62mm40mm85mm50mm57mm40mm10mm35mm18mm35mm轴的总长度260mm轴的段数7轴段的载荷信息直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩35mm23mm0N0N·mm0N0N·mm
98270.52N·mm40mm59mm
1277.5N
75372.5N·mm
3459.5N
204110.5N·mm
98270.52N·mm50mm
132.5mm0N0N·mm0N0N·mm
98270.52N·mm40mm
203.5mm
325.2N
66178.2N·mm
880.6N
179202.1N·mm
98270.52N·mm35mm237mm0N0N·mm0N0N·mm
98270.52N·mm轴所受支撑的信息直径距左端距离35mm9mm35mm251mm
四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1垂直支反力Rv19mm-
4501.47N-
1662.26N距左端距离水平支反力Rh2垂直支反力Rv2251mm
161.41N
59.6N
五、内力x/mmd/mmm1/N·mmm2/N·mm
93500233567180.
0567180.
045940239928.
7922346.
36132.
550103985.
69103985.
68203.
540182848.
158183.
11237352420.
762420.
762513514.
3814.38
六、弯曲应力校核如下危险截面的x坐标49mm直径40mm危险截面的弯矩M192000N·mm扭矩T
294811.56N·mm截面的计算工作应力
42.39MPa许用疲劳应力180MPa49mm处弯曲应力校核通过结论弯曲应力校核通过
七、安全系数校核如下疲劳强度校核如下危险截面的x坐标49mm直径40mm危险截面的弯矩M192000N·mm扭矩T
294811.56N·mm有效应力集中系数(弯曲作用)
2.05(扭转作用)
1.55截面的疲劳强度安全系数S
2.59许用安全系数[S]
2.049mm处疲劳强度校核通过结论疲劳强度校核通过
八、扭转刚度校核如下圆轴的扭转角
0.21°许用扭转变形
0.9°/m扭转刚度校核通过
九、弯曲刚度校核如下挠度计算如下x/mmνi/mm
12.
250.
02122224.
50.
01414836.
750.
007074490529.1666666666667-
0.
007074649.3333333333333-
0.
012581769.5-
0.
014957889.6666666666667-
0.
0167839109.833333333333-
0.01769610130-
0.
01808711150.166666666667-
0.
01780712170.333333333333-
0.
01670713190.5-
0.
0146414210.666666666667-
0.
00984815230.833333333333-
0.004943许用挠度系数
0.003最大挠度-
0.018087mm弯曲刚度校核通过
十、临界转速计算如下当量直径dv
46.15mm轴截面的惯性距I
222667.25mm^4支承距离与L的比值
0.93轴所受的重力400N支座形式系数λ
19.0轴的一阶临界转速ncr
121747.3r/min
十一、画零件图垂直面剪切力(单位N)图水平面剪切力(单位N)图垂直弯矩(单位N*mm)图水平弯矩(单位N*mm)图合成弯矩图(单位N*mm)扭矩(单位N*mm)图III轴的设计
1、选材45钢,HB=217-255HBS,=650Mp,=360Mp,c=
1152、初估直径==
38.53mm联轴器取标准,则取最小直径为50mm
3、作用在齿轮上的力大齿轮=NNN经机械设计软件
3.0校核如下III轴的设计过程如下
一、轴的总体设计信息如下轴的编号003轴的名称阶梯轴轴的转向方式单向恒定轴的工作情况无腐蚀条件轴的转速
41.86r/min功率:
1.578kW转矩
360007.17N·mm所设计的轴是实心轴材料牌号45调质硬度HB230抗拉强度650MPa屈服点360MPa弯曲疲劳极限270MPa扭转疲劳极限155MPa许用静应力260MPa许用疲劳应力180MPa
二、确定轴的最小直径如下所设计的轴是实心轴A值为115许用剪应力范围30~40MPa最小直径的理论计算值
38.56mm满足设计的最小轴径50mm
三、轴的结构造型如下轴各段直径长度长度直径17mm60mm10mm60mm10mm75mm57mm65mm10mm60mm17mm60mm40mm55mm112mm50mm轴的总长度273mm轴的段数8轴段的载荷信息直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩60mm22mm0N0N·mm0N0N·mm
360007.17N•mm75mm32mm0N0N·mm0N0N·mm
360007.17N•mm65mm
65.5mm
1191.25N
78026.875N•mm
3226.13N
211311.515N•mm
360007.17N•mm60mm99mm0N0N·mm0N0N·mm
360007.17N•mm55mm141mm0N0N·mm0N0N·mm
360007.17N•mm50mm217mm0N0N·mm0N0N·mm
360007.17N•mm轴所受支撑的信息直径距左端距离60mm
8.5mm60mm
112.5mm
四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1垂直支反力Rv
18.5mm-
3489.76N-
1288.57N距左端距离水平支反力Rh2垂直支反力Rv
2112.5mm
263.67N
97.36N
五、内力x/mmd/mmm1/N·mmm2/N·mm
8.
5600.
530.
538.
5600.
530.
53226050220.
7750220.
76327587421.
3387421.
3265.
565212043.
2813213.
7899603799.
633799.
63112.
5606.
396.391415588
六、弯曲应力校核如下危险截面的x坐标60mm直径65mm危险截面的弯矩M192000N·mm扭矩T
1080021.51N·mm截面的计算工作应力
26.5MPa许用疲劳应力180MPa60mm处弯曲应力校核通过结论弯曲应力校核通过
七、安全系数校核如下疲劳强度校核如下危险截面的x坐标60mm直径65mm危险截面的弯矩M192000N·mm扭矩T
1080021.51N·mm有效应力集中系数(弯曲作用)
2.05(扭转作用)
1.55截面的疲劳强度安全系数S
3.55许用安全系数[S]
2.060mm处疲劳强度校核通过结论疲劳强度校核通过
八、扭转刚度校核如下圆轴的扭转角
0.23°许用扭转变形
0.9°/m扭转刚度校核通过
九、弯曲刚度校核如下挠度计算如下x/mmνi/mm
12.
1250.
00084624.
250.
00056436.
3750.
00028248.
50521.5-
0.
000282634.5-
0.
000499747.5-
0.
000664860.5-
0.
000689973.5-
0.
0005281086.5-
0.
0003561199.5-
0.
00017712112.
5013132.
56250.
00017714152.
6250.
00035415172.
68750.
00053116192.
750.
00070817212.
81250.000885许用挠度系数
0.003最大挠度
0.000885mm弯曲刚度校核通过
十、临界转速计算如下当量直径dv
62.1mm轴截面的惯性距I
730021.97mm^4支承距离与L的比值
0.38轴所受的重力400N支座形式系数λ
19.0轴的一阶临界转速ncr
136598.33r/min
十一、画零件图垂直面剪切力(单位N)图水平面剪切力(单位N)图垂直弯矩(单位N*mm)图水平弯矩(单位N*mm)图合成弯矩图(单位N*mm)扭矩(单位N*mm)图
六、轴承的选择和计算选择轴承
1、选择轴承轴承1角接触球轴承7207AC(GB/T292-1994)轴承2圆锥滚子轴承30207(GB/T297-1994)轴承3圆锥滚子轴承32912(GB/T297-1994)
2、校核轴承轴承的寿命计算公式为Lh=1)I轴用轴承1,根据机械设计软件手册
3.0校核如下7207AC滚动轴承设计报告
一、设计信息 设计者Name=lcf 设计单位Comp=06测控信息 设计日期Date=2009-1-10 设计时间Time=18:26:08
二、设计参数 径向力Fr=
348.69N 轴向力Fa=
161.41N 轴颈直径d1=35mm 转速n=
621.74r/min 要求寿命Lh=48000h 温度系数ft=1 润滑方式Grease=油润滑
三、被选轴承信息 轴承类型BType=角接触球轴承 轴承型号BCode=7207AC 轴承内径d=35mm 轴承外径D=72mm 轴承宽度B=17mm 基本额定动载荷C=29000N 基本额定静载荷Co=19200N 极限转速油nlimy=11000r/min
四、当量动载荷 接触角a=25度 负荷系数fp=
1.5 判断系数e=
0.68 径向载荷系数X=1 轴向载荷系数Y=0 当量动载荷P=
383.559N 轴承所需基本额定动载荷C=
4657.64N
五、校核轴承寿命 轴承寿命Lh=11586103h 验算结果Test=合格2)II轴用轴承2,根据机械设计软件手册
3.0校核如下30207滚动轴承设计报告
一、设计信息 设计者Name=lcf 设计单位Comp=06测控信息 设计日期Date=2009-1-10 设计时间Time=14:04:24
二、设计参数 径向力Fr=
1277.5N 轴向力Fa=
3459.5N 轴颈直径d1=35mm 转速n=
161.32r/min 要求寿命Lh=48000h 温度系数ft=1 润滑方式Grease=油润滑
三、被选轴承信息 轴承类型BType=圆锥滚子轴承 轴承型号BCode=30207 轴承内径d=35mm 轴承外径D=72mm BT=18 基本额定动载荷C=54200N 基本额定静载荷Co=63500N 极限转速油nlimy=6700r/min
四、当量动载荷 接触角a=10度 负荷系数fp=
1.2 判断系数e=
0.973 径向载荷系数X=
0.4 轴向载荷系数Y=
0.617 当量动载荷P=
2910.063N 额定动载荷计算值C=
18369.893N
五、校核轴承寿命 轴承寿命Lh=1767639h验算结果Test=合格3)III轴用轴承3,根据机械设计软件手册
3.0校核如下32912滚动轴承设计报告
一、设计信息设计者Name=lcf设计单位Comp=06测控信息设计日期Date=2009-1-10设计时间Time=14:04:24
二、设计参数径向力Fr=
1191.25N轴向力Fa=
551.45N轴颈直径d1=60mm转速n=
41.86r/min要求寿命Lh=48000h温度系数ft=1润滑方式Grease=油润滑
三、被选轴承信息轴承类型BType=圆锥滚子轴承轴承型号BCode=32912轴承内径d=60mm轴承外径D=85mm轴承宽度BT=17基本额定动载荷C=46000N基本额定静载荷Co=73000N极限转速油nlimy=5000r/min
四、当量动载荷接触角a=10度负荷系数fp=
1.2判断系数e=
0.973径向载荷系数X=1轴向载荷系数Y=0当量动载荷P=
1310.375N额定动载荷计算值C=
5518.43N
五、校核轴承寿命轴承寿命Lh=56330272h验算结果Test=合格
七、选择联轴器选用HL弹性柱销联轴器,根据公称转矩Tn=354此时应与轴的直径d=35mm,轴长为82mm,考虑选用HL3(GB/T5014-1995),但由于轴的刚度不够,轴的直径需加大,则需选用HL4弹性柱销联轴器(GB/T5014-1995),联轴器的孔径为50mm,轴孔长为112mm工作情况系数为计算转矩为HL4弹性柱销联轴器主要参数如下公称转矩Tn=1250轴孔直径d=50mm轴孔长L=112mm许用转速[m]=4000r/min外直径D=195mm质量m=22kg转动惯量为
0.6键的选择及校核计算选用圆头普通平键A型(GB/T1096-2003)项目代号直径(mm)有效长度(mm)工作高度(mm)转矩()许用应力(Mpa)高速轴
25622.
82682310140383.226823101中间轴
40383.
29862810140383.298628101低速轴
65304.836001610150844360016101经机械设计软件
3.0校核如下高速轴小齿轮键平键连接(静连接)校核计算结果 传递的转矩T=26823N·mm 轴的直径d=40mm 键的类型 sType=A型 键的截面尺寸 b×h=12x8mm 键的长度 L=50mm 键的有效长度 L0=
38.000mm 接触高度 k=
3.200mm 最弱的材料 Met=钢 载荷类型 PType=轻微冲击载荷 许用应力 [σp]=101MPa 计算应力 σp=
11.029MPa 校核计算结果σ≤[σ]满足中间轴大小齿轮键平键连接(静连接)校核计算结果 传递的转矩T=98268N·mm 轴的直径d=40mm 键的类型 sType=A型 键的截面尺寸 b×h=12x8mm 键的长度 L=50mm 键的有效长度 L0=
38.000mm 接触高度 k=
3.200mm 最弱的材料 Met=钢 载荷类型 PType=轻微冲击载荷 许用应力 [σp]=101MPa 计算应力 σp=
40.406MPa 校核计算结果σ≤[σ]满足低速轴大齿轮键平键连接(静连接)校核计算结果 传递的转矩T=360016N·mm 轴的直径d=65mm 键的类型 sType=A型 键的截面尺寸 b×h=20x12mm 键的长度 L=50mm 键的有效长度 L0=
30.000mm 接触高度 k=
4.800mm 最弱的材料 Met=钢 载荷类型 PType=轻微冲击载荷 许用应力 [σp]=101MPa 计算应力 σp=
76.926MPa 校核计算结果σ≤[σ]满足计算结果Pw=
1.44kwη1=
0.96η2=
0.98η3=
0.97η4=
0.99η5=
0.96Pd=
1.819kwn=
41.86r/minia=
34.16i=
14.85i1=i2=
3.854n1=
621.74r/minn2=
161.32r/min3=
41.86r/minn4=
41.86r/minP1=
1.746kwP2=
1.660kwP3=
1.578kwP4=
1.531kwTd=
12.148NmT1=
26.823NmT2=
98.268NmT3=
360.016NmT4=
349.287Nmσlimb1=836N/mm2σlimb2=569N/mm2SH=
1.1NH=
4.65108NHo=
1.7107KHL=1[σH]2=
517.27N/mm2σFlimb1=600N/mm2σFlimb2=450N/mm2SF=2KFC=1KFL=1[σF]1=300N/mm2[σF]2=225N/mm2Kd=73ψd=1Kβ=
1.05d1=
57.38=140mmmn=2mmZ1+Z2=138Z1=28Z2=110合格β=
9.7od1=
56.81mmd2=
223.19mmb=
56.81mmb2=60mmb1=65mmZH=
1.73ZΕ=
189.8=
1.71=
0.95Zε=
0.79V=
0.48m/sKv=
1.04σH=
314.96/mm2接触应力校核通过YF1=
3.9YF2=
3.76=
0.62=
0.
9372.09N/mm2弯曲强度校核通过d1=
57.68mmmn=2mmZ1+Z2=138Z1=28Z2=110合格d1=
56.81mmd2=
223.19mmb=
56.81mmb2=60mmb1=65mmσH=
164.55N/mm2接触应力校核通过YF1=
3.9YF2=
3.
7619.68N/mm2弯曲强度校核通过浸油润滑开设油沟,飞溅润滑选用L-AN15润滑油密封圈型号JB/ZQ4046-1997毡圈30,毡圈55轴的初选与轴的校核合为同一步骤d
16.22则取最小直径为25mmFt1=
944.31NFr1=
348.69NFa1=
161.41N弯曲疲劳极限270MPa扭转疲劳极限155MPa许用静应力260MPa许用疲劳应力180MPa许用剪应力范围30~40MPa长度直径17mm35mm10mm35mm10mm46mm62mm40mm10mm35mm17mm35mm30mm30mm80mm25mm轴的总长度236mm轴的段数8Rh1=-
1017.91NRv1=-
375.83NRh2=
73.64NRv2=
27.19N危险截面工作应力
12.32MPa弯曲应力校核通过危险截面疲劳强度安全系数S
8.95疲劳强度校核通过圆轴的扭转角
0.18°扭转刚度校核通过许用挠度系数
0.003最大挠度
0.002121mm弯曲刚度校核通过ncr1=
15158.2r/mind
25.01mm取最小直径为35mmFr2=
880.6NFr2=
325.2NFa2=
150.5NFt3=
3459.5NFr3=
1277.5NFa3=
591.3N弯曲疲劳极限270MPa扭转疲劳极限155MPa许用静应力260MPa许用疲劳应力180MPa许用剪应力范围30~40MPa长度直径18mm35mm10mm35mm62mm40mm85mm50mm57mm40mm10mm35mm18mm35mm轴的总长度260mm轴的段数7Rh1=-
4501.47NRv1=-
1662.26NRh2=
161.41NRv2=
59.6N危险截面工作应力
42.39MPa弯曲应力校核通过危险截面疲劳强度安全系数S
2.59疲劳强度校核通过圆轴的扭转角
0.21°扭转刚度校核通过许用挠度系数
0.003最大挠度-
0.018087mm弯曲刚度校核通过ncr
121747.3r/mind
38.5取最小直径为50mmFt4=
3226.13NFr4=
1191.25NFa4=
551.45N弯曲疲劳极限270MPa扭转疲劳极限155MPa许用静应力260MPa许用疲劳应力180MPa许用剪应力范围30~40MPa长度直径17mm60mm10mm60mm10mm75mm57mm65mm10mm60mm17mm60mm40mm55mm112mm50mm轴的总长度273mm轴的段数8Rh1=-
3489.76NRv1=-
1288.57NRh2=
263.67NRv2=
97.36N危险截面工作应力
26.5MPa许用疲劳应力180MPa弯曲应力校核通过危险截面疲劳强度安全系数S
3.55疲劳强度校核通过扭转刚度校核通过弯曲刚度校核通过ncr
136598.33r/min角接触球轴承7207AC圆锥滚子轴承30207圆锥滚子轴承32912基本额定动载荷C=29000N基本额定静载荷Co=19200N极限转速油nlimy=11000r/min当量动载荷P=
383.559N轴承所需基本额定动载荷C=
4657.64N轴承寿命Lh=11586103h合格基本额定动载荷C=54200N基本额定静载荷Co=63500N当量动载荷P=
2910.063N额定动载荷计算值C=
18369.893N合格基本额定动载荷C=46000N基本额定静载荷Co=73000N极限转速油nlimy=5000r/min当量动载荷P=
1310.375N额定动载荷计算值C=
5518.43N轴承寿命Lh=56330272h合格选用HL4弹性柱销联轴器许用应力 [σp]=101MPa计算应力 σp=
11.029MPa合格许用应力 [σp]=101MPa计算应力 σp=
40.406MPa合格许用应力 [σp]=101MPa计算应力 σp=
76.926MPa合格减速器的附件设计名称符号计算公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M16盖与座联结螺栓直径=(
0.
50.6)M10轴承端盖螺钉直径=(
0.
40.5)M8窥视孔盖螺钉直径=(
0.
30.4)M8定位销直径=(
0.
70.8)M8,,至外箱壁的距离查手册表262218,至凸缘边缘距离查手册表2416外箱壁至轴承端面距离=++
(810)50大齿轮顶圆与内箱壁距离
1.215齿轮端面与内箱壁距离10箱盖,箱座肋厚88轴承端盖外径+(
55.5)112(1轴)112(2轴)125(3轴)轴承旁联结螺栓距离112(1轴)112(2轴)125(3轴)设计小结这次的课程设计,时间很紧迫,有些设计是根据机械设计手册
3.0(软件版)来计算总的来说这次的设计存在许多缺点,但对我来说,这是非常有意义的我在这次的设计中学会很多,同学间的互相帮助,查阅书籍,咨询老师同时我也温习了之前学过的一些知识,而且还学会了新知识参考资料
1、《机械零件设计手册》,机械工业出版社,吴宗泽主编,2004年1月第一版;
2、《精密机械设计》,机械工业出版社,庞振基,黄其圣主编,2008年1月第一版;
3、《机械设计课程设计》,北京航空航天大学出版社,任嘉卉、李建平、王之栎、马纲编著,2001年1月第一版;
4、《机械设计课程设计图册》,高等教育出版社,龚溎义、潘沛霖、陈秀、严国良编编,龚溎义主编,1965年12月第一版,1989年5月第三版。