还剩35页未读,继续阅读
本资源只提供10页预览,全部文档请下载后查看!喜欢就下载吧,查找使用更方便
文本内容:
机械设计课程设计计算说明书设计题目带式输送机传动装置学院专业班级设计者学号指导教师完成日期目录一TOC\o1-3\h\u机械设计任务书
31.1设计题目
31.2原始数据
31.3已知条件及设计内容要求
31.4设计工作量4二传动方案拟定5三电动机的选择
53.1电动机类型的选择
53.2选择电动机的容量
53.3确定电动机转速
63.4确定电动机型号6四运动、动力学参数计算
74.1总传动比
74.2分配传动比
74.3计算各轴转速
74.4计算各轴的输入功率
74.5计算各轴输入转矩
85.1圆锥直齿轮的设计计算
85.
1.1选定齿轮精度等级,材料和确定许用应力
85.
1.2按接触疲劳强度进行设计计算
95.
1.3按齿根弯曲疲劳强度设计
105.2圆柱斜齿轮的设计计算
125.
2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
125.
2.2按齿面接触强度进行设计计算
125.
2.3按齿根弯曲强度进行设计
145.
2.4几何尺寸计算15六轴的设计计算
166.1输入轴轴I的设计计算
166.
1.1求作用在齿轮上的力
166.
1.2初步确定轴的最小直径并选择联轴器
166.
1.3轴的结构设计
176.
1.4求轴上的载荷
186.
1.5按弯扭合成应力校核轴的强度
206.2中间轴轴II的设计计算
206.
2.1确定中间轴上各齿轮的力
206.
2.2初步确定轴的最小直径
206.
2.3轴的结构设计
216.
2.4求轴上的载荷
226.
2.5按弯扭合成应力校核轴的强度
236.3输出轴轴Ⅲ的设计计算
236.
3.1确定输出轴上作用在齿轮上的力
236.
3.2初步确定轴的最小直径
246.
3.3轴的结构设计
246.
3.4求轴上的载荷
256.
3.5按弯扭合成应力校核轴的强度
276.
3.6精确校核轴的疲劳强度27七轴承的选择与计算
297.1输入轴滚动轴承校核
297.2中间轴滚动轴承校核
307.3输出轴滚动轴承校核31八键连接的选择及校核计算
328.1输入轴上的键的校核
328.
1.1校核联轴器处的键连接
328.
1.2校核圆锥齿轮处的键联接
328.2中间轴上的键的校核
328.
2.1校核圆锥齿轮处的键连接
328.
2.2校核圆柱齿轮处的键连接
338.3输出轴上的键的校核
338.
3.1校核联轴器处的键连接
338.
3.2校核圆柱齿轮处的键连接33九联轴器的选择33十减速器箱体结构尺寸33十一减速器附件的选择35十二齿轮的密封与润滑35十三设计小结35主要参考文献36(重庆交通大学)机械设计任务书设计题目带式输送机传动装置设计者学号一
(一)、设计题目设计带式输送机传动装置1-电动机;2-联轴器;3-减速器;4-滚筒;5-输送带
(二)、原始数据输送带拉力F/kN输送带速度V/m/s滚筒直径D/mm折旧期(年)滚筒效率j
42.
045080.96
(三)、已知条件及设计内容要求
1、输送带工作速度v允许输送带速度误差为+5%,滚筒效率j包括滚筒与轴的效率损失;
2、工作情况两班制,连续单项运转,载荷较平衡;
3、工作环境室内,灰尘较大,环境最高温度35C;
4、动力来源电力,三相交流,电压380/220V;
5、检修间隔期四年一次大修,二年一次中修,半年一次小修;
6、制造条件及生产批量一般机械厂制造,小批量生产
(四)、设计工作量
1、减速器装配图1张(A0纸);
2、轴和齿轮的零件工作图2张;
3、设计说明书一份计算过程及计算说明二传动方案拟定运动简图如下由图可知,该设备原动机为电动机,传动装置为减速器,工作机为带式输送机减速器为水平圆锥--圆柱齿轮的二级传动,锥齿轮布置在高速级,使其直径不致过大,便于加工三电动机的选择
1、电动机类型的选择按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y系列全封闭式自扇冷鼠笼型三相异步电动机,电压为380/220V
2、选择电动机的容量工作机所需功率从电动机到工作机输送带间的总效率η∑=η12×η23×η3×η4×η5式中,η
1、η
2、η
3、η
4、η5分别为联轴器、轴承、锥齿轮传动、斜齿轮传动和滚筒的传动效率若齿轮均选择8级精度查《机械设计课程设计》(第五版)表
9.1可知,η1=
0.99,η2=
0.98,η3=
0.97,η4=
0.97,另根据已知条件η5=
0.96,则η∑=
0.992×
0.983×
0.97×
0.97×
0.96=
0.833电动机的输出功率
3、确定电动机转速按表
9.1推荐的传动比合理范围,圆锥--圆柱齿轮减速器传动比i∑’=10~25而工作机卷筒轴的转速为r/min故电动机转速的可选范围为nd=i∑’×nw=(10~25)×85=850~2125r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min两种综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为1000r/min的电动机
4、确定电动机型号根据电动机的类型、容量和转速,查《机械设计课程设计》(第五版)表
15.1选定电动机型号为Y160L-6其主要性能及电动机主要外形和安装尺寸如下表所示电动机型号额定功率/kW满载转速r/minY160L-
6119702.
02.0mm型号HABCDEF×GDGKbb1b2hAABBHAL1Y160L-61602542541084211012×837153252551653857031420645四运动、动力学参数计算
1、总传动比i∑=nm/nw=970/85=
11.
412、分配传动比:对于圆锥圆柱齿轮减速器,高速级锥齿轮啮合的传动比i1≈
0.25i∑=
2.85,则圆柱齿轮啮合的传动比i2=i/i1=
11.41/
2.85=
4.
003、计算各轴转速(r/min)I轴nI=nm=970II轴nII=nI/i1=970/
2.85≈
340.4III轴nIII=nII/i2=
340.4/
4.00=
85.1滚筒轴nw=nIII=
85.
14、计算各轴的输入功率(kW)I轴PI=Pdη1=
9.6×
0.99=
9.5II轴PII=PIη2η3=
9.5×
0.98×
0.97=
9.03III轴PIII=PIIη2η4=
9.03×
0.98×
0.97=
8.58滚筒轴PIV=PⅢη2η1=
8.58×
0.98×
0.99=
8.
325、计算各轴输入转矩(N·m)电动机的输出转矩Td为故I轴TI=Tdη1=
94.52×
0.99=
93.57II轴TII=TIη2η3i1=
93.57×
0.98×
0.97×
2.85=
253.50III轴TIII=TIIη2η4i2=
253.50×
0.98×
0.97×
4.0=
963.91滚筒轴TW=TIIIη2η1=
935.19将上述结果汇总于下表,以备查用参数轴名电机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴滚筒轴转速r/min
970970340.
485.
185.1功率P/kW
9.
69.
59.
038.
588.32转矩/n*m
94.
5293.
57253.
50963.
91935.19传动比
12.
854.001效率
0.
990.
950.
950.
996、验证带速误差,适合!五传动零件的设计计算
1、圆锥直齿轮的设计计算已知输入功率P1=PⅠ=
9.5kW小齿轮转速为970r/min,大齿轮转速为
340.4r/min,齿数比为u=i1=
2.85,由电动机驱动,工作寿命为10年(每年工作365天),两班制,输送机连续单向运转,载荷较平稳
(1)选定齿轮精度等级,材料和确定许用应力1)该减速器为通用减速器,选用7级精度(GB10095-88),齿形角,齿顶高系数,顶隙系数,螺旋角,不变位2)材料选择由《机械设计(第八版)》表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS3)选小齿轮齿数z1=25大齿轮齿数z2=u×z1=
2.85×25=
71.25,取z2=71
(2)按接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算,即d1≥
(1)确定公式内的各计算值1由《机械设计(第八版)》表10-6查得材料弹性影响系数2)由《机械设计(第八版)》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限3)计算应力循环次数小齿轮:N1=60n2jLh=60×970×1×2×8×365×8=
2.719×109大齿轮=
9.54×1084由《机械设计(第八版)》图10-19查得接触批量寿命系数KHN1=
0.94;KHN2=
0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得6试选,查得所以,7)选齿宽系数;8)计算小齿轮的转矩93570N·mm2计算1)试算小齿轮的分度圆直径,带入中的较小值得d1t≥mm2)计算圆周速度v3)计算载荷系数由《机械设计(第八版)》表10-2查得使用系数;根据v=
5.16m/s,7级精度,由《机械设计(第八版)》图10-8查得动载系数KV=
1.15;直齿轮;根据大齿轮两端支撑,小齿轮作悬臂布置,查《机械设计(第八版)》表得轴承系数,则接触强度载荷系数:4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径计算大端模数m
(3)按齿根弯曲疲劳强度设计公式m≥
(1)确定公式内的各计算值由《机械设计(第八版)》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限由《机械设计(第八版)》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=
0.91,KFN2=
0.92;3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4,则,4确定弯曲强度载荷系数:计算节圆锥角;δ2=90°-
19.335°=
70.665°计算当量齿数由《机械设计(第八版)》表10-5查得齿形系数YFa1=
2.60YFa2=
2.06;应力校正系数YSa1=
1.595YSa2=
1.97计算大小齿轮的并加以比较;大齿轮的数值大2设计计算m≥=mm=
3.11mm对比计算结果,齿面接触疲劳强度计算的模数m大于按齿根弯曲疲劳强度计算的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲疲劳强度算得的模数
3.11mm并就近圆整为标准值m=
3.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=
100.16mm,算出小齿轮齿数z1=大齿轮齿数z2=u·z1=
2.85×29=
82.65取z2=83这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到了结构紧凑,避免浪费
(3)几何尺寸计算u=圆整并确定齿宽b=ΦRR=1/3×
153.76=
51.25mm取b1=b2=51mm
2、圆柱斜齿轮的设计计算已知输入功率
9.03kW,小齿轮转速为
340.4r/min,齿数比为u=i2=
4.00,电动机驱动,工作寿命为8年(每年工作365天)两班制,带式输送机,连续单向运转,载荷较平稳
(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)根据传动方案图,选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度GB10095-883)材料选择由《机械设计(第八版)》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS4)选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=u·z1=
4.00×24=965)选取螺旋角初选螺旋角
(2)按齿面接触强度进行设计计算由设计计算公式进行试算,即
(1)确定公式内的各计算数值1)试选Kt=
1.62)由《机械设计(第八版)》图10-30选取区域系数3)由《机械设计(第八版)》图10-26查得,εɑ1=
0.765,εɑ2=
0.880,则εɑ=εɑ1+εɑ2=
0.765+
0.880=
1.6454)由《机械设计(第八版)》表10-6查得材料的弹性影响系数5)计算小齿轮传递的转矩由《机械设计(第八版)》表10-7选取齿宽系数Φd=17)由《机械设计(第八版)》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限8)计算应力循环次数小齿轮:N3=60nIIjLh=60×
340.4×1×(2×8×365×8)=
9.542×108大齿轮:由《机械设计(第八版)》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=
0.95,KHN2=
0.9610)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得故许用接触应力[σH]=2计算1)试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得=计算圆周速度v计算齿宽b及模数mntb=Φdd1t=1×
75.81mm=
75.81mmmnt=h=
2.25mnt=
2.25×
3.06mm=
6.89mmb/h=
75.81/
6.89=
11.00计算纵向重合度εβ=
0.318Φdz1tanβ=
0.318×1×24×tan14°=
1.903计算载荷系数已知使用系数KA=1,根据v=
1.35m/s,7级精度,由《机械设计(第八版)》图10-8查得动载系数KV=
1.06;由《机械设计(第八版)》表10-3查得KHɑ=KFɑ=
1.2,表10-4查得KHβ=
1.426,图10-13查得KFβ=
1.37故载荷系数K=KAKVKHɑKHβ=1×
1.06×
1.2×
1.426=
1.81396)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得计算模数mnt
(3)按齿根弯曲强度进行设计由设计公式进行试算
(1)确定计算参数1)计算载荷系数K=KAKVKFɑKFβ=
1.0×
1.06×
1.1×
1.37=
1.59742根据重合度,由《机械设计(第八版)》图10-28查得螺旋角影响系数3)由《机械设计(第八版)》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限4)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=
0.92,KFN2=
0.945)计算弯曲疲劳许用应力6)计算当量齿数由表10-5查得齿形系数YFa1=
2.592YFa2=
2.176;应力校正系数YSa1=
1.596YSa2=
1.795计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大
(2)设计计算=对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn=
2.5mm已可满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=
79.05mm来计算应有的齿数于是由取z1=31则z2=uz1=
4.00×31=124
(4)几何尺寸计算1)计算中心距将中心距圆整为200mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故参数、等不必修正计算大小齿轮的分度圆直径4计算齿轮宽度b=Φdd1=1×
80.00mm=
80.00mm圆整后取B2=80mm;B1=85mm5齿顶高ha=mnhan*+xn=
2.5×1=
2.5mm6齿根高hf=mnhan*+cn-xn=
2.5×1+
0.25=
3.125mm7齿顶圆直径da1=d1+2ha=
80.00+2×
2.5=
85.00mmda2=d2+2ha=
320.00+2×
2.5=
325.00mm8齿根圆直径df1=d1-2hf=
80.00-2×
3.125=
73.75mmdf2=d2-2hf=
320.00-2×
3.125=
313.75mm六轴的设计计算
1、输入轴轴I的设计计算已知PI=
9.5kWnI=970r/minTI=
93.57N·m
(1)求作用在齿轮上的力高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为根据《机械设计(第八版)》式10-22确定作用在锥齿轮上的圆周力、轴向力和径向力圆周力径向力Fr=Ft·tanɑ·cosδ1=
2212.6×tan20°×cos
19.272°=
760.2N轴向力Fa=Ft·tanɑ·sinδ1=
2212.6×tan20°×sin
19.272°=
265.8N2初步确定轴的最小直径并选择联轴器先按式15-2初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢(调质),根据表15-3,取,得,输入轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径dI-II,为了使所选的轴直径dI-II与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩Tca=KATI,查表14-1,由于转矩变化很小,故取,则:Tca=KATI=
1.3×
93.57N·m=
121.64N·m联轴器与轴之间周向定位采用键连接,对直径d≤100mm的轴,有一个键槽时,轴径增大3%~4%,故dmin=
23.96×3%~4%=
24.69~
24.92mm根据电动机型号Y160L-6,由《机械设计课程设计(第五版)》表
15.2及标准GB/T5014-2003,查得电动机轴径应取42mm,故选LT6型弹性套柱销联轴器42×112(GB/T4323-2002),其公称转矩Tn=250N·m主动端d1=48mmY型轴孔L1=112mm,A型键槽;从动端d2=40mmY型轴孔L1=112mm,A型键槽
(3)轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案(如图所示)2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径左端用轴端档圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=52mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I—II段的长度应比L1略短些,现取lI-II=82mm2)初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力,选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据,根据GB/T297-1994初步选圆锥滚子轴承30210,其基本尺寸,,则,而取这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,根据GB/T297-1994,30210型轴承的安装尺寸,因此取3)为了使轴具有较大刚度,两轴承支点距离不宜过小,一般取,故取,所以圆整,取小锥齿轮的悬臂长度右边轴承右端面采用轴套定位,取4)取安装齿轮处VI-VII轴段的直径,齿轮轴孔深度取;为使套筒可靠地压紧轴承,轴承与锥齿轮间隔一轴套,取5)轴承端盖的总宽度为25mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离,故
(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接,按由《机械设计(第八版)》表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为56mm,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;半联轴器与轴的连接,选用平键为8mm×7mm×100mm,半联轴器与轴的配合为滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为k6
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参照《机械设计(第八版)》表15-2取轴端倒角为
(4)求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图轴上载荷大小如下表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=
1440.8NFNV1=
390.4NFNH2=
3653.4NFNV2=
1150.6N弯矩MMH1=-154886N·mmMH2=-4N·mmMV1=-41968N·mmMV2=11246N·mm总弯矩扭矩TTI=93570N·mm5按弯扭合成应力校核轴的强度根据载荷图及上表所示,可判断出危险截面,因轴的单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢(调质),由《机械设计(第八版表15-1查得,故安全
2、中间轴轴II的设计计算已知PII=
9.03kWnII=
340.4r/minTII=
253.50N·m
(1)确定中间轴上各齿轮的力圆柱斜齿轮Ft2=Ft=
2212.6N圆锥直齿轮Fr2=Fa=
265.8NFa2=Fr=
760.2N2初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径选取轴的材料为,调质处理根据《机械设计(第八版)》表15-3,取,得,中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和
(3)轴的结构设计1拟定轴的装配方案如下图所示2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚动轴承因轴承同时受到径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据dI-II=dV-VI
33.40mm,根据GB/T297-1994,初选圆锥滚子轴承30308,其尺寸a=23mm这对轴承均采用套筒进行轴向定位,根据GB/T297-1994,30308型轴承的安装尺寸,因此取套筒与轴承端面相接处外径为安装小圆柱斜齿轮的宽度B1=85mm,为使其右端能用轴套定位,轴段lIV-V=82mm,取轴径,则小圆柱齿轮的孔径为50mm,经验算其齿根圆与键槽底部的距离,齿轮与轴可分开制造2锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位,试取,则轮毂宽度,取,为了使套筒端面可靠地压紧端面,此轴段应略短于轮毂长,故取;齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度,故取,则取轴环处的直径为,轴环宽度,3)箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴,则取
(3)轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接,按由《机械设计(第八版)》表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为40mm,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;圆柱齿轮的周向定位采用平键连接,按由《机械设计(第八版)》表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为80mm,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为m64轴上圆角和倒角参照《机械设计(第八版)》表15-2取轴端倒角为
(4)求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图EMBEDAutoCAD.Drawing.17求轴上的载荷,各值列如下表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-
696.1NFNV1=1151NFNH2=-
3428.8NFNV2=
1495.9N弯矩MMH1=-
41647.7N·mmMH2=-220300N·mmMV1=
68864.3N·mmMV2=-
23150.3N·mmMV3=
31218.7N·mmMV4=
96118.7N·mm总弯矩扭矩TTII=
253.50N·m
(5)按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力前已选定轴的材料为(调质),,故安全合格
3、输出轴轴Ⅲ的设计计算已知输出轴功率为PIII=
8.58kW,转速为nIII=
85.1r/min转矩TIII=
963.91N·m大圆柱齿轮的直径为320mm,齿宽为80mm
(1)确定输出轴上作用在齿轮上的力圆柱斜齿轮(大)
(2)初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计(第八版)》表15-3,取,得,输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d1-2,为了使所选的轴直径d1-2与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩Tca=KATIII,查《机械设计(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小,故取,则Tca=KATIII=
1.3×963910N·mm=1253083N·mm根据GB/T5843-2003,选GY7型凸缘联轴器,其公称转矩为1600,取半联轴器的孔径,故取,选Y型半联轴器,长度
(3)轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案轴上零件的装配方案(见下图所示)
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段的直径,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故1-2段的长度应比略短些,现取2)初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力,可选用角接触球轴承,参照工作要求并根据,根据GB/T292-1994,初选角接触球轴承7214C,其尺寸为,a=
25.3,而轴承右端采用轴肩进行轴向定位,查得7214C型轴承的定位轴肩轴径,因此取;齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为80mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取,取,齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度,故取h=6,则轴环处的直径为轴环宽度,取3)轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离,故取;为保证圆柱斜齿轮能正对啮合,取轴段4)根据中间轴长度及箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴,得
(3)轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接对齿轮的定位,按d6-7由《机械设计(第八版)》表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为70mm,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样,半联轴器与轴的连接,选用平键,半联轴器与轴的配合为,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为m6
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参照《机械设计(第八版)》表15-2取轴端倒角-为
(4)求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图求轴上的载荷,各值列如下表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=
2021.4NFNV1=
2194.5NFNH2=
4316.1NFNV2=
186.6N弯矩MMH1=-
249036.5N·mmMV1=
270362.4N·mmMV2=
10762.4N·mm总弯矩扭矩TTIII=
963.91N·m
(5)按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力轴的材料为45钢(调质),查得,故安全合格
(6)精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面1~4段间截面只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的,所以这些截面无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面6和7过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况来看,6~7段中间处截面上应力最大,但应力集中不大且轴径最大,故不需校核;截面6的应力集中的影响和截面7的相近,但截面7不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必作强度校核因而该轴只需校核截面6左右两侧即可2截面6左侧抗弯截面系数W=
0.1d3=
0.1×923=
77868.8mm3抗扭截面系数WT=
0.2d3=
0.2×923=
155737.6mm3截面6左侧弯矩M为截面6上的扭矩TIII=963910N·mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢,调质处理由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计(第八版)》附表3-2查取因,经插值后查得又由《机械设计(第八版)》附图3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由《机械设计(第八版)》附图3-2及3-3的尺寸系数,扭转尺寸系数轴按磨削加工,由《机械设计(第八版)》附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理,即,则综合系数为碳钢的特性系数计算安全系数值故可知其安全截面6右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面6右侧弯矩M为截面6上的扭矩TIII=963910N·mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的,由《机械设计(第八版)》附表3-8用插值法求出,并取,于是得,轴按磨削加工,由《机械设计(第八版)》附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理,即,则综合系数为碳钢的特性系数计算安全系数值故该轴在截面6右侧的强度也是足够的此轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性,故可略去静强度校核七轴承的选择与计算
1、输入轴滚动轴承校核单列圆锥滚子轴承30210,查《机械设计课程设计(第五版)》表
12.4得则轴承内部轴向力所以,即则对减速器,由《机械设计(第八版)》表13-6,取动载系数fp=
1.5因大修期为4年,预期寿命为,故合格
2、中间轴滚动轴承校核单列圆锥滚子轴承30308,查《机械设计课程设计(第五版)》表
12.4得则轴承内部轴向力所以即则对减速器,由《机械设计(第八版)》表13-6,取动载系数fp=
1.5因大修期为4年,预期寿命为,故合格
3、输出轴滚动轴承校核角接触球轴承7214C,查《机械设计课程设计(第五版)》续表
12.2得则内部轴向力所以即由,查表得,故由,查表得,故对减速器,由《机械设计(第八版)》表13-6,取动载系数fp=
1.5因P1P2,故只需校核轴承1大修期为4年,预期寿命为,故合格八键连接的选择及校核计算
1.输入轴上的键的校核
(1)校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为,接触长度,载荷平稳,可选,则键联接所能传递的转矩为故满足要求
(2)校核圆锥齿轮处的键联接该处选用普通平键尺寸为,接触长度,则键联接所能传递的转矩为故满足要求
2.中间轴上的键的校核1校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为,接触长度,则键联接所能传递的转矩为故满足要求
(2)校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为,接触长度,则键联接所能传递的转矩为故满足要求
3.输出轴上的键的校核
(1)校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为,接触长度,则键联接所能传递的转矩为故满足要求
(2)校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为,接触长度,则键联接所能传递的转矩为故满足要求九联轴器的选择
1.输入轴联轴器查《机械设计课程设计》P155,取LT6型弹性套柱销联轴器42×112(GB/T4323-2002),其额定转矩250N·m,半联轴器的孔径d1=40mm轴孔长度L=82mm联轴器的轴配长度L1=60mm.
2.输出轴联轴器查《机械设计课程设计》P159,取GY7型凸缘联轴器,额定扭矩为1600其半联轴器的孔径d=55mm长度为112mm所选联轴器的额定扭矩均大于工作扭矩,故满足需求十减速器箱体结构尺寸名称符号结果机座壁厚10机盖壁厚8机座凸缘厚度15机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度25地脚螺栓Mdf直径M20地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓Md1直径M16机盖与机座连接螺栓Md2直径M10联接螺栓d2的间距l=150~200mm180轴承端盖螺栓Md3直径M8窥视孔盖螺栓Md4直径M8定位销直径8螺栓Mdf、Md
1、Md2至外机壁距离C1272317272317螺栓Mdf、Md
1、Md2至凸缘边缘距离C221152115轴承旁凸台半径R1=C221152115凸台高度h20外机壁至轴承座端面距离l1=C1+C2+(5~10)mm46大齿轮齿顶圆与内机壁距离12齿轮端面与内机壁距离10机盖筋板厚度7机座筋板厚度8轴承端盖外径D2135148223轴承旁联接螺栓距离S≈D2135148223十一减速器附件的选择由《机械设计课程设计》选择通气塞M16×
1.5A型压配式圆形油压表A32JB/T
7941.1-1995外六角螺塞及封油垫M14×
1.5箱座吊耳,吊环螺钉M16(GB/T825-1988),启盖螺钉M8十二齿轮的密封与润滑
1、齿轮的润滑采用浸油润滑,浸油高度为大齿轮的一个全齿高,取为35mm
2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为
3.4m/s,所以开设油沟、飞溅润滑润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于闭式齿轮设备,选用中负荷工业齿轮油220密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整,采用毡圈密封,结构简单密封防止外界的灰尘、水分等侵入油层,并防止润滑剂的漏失轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定十三设计小结通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计,我们真正的了解了机械设计的概念,在这次设计过程中,反反复复的演算一方面不断得让我们接进正确,另一方面也在考验我们我们的耐心,思维的严密性和做研究的严谨性我想这也是这次设计我们应该达到的,这些给我感受颇深通过几个星期的设计实践,我们真正感受到了设计过程的谨密性,为我们以后的学习工作打下了一定的基础机械设计是机械这门学科的基础的基础,是一门综合性较强的技术课程,他融汇了多门学科中的许多知识,例如,《机械设计》、《材料力学》、《工程力学》、《机械设计课程设计》等,我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识也让我们认识到,自己还有好多东西还未掌握,以后更要加深自己的知识内涵,同时,也非常感谢老师对我们悉心的指导,这才使我们能够完成此次设计由于时间紧迫,自己对已学知识还未能够深深掌握,过程中还存在着许多疏漏与欠妥之处,还恳请老师及时批评指正,谢谢!主要参考文献【1】濮良贵,纪名刚主编.机械设计[M].八版.北京高等教育出版社,
2006.【2】张锋,古乐主编.机械设计课程设计[M].五版.哈尔滨哈尔滨工业大学出版社,
2012.【3】廖念钊等编著.互换性与技术测量[M].六版.北京中国质检出版社,2012【4】孙桓,陈作模,葛文杰主编.机械原理[M].七版.北京高等教育出版社,
2006.【5】同济大学航空航天与力学学院基础力学教学研究部主编.材料力学[M].上海同济大学出版社,2008【6】荣涵锐主编.机械设计课程设计简明图册[M].哈尔滨哈尔滨工业大学出版社,2004【7】东华大学(原中国纺织大学)朱辉,曹桄等主编.画法几何及工程制图[M].六版.上海上海科学技术出版社,2007结果及注释F=4000NV=
2.0m/sD=450mmP=
8.0kWη∑=
0.833Pd=
9.6kWnw=85r/minnd=850~2125r/min电动机型号Y160L-6i∑=
11.41i1=
2.85i2=
4.00nI=970r/minnII=
340.4r/minnIII=
85.1r/minnw=
85.1r/minPI=
9.5kWPII=
9.03kWPIII=
8.58kWPIV=
8.32kWTd=
94.52N·mTI=
93.57N·mTII=
253.50N·mTIII=
963.91N·mTW=
935.19N·mV=
2.0051m/s圆锥直齿轮设计N1=
2.719×109N2=
9.54×108[σH]1=564MPa[σH]2=
522.5MPaK=
2.25T1=93570N·mmd1t≥
101.59mmv=
5.16m/sK=
2.1563d1=
100.16mmm=
4.006mm[σF]1=325MPa[σF]2=
249.71MPaK=
2.1563δ1=
19.335°δ2=
70.665°Zv1=26Zv2=214m≥
3.11mmz1=29z2=83d1=
101.5mmd2=
290.5mmdm1=
84.58mmdm2=
242.08mmu=
2.86δ1=
19.272°δ2=
70.728°R=
153.76mmb=
51.25mmb1=b2=51mm选z1=24z2=96εɑ=
1.645ZE=
189.8MPa½T3=
2.533×105N·mmΦd=1N3=
9.542×108N4=
2.386×108KHN1=
0.95KHN2=
0.96[σH]1=570MPa[σH]2=528MPa[σH]=549MPad1t≥
75.81mmv=
1.35m/sb=
75.81mmmnt=
3.06mmh=
6.89mmb/h=
11.00εβ=
1.903K=
1.8139d1t=
79.05mmmnt=
3.1959mmK=
1.5974KFN1=
0.92KFN2=
0.94mn≥
2.31mmz1=31z2=124a=
199.68mm≈200mmb=
80.00mmha=
2.5mmhf=
3.125mmda1=
85.00mmda2=
325.00mmdf1=
73.75mmdf2=
313.75mmFr=
760.2NFa=
265.8NTca=
121.64N·mFt2=
2212.6NFr2=
265.8NFa2=
760.2NlIV-V=82mmW=
77868.8mm3WT=
155737.6mm3TIII=963910N·mm图
1.1传动装置方案表
1.1传动原始数据图
2.1传动装置运动简图表
3.1电动机主要性能参数表
3.2电动机安装参数表
4.1各轴主要参数图
6.1输入轴轴I图
6.2输入轴轴I弯矩图表
6.1输入轴轴I载荷及弯矩值图
6.3中间轴轴II图
6.4中间轴轴II弯矩图表
6.2中间轴轴II载荷及弯矩值图
6.5输出轴(低速轴)轴III图
6.6输出轴弯矩图表
6.3输出轴载荷及弯矩值表
10.1减速器箱体结构尺寸参数。