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东莞理工学院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的设计与计算学生姓名学号系别机械工程学院专业班级指导教师起止日期2016年11月2日至2017年1月7日机械设计课程设计任务书一设计题目一带式输送机传动装置的设计与计算
二、传动布置方案带式输送机的传动装置如下图所示为一级带传动两级斜齿圆柱齿轮传动
三、传动装置工作条件已知带式输送机驱动滚筒的圆周力牵引力F、带速V、卷筒直径D,输送机在常温下连续单向工作载荷较平稳工作寿命8年,每年300个工作日,每日工作8小时
四、原始数据
五、设计要求
1.按比例绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图一张(A0或A1)
2.按比例绘制零件图两张
3.编写设计计算书一份说明
①要求在设计计算中加强计算机应用,至少采用计算机辅助绘图完成一张图纸
②学生按表中学号对应数据进行设计目录设计小结这学期能够得到钟老师在机械设计方面的教导,真的非常幸运钟老师上课不仅认真讲解课本内容重点知识,而且经常结合课本内容和他自身的设计经验,给我们仔细分析现机械行业领域的行情和机械设计过程中可能遇到的问题,这使我对机械设计有了更深一层的了解认识,扎实了我的机械专业基础知识,拓展了我的机械认知,更重要的是使我对本专业充满了兴趣和热情课本知识是理论的,理论的正确性还需要在实践中检验,所以在机械设计课程结束后我们开始“检验理论”——机械设计课程设计通过课程设计,把我们这学期所学的机械设计知识运用起来,设计一个满足要求的二级齿轮减速器,包括源动机构——电机类型的选择,传动机构——V带类型的选择、低速齿轮和轴的设计、高速级齿轮和轴的设计,并校验其工作寿命是否满足要求,工作空间——箱体外形尺寸的设计等等设计过程首先通过要求的受力载荷、输出转速、输出轴直径等数据算出所需要电机的最小输入功率、转矩、转速等参数,通过这些参数选取适合的电机;然后通过比较电机输入转速和最终输出转速得到减速箱的总减速比,根据减速比设置低、高速级传动比,接着设计低、高速级的减速斜齿轮齿轮齿数、模数、导程角等参数;接着查找资料设计箱体内外尺寸;接着根据齿轮数据、箱体尺寸设计三根转轴阶梯轴的各段直径、长短,其中根据情况选用合适的轴承并校核其使用寿命是否满足工作要求,另外通过查找资料选用适合尺寸的传动键,设计轴端的键槽,并校验其工作受力安全性;最后通过查找相关资料选用合适的轴承闷盖、轴承透盖、连接螺栓、螺钉、定位销、套筒、垫圈、等零件通过课程设计的锻炼,我对机构零部件的设计要求、准则、过程有了深刻的认识,而且这也检验了我们对机械设计这门课程内容的掌握程度虽然机械设计课程设计耗费了我几个星期的时间,但在这几个星期里学到的知识、掌握的内容、积累的经验是花几个月时间在书本也无法获得的,这是我的职业生涯的一次宝贵的经历所以我希望这门课程设计永远开办传承下去,要是能提高一点难度和拓展一些与时俱进的机械设计就更好了最后再次衷心感谢钟老师的悉心教导参考文献
[1]陆玉,冯立艳.机械设计课程设计.北京机械工业出版社,2012
[2]濮良贵,陈国定,吴立言.机械设计.北京高等教育出版社,2013
[3]秦书安周玉杰周鹏. 带传动标准化综述[J]. 机械传动. 201308
[4]夏尊凤陈蕾. V带传动中径向和周向弹性滑动及带拉力计算[J]. 起重运输机械. 200802
[5]陈治岸. V带传动的设计[J]. 机械设计与制造. 200503
[6]白明光. 圆柱齿轮减速机装配工艺[J]. 机械设计与制造. 199806
[7]蔡能. 齿轮传动中间轴位置对轴承寿命的影响[J]. 中国制造业信息化. 200817学号123456789101112FkN
2.
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22.1Vm/s
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951.45Dmm340280320380300380300300280380320320学号131415161718192021222324FkN
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82.62Vm/s
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951.7Dmm340340320300280380380360380300340380学号252627282930313233343536FkN
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71.7Dmm320360320380300300300360300320380300学号373839404142434445464748FkN
2.
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71.7Dmm360320300280340280320380300380300300学号495051525354555657585960FkN
2.
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352.
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12.65Vm/s
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351.45Dmm
3503403003203002903003602703102602801.传动装置总体设计……………………………………………………………………………
11.1选择电动机………………………………………………………………………
11.2传动装置的传动比………………………………………………………………
21.3传动装置的运动和动力参数计算……………………………………………
21.4带传动设计………………………………………………………………………
42.减速器内部传动设计…………………………………………………………………
62.1高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计………………………………
62.2低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计………………………………
123.减速器外部传动设计…………………………………………………………………
184.轴的设计…………………………………………………………………………………
194.1I轴的设计…………………………………………………………………………
194.2II轴的设计………………………………………………………………………
294.3III轴的设计………………………………………………………………………
395.减速器附件的选择…………………………………………………………………
486.润滑与密封……………………………………………………………………………50设计小结……………………………………………………………………………………52参考文献……………………………………………………………………………………53设计计算及说明结果传动装置总体设计选择电动机
1.
1.
1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压380V
1.
1.
2.确定电动机所需功率Pw按下试计算式中Fw=2700NV=
1.95m/s工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取=
0.96代入上式得=
5.4844KW电动机的输出功率功率P按下式P=从电动机到工作机输送带之间的总效率为=据《机械设计课程设计》表12-8=
0.95,=
0.97,=
0.99(8级精度一般齿轮传动),=
0.96,则有=
0.8326所以电动机所需的工作功率为P==
6.587KW
1.
1.3确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~5和带的传动比i=2~4则系统的传动比范围为(2~4)*(3~5)*3~5=18~100工作机卷筒的转速为n===
133.00r/min所以电动机转速的可选范围为n=i=(18~100)
133.00=2394~13300r/min据《机械设计课程设计》表19-1可选择Y132S2-2型三相异步交流电动机,其主要参数如表
1.1所示表
1.1Y132S2-2型电动机主要参数传动装置的传动比1)传动装置总传动比i=2)分配到各级传动比因为i=已知带传动比的合理范围为2~4故取i分配减速器传动比,因为i=i其中i为齿轮高速级的传动比,i为齿轮低速级的传动比i=(
1.3~
1.5)i
2.79故可先取i=
2.79则i=
3.9传动装置的运动和动力参数计算转速n=2900输入功率P=P=
6.587kw输出转矩T=
9.55=
9.55=216921轴转速n=输入功率P=P输入转矩T=
9.55=412162轴转速n=输入功率P=P=
6.01kw输入转矩T=
9.55=1543743轴转速n输入功率P输入转矩T
9.55=4135044轴(卷筒轴)转速n输入功率P=P=
5.
770.
990.96=
5.484kw输入转矩T
9.55393007表
4.1各轴运动和动力参数带传动设计
1.
4.1确定计算功率P据《机械设计》表8-8查得工作情况系数K=1故有P=KP=
6.587kw
1.
4.2选择V带带型据P和n有《机械设计》图8-11选用A带
1.
4.3确定带轮的基准直径d并验算带速
(1)初选小带轮的基准直径d由《机械设计》表8-7和8-9,取小带轮直径d=80mm
(2)验算带速v,有v=因为v在5~30之间,故带速合适
(3)计算大带轮基准直径dd
1.
4.4确定V带的中心距a和基准长度L1据《机械设计》式8-20初定中心距a=3242计算带所需的基准长度L2a+由《机械设计》表8-2选带的基准长度L=1100mm.
(3)计算实际中心距a
1.
4.5验算小带轮上的包角
1.
4.6计算带的根数z
(1)计算单根V带的额定功率P由d和n查《机械设计》表8-4a得P=
1.64kw据n=2900,i=2和A型带,查《机械设计》8-5得P=
0.34kw分别查《机械设计》表8-6得K=
0.
98、K=
0.91,于是P=P+PKK=
1.64+
0.
340.
910.98=
1.766kw
(2)计算V带根数zz===
3.73故取4根
1.
4.7计算单根V带的初拉力最小值(F)由《机械设计》表8-3得A型带的单位长质量q=
0.105所以(F)=500==
120.627N应使实际拉力F大于(F)
1.
4.8计算压轴力F压轴力的最小值为(F)=2(F)sin=
24120.627=
959.032N减速器内部传动设计
2.1高速级齿轮传动设计
1.选定齿轮类型,精度等级,材料及模数1)按要求的传动方案,选用圆柱斜齿轮传动;2)运输机为一般工作机器,速度不高,故用8级精度;3)材料的选择选择小齿轮材料为40Cr(调质)硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质)硬度为240HBS;4)选小齿轮齿数为Z=23,大齿轮齿数Z可由Z=i得Z=
89.7取905)初选螺旋角=
142.按齿面接触疲劳强度设计按公式d
(1)确定公式中各数值1)试选K=
1.32)由《机械设计》图10-20选取区域系数Z=
2.4333)由《机械设计》式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数Z=
23.575=
1.6434)由《机械设计》表10-7选取齿宽系数=1==123tan14/
3.14=
1.7925=
0.6845)由《机械设计》表10-5查的材料的弹性影响系数Z=
189.8MP6)由《机械设计》图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP由《机械设计》式(10-23)可得螺旋角系数Z7)由《机械设计》式(10-15)计算应力循环次数
1091.670410923/90=
4.2688108由《机械设计》图10-23查取接触疲劳寿命系数K=
0.92;K=
0.948)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S=1,有[]==[]==取[]和[]中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即[]=[]=517MPa2计算1)计算小齿轮的分度圆直径d,由计算公式可得=
36.525mm2计算圆周速度v==3)计算齿宽b及模数b==
136.525=
36.525mm4)计算实际载荷系数K已知使用系数K=1,据v=
2.773,8级精度小齿轮是相对支承非对称布置,由《机械设计》图10-
8、表10-4得K=
1.14,K=
1.449(插值法)齿轮的圆周力=241216/
0.36525=
2256.865N
61.79N/mm查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数K=
1.4故载荷系数K=KKKK=
1.
141.
01.
41.449=
2.31265按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=
36.5256)计算模数mm==
44.256cos14/23=
1.867mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式m
(1)确定计算参数1)选用载荷系数=
1.32)由《机械设计》式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数/cos2=
1.643/
0.948=
1.733由式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-/120°=1-
1.64314°/120°=
0.8083)计算当量齿数Z==23/=
25.178Z=90/=
98.524)查取齿形系数由《机械设计》表10-17查得Y=
2.63,Y=
2.195)查取应力校正系数由《机械设计》表10-18查得Y=
1.59,Y=
1.86)由《机械设计》图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP7)由《机械设计》图10-22取弯曲疲劳寿命系数K=
0.9,K=
0.928)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4,则有[]==[]==9)计算大、小齿轮的,并加以比较==因为小齿轮的大于大齿轮的,所以取=
0.0238
(2)计算齿轮模数m
4.调整齿轮模数
(1)计算实际载荷系数前的数据准备1圆周速度v=
1.35823/cos14°=
32.19mmv==
2.444m/sb==
32.19mm2)齿高h及宽高比b/h
2.
251.358=
3.0555b/h=
10.535mm3计算实际载荷系数K据v=
2.444,8级精度由《机械设计》图10-
8、表10-4得K=
1.11,K=
1.447(插值法)齿轮的圆周力=241216/
0.3219=
2560.7953N
79.5525N/mm查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数K=
1.4结合b/h=
10.535,查图10-13,得K=
1.35载荷系数K=KKKK=
1.
111.
01.
41.35=
2.0979由式(10-13)可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果,从标准中取=2mm=d1cosβ22=
875.几何尺寸计算
(1)计算中心距a=圆整为112mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=
13.29°
(3)计算大,小齿轮的分度圆直径dd
(4)计算齿轮宽度b=圆整后取b=52mm,b=46mm
6.主要设计结论齿数=22,=87,模数=2,压力角,螺旋角=
13.29°变位系数,中心距a=112mm,齿宽b=52mm,b=46mm小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质),齿轮按8级精度设计
2.2低速级齿轮传动设计
1.选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数1)按选定的齿轮传动方案,选用圆柱斜齿轮;2)选用8级精度;3)材料的选择由《机械设计》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二者的硬度差为40HBS;4)初选小齿轮齿数为Z=23,大齿轮Z=655)初选螺旋角
2.按齿面接触疲劳强度设计按公式d
(1)确定公式中各数值1)试选K=
1.32)由《机械设计》图10-20选取区域系数Z=
2.4333)由《机械设计》式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数Z=arcos[23cos
20.562°/23+21cos14°]=
30.295°=arcos[65cos
20.562/65+21cos14°]=
24.612°=[23tan
30.295°-tan
20.562°+65tan
24.612°-tan
20.562°]/2π=
1.6244)由《机械设计》表10-7选取齿宽系数=1==123tan14°/π=
1.825==
0.6875)《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数Z=
189.8MP6)由《机械设计》图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP由《机械设计》式(10-23)可得螺旋角系数Z7)由《机械设计》式(10-15)计算应力循环次数
1081.51555081108由《机械设计》图10-23查取接触疲劳寿命系数K=
0.9;K=
0.929)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,有[]==MPa[]==MPa取[]和[]中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即[]=[]=506MPa2计算1)计算小齿轮的分度圆直径d,由计算公式可得d2计算圆周速度v==3)计算齿宽b及模数b==
59.18mm4)计算实际载荷系数K已知使用系数K=1,据v=
1.152,8级精度小齿轮是相对支承非对称布置,由《机械设计》图10-
8、表10-4得K=
1.08,K=
1.456(插值法)齿轮的圆周力=
5217.10N
88.156N/mm查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数K=
1.4故载荷系数K=KKKK=
1.
081.
01.
41.456=
2.25按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=
59.
181.19168=
70.5246)计算模数mm==
70.524cos14°/23=
2.975mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式m
(1)确定计算参数1)选用载荷系数=
1.32)由《机械设计》式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y=1-
1.82514°/120°=
0.7873)计算当量齿数Z==Z=4)查取齿形系数由《机械设计》图10-17查得Y=
2.65,Y=
2.255)查取应力校正系数由《机械设计》图10-18查得Y=
1.59,Y=
1.766)由《机械设计》图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP7)由《机械设计》图10-22取弯曲疲劳寿命系数K=
0.88,K=
0.98)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4,则有[]==[]==9)计算大、小齿轮的,并加以比较==因为大齿轮的大于小齿轮的,所以取=
0.0162
(2)计算齿轮模数m==
1.838mm
4.调整齿轮模数
(1)计算实际载荷系数前的数据准备1圆周速度v=
1.83823/cos14°=
43.568mmv==b==
43.568mm2)齿高h及宽高比b/h
2.
251.838=
4.135mmb/h=
10.568mm3计算实际载荷系数K据v=
0.848,8级精度由《机械设计》图10-
8、表10-4得K=
1.05,K=
1.451(插值法)齿轮的圆周力=2154374/
43.592=7082N
162.5N/mm查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数K=
1.4结合b/h=
10.535mm,查图10-13,得K=
1.35载荷系数K=KKKK=
1.
051.
01.
41.35=
1.9845由式(10-13)可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果,从标准中取=
2.5=26=i2=
735.几何尺寸计算
(1)计算中心距圆整为128mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=
14.8°
(3)计算大,小齿轮的分度圆直径
(4)计算齿轮宽度b=圆整后取b=74mm,b=68mm
6.主要设计结论齿数=26,=73,模数=
2.5,压力角,螺旋角=
14.8°变位系数,中心距a=128mm,齿宽b=74mm,b=68mm小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质),齿轮按8级精度设计误差分析误差应该在
23.
92.79=
21.762符合工程要求减速器箱体结构尺寸计算箱座壁厚mm取=8mm箱盖壁厚
6.4mm取=6mm箱座凸缘厚度b=
1.5=12mm箱盖凸缘厚度=
1.5=9mm箱座底凸缘厚度=
2.5=20mm地脚螺栓直径=16mm取=20mm地脚螺栓数目因a=112mm,故n=4轴承旁联接螺栓直径取=16mm箱盖与箱座联接螺栓直径20取=12mm两侧箱体内壁间距l=(150~200)mm,取l=150mm轴承端盖螺栓直径8mm取=8mm视孔盖螺钉直径6mm取=8mm定位销直径d==
9.6mm取d=10mm、、到外箱壁距离=22mm=20mm=26mm、到凸缘边缘距离=20mm=24mm轴承旁凸台半径20mm凸台高度h=10mm外箱壁至轴承座断面距离=47mm大齿轮顶圆(蜗轮外圆)与内机壁距离取12mm齿轮端面与内机壁距离,取=10mm箱盖、箱座肋厚
5.1mm
6.8mm轴的设计
4.1Ⅰ轴的设计
4.
1.1轴上的功率P
1、转速N1和转矩T1的计算在前面的设计中得到1轴转速n=输入功率P=P输入转矩T=
9.55=
412164.
1.2求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到高速级小齿轮的分度圆直径为所以F==F=F=F=Ftan=
1823.31tan
13.29°=
430.68N压轴力
959.032N
4.
1.3初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径选取材料为45钢,调制处理有《机械设计》中的表15-3,取A=120,于是就有d=A因为轴上应开1个键槽,所以轴径应增大5%-7%故d=d=
20.91mm又因为带型号为A型,带根数z=4,大带轮基准直径D=160mm故轴最小直径d=28mm
4.
1.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案(根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度)
1.各段轴直径的确定如表
2.各轴段长度的确定如表高速轴的装配方案如下图所示,
4.
1.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图(上图)做出轴的计算简图在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值对于7207AC角接触球轴承,由于手册中查得a=21mm因此,确定简支梁的轴的支撑跨距=131mm、=112mm、=34mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图LAB=L1=131mmLBC=L2=112mmLCD=L3=34mm
(1)计算小齿轮轮齿的作用力:F==F=F=F=Ftan=
1823.31tan
13.29°=
430.68N压轴力
959.032N
(2)H面载荷分析建立力系的平衡条件求解上述方程,可得NN可计算出C截面的弯矩N·mm
(3)V面载荷分析集中力偶N·mm建立力系的平衡条件求解上述方程,可得NN可计算出C左截面的弯矩N·mmC右截面的弯矩N·mm在带传动压轴力作用下I轴的载荷分析N(方向未定)建立力系的平衡条件求解上述方程,可得NN可计算出弯矩N·mmN·mm
(5)合成弯矩计算由于带传动压轴力方向未定,计算合成弯矩时,假设作用下轴的弯矩方向与H面弯矩及V面弯矩的合力矩方向相同可计算如下截面的合成弯矩B截面的合成弯矩N·mmC截面左侧的合成弯矩N·mmN·mm
(6)转矩计算取折合系数,则可计算N·mm可绘制转矩图,如图5-3所示
(7)计算弯矩的计算可计算如下截面的计算弯矩N·mmN·mmN·mm高速轴的受力分析高速轴上的载荷分布
4.
1.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度根据
[2]式(15-5)、表15-4及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=
0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45,调质处理,由
[2]表15-1查得[]=60MPa因此故安全
4.
1.7键连接的强度计算根据设计要求确定键的主要尺寸轴的直径d=28mm,键宽b键高h8×7mm,键长L=50mm,工作长度=L-b=42mm前已选定轴的材料为钢,载荷性质为轻微冲击,由
[2]表6-2查得=100~120MPa因此故安全
4.
1.8轴承寿命计算查
[1]表15-4可知7207AC类轴承的基本额定动载荷29KN查
[2]表13-4可知温度系数N根据
[2]中表13-6载荷系数、表13-7可知接触时派生轴向力
0.
68434.49=
295.45N
0.
681517.96=
1032.21N
295.45+
430.68=
726.13N通过比较可得轴承Ⅱ被压紧轴承Ⅰ被放松=
295.45N
295.45+
430.68=
726.13N求轴承当量动载荷和因为=e,e由表13-5分别进行查表得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y=
1.
21.
0434.49+
01532.73=
521.39N
1.
211517.96+
0726.13=
1821.55N验算轴承寿命因为所以按轴承Ⅱ的受力验算(球轴承)由
[2]式13-5得该带式输送机传动装置要求工作8年,每年工作300个工作日,每日工作8小时,一年要求工作2400h由上述寿命计算结果可知,轴承D的寿命较短,能工作约19年因此,I轴轴承采用7207AC,寿命能满足机器的工作寿命要求
4.1轴的设计
4.
2.1轴上的功率P
2、转速N2和转矩T2的计算在前面的设计中得到2轴转速n=输入功率P=P=
6.01kw输入转矩T=
9.55=
1543744.
2.2求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到高速级大齿轮的分度圆直径=
178.788mm所以F=F1=
1823.31NF=F1=
681.89NF=F=
430.68N低速级小齿轮的分度圆直径mm所以F==F=F=F=Ftan=
4592.41tan
14.8°=
1213.37N
4.
2.3初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径选取材料为45钢,调制处理有《机械设计》中的表15-3,取A=115,于是就有d=A因为轴上应开1个键槽,所以轴径应增大5%-7%故d=d=
31.11mm圆整为32mm
4.
2.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案(根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度)
1.确定轴的各段直径如表2—4表2—
42.确定轴的各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮,分别使段和段长度略短于齿轮轮毂宽4mm轴环处轴肩高度h=4,轴环宽度轴环处长度取9其它轴的尺寸,根据第III轴算出的尺寸进行确定低速轴的装配方案如下图所示,
4.
2.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图(上图)做出轴的计算简图在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值对于7207AC轴承,由于手册中查得a=21mm因此,确定简支梁的轴的支撑跨距=35mm、=60mm、=35mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图
(1)确定简支梁的轴的支撑跨距==35mm==60mm==35mm
(2)计算大齿轮2和小齿轮3轮齿的作用力高速级大齿轮的分度圆直径=
178.788mm所以F=F1=
1823.31NF=F1=
681.89NF=F=
430.68N低速级小齿轮的分度圆直径
67.23mm所以F==F=F=F=Ftan=
4592.41tan
14.8°=
1213.37N
(3)H面载荷分析建立力系的平衡条件求解上述方程,可得可计算出B、C截面的弯矩N·mmN·mm于是可绘制H面的弯矩图,如图5-5所示
(4)V面载荷分析集中力偶N·mm集中力偶N·mm建立力系的平衡条件求解上述方程,可得NN可计算出B左截面的弯矩N·mmB右截面的弯矩N·mmC右截面的弯矩N·mmC左截面的弯矩N·mm于是可绘制V面的弯矩图,如图5-5所示
(5)合成弯矩计算可计算如下截面的合成弯矩B截面左侧的合成弯矩N·mmN·mmC截面左侧的合成弯矩N·mmC截面右侧的合成弯矩N·mm可绘制合成弯矩图,如图5-5所示
(6)转矩计算取折合系数,则可计算N·mm可绘制转矩图,如图5-5所示
(7)计算弯矩的计算可计算如下截面的计算弯矩N·mmN·mmN·mmN·mm可绘制计算弯矩图,如图5-5所示低速轴的受力分析低速轴上的载荷分布
4.
2.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度根据
[2]式(15-5)、表15-4及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=
0.6,=6400轴的计算应力
24.96MPa前已选定轴的材料为45,调质处理,由
[2]表15-1查得[]=60MPa因此故安全
4.
2.7键连接的强度计算根据设计要求确定1键(与高速级大齿轮配合处的键)的主要尺寸轴的直径d=36mm,键宽b键高h10×8mm,键长L=36mm,工作长度=L-b=26mm前已选定轴的材料为钢,载荷性质为轻微冲击,由
[2]表6-2查得=100~120MPa因此故安全根据设计要求确定2键(与低速级小齿轮配合处的键)的主要尺寸轴的直径d=36mm,键宽b键高h10×8mm,键长L=63mm,工作长度=L-b=53mm前已选定轴的材料为钢,载荷性质为轻微冲击,由
[2]表6-2查得=100~120MPa因此故安全
4.
2.8轴承寿命计算查
[1]表15-4可知7207AC类轴承的基本额定动载荷29KN查
[2]表13-4可知温度系数==3069N==
2133.77N根据
[2]中表13-6载荷系数、表13-7可知接触时派生轴向力
0.683069=
2086.9N
0.
682133.77=
1450.96N设方向为正方向
1213.37-
430.68=
782.69N
2869.6N通过比较可得轴承Ⅱ被压紧轴承Ⅰ被放松
2086.
92869.6求轴承当量动载荷和因为
0.68,
1.3e由表13-5分别进行查表得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y=
1.2(13069+0)=
3682.8N
1.2(
0.
412133.77+
0.
872869.6)=
3045.68N验算轴承寿命因为所以按轴承的受力验算(球轴承)由
[2]式13-5得h该带式输送机传动装置要求工作8年,每年工作300个工作日,每日工作8小时,一年要求工作2400h由上述寿命计算结果可知,轴承D的寿命工作约9年因此,Ⅱ轴轴承采用7207AC,寿命能满足机器的工作寿命要求
4.3Ⅲ轴的设计
4.
3.1轴上的功率P
3、转速N3和转矩T3的计算在前面的设计中得到3轴转速n输入功率P输入转矩T
9.55=
4135044.
3.2求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到低速大齿轮的分度圆直径为d4=
188.76mm所以F=F=
4592.41NF=F=
1728.85NF=F=
1213.37N
4.
3.3初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径选取材料为45钢,调制处理有《机械设计》中的表15-3,取A=110,于是就有d=A=
38.6mm因为轴上应开1个键槽,所以轴径应增大5%-7%故d=d=
41.3mm输出轴的最小直径应该安装联轴器处,为了使轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号=
620.256式中—联轴器的计算转矩()—工作情况系数,—低速轴的转矩(),由
[1]表18-1可知选用型号为LT8的联轴器,因此确定轴孔长度为84mm,轴孔直径为45mm所以d=
454.
3.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案(根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度)
1.各段轴直径的确定如表2—2表2—
22.各轴段长度的确定如表2—3输出轴的装配方案如下图所示,输出轴的结构与装配
4.
3.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图(上图)做出轴的计算简图在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值对于7210AC轴承,由于手册中查得a=
26.3mm因此,确定简支梁的轴的支撑跨距=
32.5mm、=
108.5mm、=
107.3mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图
(1)建立III轴的计算简图,如图5-7所示==
32.5mm==
108.5mm==
107.3mm
(2)计算大齿轮4轮齿的作用力大齿轮4轮齿的作用力所以F=F=
4592.41NF=F=
1728.85NF=F=
1213.37N
(3)H面载荷分析建立力系的平衡条件求解上述方程,可得NN可计算出B截面的弯矩N·mm于是可绘制H面的弯矩图,如图5-7所示
(4)V面载荷分析集中力偶N·mm建立力系的平衡条件求解上述方程,可得NN可计算出B左截面的弯矩N·mmB右截面的弯矩N·mm于是可绘制V面的弯矩图,如图5-7所示
(5)合成弯矩计算可计算如下截面的合成弯矩B截面左侧的合成弯矩N·mmN·mm可绘制合成弯矩图,如图5-7所示
(6)转矩计算取折合系数,则可计算N·mm可绘制转矩图,如图5-7所示
(7)计算弯矩的计算可计算如下截面的计算弯矩N·mmN·mmN·mm可绘制计算弯矩图,如图5-7所示输出轴的受力分析输出轴上的载荷分布
4.
3.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度根据
[2]式(15-5)、表15-4及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=
0.6,=
14060.8轴的计算应力前已选定轴的材料为45,调质处理,由
[2]表15-1查得[]=60MPa因此故安全
4.
3.7键连接的强度计算根据设计要求确定键的主要尺寸轴的直径d=52,键宽b键高h16×10mm,键长L=63mm,工作长度=L-b=63-16=47mm前已选定轴的材料为钢,载荷性质为轻微冲击,由
[2]表6-2查得=100~120MPa因此故安全
4.
3.8轴承寿命计算查
[1]表15-4可知7210AC类轴承的基本额定动载荷
40.8KN查
[2]表13-4可知温度系数==根据
[2]中表13-6载荷系数、表13-7可知接触时派生轴向力
0.
684013.28=
2729.03N
0.
681074.88=
730.92N
2729.03+
1213.37=
3942.4N通过比较可得轴承Ⅱ被压紧轴承Ⅰ被放松
2729.03NFd1-Fa4=
2729.03-
1213.37=
1515.66N求轴承当量动载荷和因为
0.68=e,
1.41e由表13-5分别进行查表得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y=
1.2(
14013.28+0)=
4815.936N
1.2(
0.
411074.88+
0.
871515.66)=
2111.19N验算轴承寿命因为所以按轴承的受力验算(球轴承)由
[2]式13-5得h该带式输送机传动装置要求工作8年,每年工作300个工作日,每日工作8小时,一年要求工作2400h由上述寿命计算结果可知,轴承D的寿命较短,能工作约31年因此,Ⅲ轴轴承采用7210AC,寿命能满足机器的工作寿命要求减速器附件的选择
5.1窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情况,还可用来注入润滑油其尺寸如下图
10.2所示
5.2通气器通气器用于通气,使箱内外气压一致,以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大,从而引起减速器润滑油的渗漏该减速器采用M16×
1.5的通气塞,综上述及根据
[1]表6-
18、6-19中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图11-2所示图
10.1通气塞图
10.2视孔盖
5.3放油孔及螺塞为了将污油排放干净,应在油池最低位置处设置放油孔,放油孔应避免与其它机件相靠近,以便于放油,根据
[1]表6-25中选取M16×
1.5的外六角螺塞,其结构如下图所示图
10.4油标图
10.3放油螺塞
5.4油标油标用来指示油面高度,应设置在便于检查和油面较稳定之处根据
[1]表6-20中,该减速箱上选用了M12的油标尺,其结构如上图
10.4所示
5.5起吊装置为便于拆缷和搬运减速器,应在箱体上设置起吊装置选用吊钩起吊箱座吊耳起吊箱盖,其结构如下图
10.5和图
10.6所示图
10.5吊耳图
10.6吊钩
5.6启盖螺钉为防止润滑油从箱体剖分面处外漏,常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶,在拆缷时会因粘接较紧而不易分开,故该减速器采用了M10的启盖螺钉,其结构如下图
10.7所示图
10.7启盖螺栓图
10.8定位销
5.7定位销定位销用于保证轴承座孔的镗孔精度,并保证减速器每次装拆后轴承座的上下两半孔始终保持加工时的位置精度根据
[1]表14-27选取圆锥销其型号为A10×60GB117-2000,其结构如上图
10.8所示
5.8轴承盖轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷,同时起密封作用该减速器采用凸缘式的轴承盖润滑与密封
6.1滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承:油润滑中间轴轴承油润滑低速轴轴承油润滑
6.2滚动轴承润滑剂的选择滚动轴承润滑可选用通用锂基润滑脂1号
6.3滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封,与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内
6.4箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。