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《机械设计基础课程设计》说明书题目带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器所属学院电力工程学院专业班级热能与动力工程学生姓名指导教师完成日期xxxx大学指导教师评语指导教师签字答辩成绩
1、设计题目设计带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器工作条件单向运转,有轻微振动,经常满载与空载启动,单班制工作,使用年限5年,输送带速度误差允许误差为正负5%原始数据输送带拉力FN输送带速Vm/s滚筒直径Dmm
22000.6300运动简图
2、传动装置的整体设计
2.1确定传动方案具体的传动方案题目中已经给出,该传动方案的优点是传动平稳,能缓冲吸震,加工相对简单
2.2选择电动机
2.
2.1选择电动机的类型和结构根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机
2.
2.2确定电动机的功率电动机的功率主要根据工作装置的功率来确定工作装置的功率根据工作阻力和速度确定已知输送带拉力F=1200N,输送带速度V=
0.5m/s,滚筒直径D=360mm则工作机输入功率KW其中,带式输送机的效率电动机的输出功率其中为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率,包括两对圆柱齿轮传动、四对滚动轴承(减速器中三对,滚筒轴上一对)、两个联轴器的效率,值计算如下(1一对齿轮传动效率(按照8级精度)
(2)一对滚动球轴承
(3)联轴器把上述值代入后得根据选取电动机的额定功率:,查表选取额定功率
2.
2.3确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多,外部尺寸及重量较大,价格较高,但可使传动装置的总传动比及尺寸减小高速电动机则与其相反,设计时应综合考虑各方面因素,选取适当的电动转速计算滚筒的转速工作机的转速
2、确定电动机的转速确定传动比范围,取圆柱齿轮传动比i=3--5,则两级减速器总传动比范围为i=9--25电动机的转速范围n0=)r/min符合这一范围的同步转速只有750r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比,选用电动机型号为Y132S-8,其满载转速710r/min,相关参数见下表电动机型号额定功率Pm/kw同步转速满载转速外伸轴径/mm轴中心高/mmY132S-
82.
2750710381322.3总传动比的计算与分配
2.
3.1计算总传动比i
2.
3.2分配传动比减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器,故取根据分配得到的计算各级传动件,在计算传动件时,主从动轮齿数及直径圆整后可能有些变化,故按实际齿数及直径算及,同时按实际的传动比重算工作机构的转速,其误差不超过设计要求即可
2.
3.3计算各轴转速、功率计转矩,裂成表格
1、0轴电机轴输入功率、转速、转矩
2、I轴(高速轴)输入功率、转速、转矩
3、II轴(中间轴)输入功率、转速、转矩
4、Ⅲ轴(低速轴)输入功率、转速、转矩
5、IV轴(滚筒轴)输入功率、转速、转矩将以上计算数据列表轴号转速Nr/min输出功率PkW输出扭矩TN·M传动比i效率η电机轴
7101.
557.
8710.99I
7101.
537.
796.
680.99×
0.97II
144.
311.
4749.
985.
140.99×
0.97III
38.
181.
41246.86IV
38.
181.
38241.
8110.99^
23、传动零件设计计算
3.1高速级齿轮的设计
3.
1.1材料选择、热处理方式和公差等级本设计方案选用软齿面闭式直齿圆柱齿轮传动
1、闭式传动,采用软齿面HBS
2、齿轮的结构与齿轮的尺寸有关齿轮的材料是根据齿轮尺寸决定的,尺寸小时采用锻钢(
40、45钢);尺寸大时(如圆柱齿轮d500mm)时,由于受到锻造设备能力的限制,采用铸钢当毛坯的制造方法不同时,齿轮的结构也不同,也就是齿轮结构必须与毛坯的制造方法相适应故不同的尺寸的齿轮要视其材料而决定结构考虑到带式运输机为一般机械,故大、小齿轮均用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理平均硬度相差30~50HBW选用8级精度
3、圆柱齿轮在强度计算中得到的齿宽应作为大齿轮齿宽,而小齿轮宽度应该取得大一些一般,以补偿轴安装误差,保证足够的齿宽接触
3.
1.2按齿面接触强度设计小齿轮选用45钢调质,齿面硬度197~286HBS,,,大齿轮用45钢正火,齿面硬度为156~217HBS,,由表11-5,取.因为是软齿面闭式传动,故按齿面解除疲劳强度设计其设计公式为1)小齿轮传递转矩为2)查表,取载荷系数3)查表,齿宽系数4)查表,取5)初选螺旋角,查图标准齿轮的节点区域系数6初选则,取147,则端面重合度轴向重合度为查得重合度系数7由β值可查得查得螺旋角系数8接触应力计算由图查得接触疲劳极限应力为,小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为由图查得寿命系数安全系数小齿轮的许用接触应力大齿轮的许用接触应力取,初算小齿轮的分度圆直径,
①计算载荷系数由图得动载荷系数,向载荷分配系数,,查表得使用系数,则载荷系数
②对进行修正因K与有较大差异,故需对由计算出的进行修正,即
③确定模数取=
1.5
④计算传动尺寸中心距a圆整,取则螺旋角为值与初选值相差不大,故精确计算圆周速度为,由图查得动载荷系数,基本不变,因此取,则高速级的中心距为圆整,取则螺旋角修正为修正完毕,故
3.
1.3齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度为、、和同前齿宽齿形系数和应力修正系数当量齿数为查得查得4)查得重合度5螺旋角系数6)许用弯曲应力弯曲疲劳极限应力为,寿命系数安全系数故满足齿根弯曲疲劳强度
3.
1.4计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数齿顶高齿底高全齿高顶隙齿顶圆直径为齿根圆直径为
3.2低速级齿轮的设计
3.
2.1材料选择、热处理方式和公差等级大小齿轮均选用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理,齿面硬度平均硬度为在30~50HBW之间选用8级精度
3.
2.2按齿面接触强度设计因为是软齿面闭式传动,故按齿面解除疲劳强度设计其设计公式为1)小齿轮传递转矩为2)查表11-3,取载荷系数K=
1.43)查表11-8,齿宽系数4)查表11-4,取5)初选螺旋角,查图标准齿轮的节点区域系数6初选则,取129,则端面重合度轴向重合度为查得重合度系数7由图11-2查得螺旋角系数8接触应力计算由图查得接触疲劳极限应力为,小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为由图8-5查得寿命系数安全系数小齿轮的许用接触应力大齿轮的许用接触应力取,初算小齿轮的分度圆直径,
①计算载荷系数查表得使用系数由图得动载荷系数,向载荷分配系数,则载荷系数
②对进行修正因K与有较大差异,故需对进行修正
③确定模数取
(3)计算传动尺寸中心距a取则螺旋角为对值与初选值相差较大,故对与有关的参数进行修正,则端面重合度为轴向重合度为查得重合度系数,由图11-2查得螺旋角系数精确计算圆周速度为,因由图查得动载荷系数,基本不变,因此取,则则低速级的中心距为螺旋角修正为修正完毕,故取,取
3.
2.3齿根弯曲疲劳强度校核齿根疲劳强度为1)、、和同前2)齿宽3)齿形系数和应力修正系数当量齿数为查得查得4)查得重合度5螺旋角系数6)许用弯曲应力弯曲疲劳极限应力为,寿命系数安全系数故因此满足齿根弯曲疲劳强度
3.
2.4计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数齿顶高齿底高全齿高顶隙齿顶圆直径为齿根圆直径为斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计与校核、键的选择和验算以及轴承的选择与校核提供数据
4.1高速级齿轮传动的作用力
(1)已知条件高速轴传递的转矩,转速,螺旋角,小齿轮左旋,大齿轮右旋,小齿轮分度圆直径
(2)齿轮1上的作用力圆周力为其方向与力作用点圆周速度相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为其方向可用左手法则确定,即左手握住轮1的轴线,并使四指的方向顺着轮的转动方向,此时拇指的指向即为该力的方向法向力为3齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等,作用方向相反
4.2低速级齿轮传动的作用力
(1)已知条件低速轴传递的转矩,转速,螺旋角为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力相互抵消一些,低速级的小齿轮右旋,大齿轮左旋,小齿轮分度圆直径
(2)齿轮1上的作用力圆周力为其方向与力作用点圆周速度相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为其方向可用右手法则确定,即右手握住轮3的轴线,并使四指的方向顺着轮的转动方向,此时拇指的指向即为该力的方向法向力为3齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等,作用方向相反轴的设计计算
5.1中间轴的设计计算
5.
1.1已知条件由前面计算已知中间轴的传递功率,转速,齿轮分度圆直径,,齿轮宽度,
5.
1.2选择轴的材料因为传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,查表可选常用的材料45钢,调质处理
5.
1.3初算轴径最小轴径为C经查表得106~135,考虑轴端不承受转矩,只承受少量的弯矩,故取较小值,则
5.
1.4轴的结构设计轴的结构设计如下图所示
(1)轴承部件的结构设计轴不长,故轴承采用两端固定的方式,然后,按照轴上零件的安装顺序,从处开始设计
(2)轴承的选择与轴段与轴段
⑤的设计该轴段安装轴承,其设计应与轴承的选择同步进行考虑齿轮有轴向力的存在,选用角接触轴承,轴段
⑤上安装轴承,其直径即应便于安装,又应符合轴承内径系列暂取轴承为7205C,查表可得,内径,外径,宽度,定位轴肩直径,外径定位直径,对轴的力作用点与外圈大端面的距离,故通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,则
(3)轴段
②和轴段
④的设计轴段
②上安装齿轮3,轴段
④上安装齿轮2,便于齿轮的安装,和应分别略大于和,初定齿轮2的轮毂宽度范围为(
1.2~
1.5)=
32.4~
40.5mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度相等,左端采用轴肩定位,右端采用套筒固定由于齿轮3的轴径比较小,采用实心式,取其轮毂宽度与其齿轮宽度相等,其右端采用轴肩定位,左端采用套筒固定为使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段
②和轴段
④的长度应比相应齿轮的轮毂短,故取.
(4)轴段
③该段为中间轴上的两个齿轮提供定位,其轴肩高度范围为(
0.07~
0.1)=
1.89~
2.7mm取其高度为,故齿轮
③左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为,齿轮
②与齿轮
③的距离初定为,则箱体与内壁之间的距离为取,则箱体内壁距离为齿轮
②右端面与箱体内壁距离为则轴
③段的长度为
(5)轴段
①及轴段
⑤的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s故轴采用脂润滑,需用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座,轴承内端面距离箱体内壁的距离取为,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成,则轴段
①的长度为轴段
⑤的长度为
(6)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大断面的距离,则由轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为
5.
1.5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接,查图可得键的型号分别为键8×56GB/T1096-1990和键8×32GB/T1096-
19905.
1.6轴的受力分析1画轴的受力简图,如下图所示2计算轴承支承反力在水平面上为式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为3画弯矩图弯矩图如下图所示在水平面上,a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为b-b剖面右侧为在垂直平面上为合成弯矩,在a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为在b-b剖面左侧为在b-b剖面右侧为4画转矩图如下图,
5.
1.7校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩,故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面,故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数为抗扭截面系数为a-a剖面左侧弯曲应力为a-a剖面右侧弯曲应力为扭剪应力为按弯扭组合强度进行校核计算,对于单向转动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数α=
0.6,则当量应力为,所以a-a剖面左侧为危险截面查表可得45刚调质处理抗拉强度极限,查得轴的需用弯曲应力,,强度满足要求
5.
1.8校核键连接的强度齿轮2处键的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为刚,查表可得,强度足够齿轮3处的键长强于齿轮2处的键,故其强度也足够
5.
1.9校核轴的寿命
(1)计算轴承的轴向力查表可知7205C轴承的C=16500N,,可查表知轴承内部轴向力的计算公式,则轴承
1、2的内部轴向力分别为外部轴向力各轴力方向如下图所示则两轴的轴向力分别于因为,故只需校核轴承1的寿命
(2)计算轴承1的当量载荷由,查表可得e=
0.45,因,故X=
0.44,Y=
1.26,则当量动载荷为
(3)校核轴承寿命轴承在100℃下工作,查表得对于减速器,查表得载荷系数轴承1的寿命为减速器预期寿命,故轴承寿命足够
5.2高速轴的计算
5.
2.1已知条件由前面计算已知中间轴的传递功率,转速,齿轮分度圆直径齿轮宽度.
5.
1.2选择轴的材料因为传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,查表可选常用的材料45钢,调质处理
5.
2.3初算轴径最小轴径为C经查表得106~135,考虑轴端不承受转矩,只承受少量的弯矩,故取中间值,则轴与联轴器连接,有一个键槽,轴径应增大3%~5%,轴端最细处轴径为取
5.
2.4轴的结构设计轴的结构设计如下图所示
(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用剖分式结构,该减速器发热小,轴不长,故轴承采用两端固定的方式,然后,按照轴上零件的安装顺序,从处开始设计
(2)联轴器及轴段
①轴段安装轴承
①,此段设计应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动,选用弹性柱销联轴器查表得,取,则计算转矩由表可查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求公称转矩为250N·mm,许用转速8500r/min轴孔范围12~24mm考虑d
11.865mm取联轴器毂孔直径为14mm,轴孔长度27mm,J型轴孔,A型键,联轴器主动端代号为LX114×27GB/T5014-2003,相应的轴段
①的直径,其长度略小于毂孔宽度,取
(3)密封圈及轴段
②在确定轴段
②轴径的同时,应考虑联轴器的轴向固定及轴承端盖密封圈的尺寸,联轴器采用轴肩定位,轴肩高度,轴段
②的轴径最终由密封圈确定该轴的圆周速度小于3m/s,查表可得选用20JB/ZQ4606-1997,则轴承与轴段
③和轴段
⑦考虑齿轮有轴向力的存在,选用角接触轴承,轴段
③上安装轴承,其直径即应便于安装,又应符合轴承内径系列暂取轴承为7204C,查表可得,内径,外径,宽度,定位轴肩直径,外径定位直径,对轴的力作用点与外圈大端面的距离,故取轴段
③的直径轴承采用脂润滑,需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环,轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取为△,挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1~2mm,挡油环轴口宽度初定为,则通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号,则,
(5)齿轮及轴段
⑤该段上安装齿轮,为便于安装应略大于,可初定为,查表可得该处键的截面尺寸为b×h=8×7mm轮毂键槽深度=
3.3mm则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为故该轴设计成齿轮轴,则,
(6)轴段
④和轴段
⑥的设计该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径,则,齿轮右端面距箱体内壁距离取为,则轴段
⑥的长度轴段
④的长度
(7)轴段
②的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关轴承座的宽度为,由表可得,下箱座壁厚,取,取轴承旁边连接螺栓为M12,则,箱体轴承座宽度为,取;地脚螺栓,则由轴承端盖连接螺定为,由表可查得轴承端盖凸缘厚度取为;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为;端盖连接螺钉查表采用螺钉GB/T5718M8×25;其安装圆周大于联轴器的轮毂外径,轮毂外径不与端盖螺栓的拆卸空间干涉,故取联轴器轮毂端面与联轴器外端距离为则
(8)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大断面的距离,则由轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为
5.
2.5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接,查图可得键的型号分别为键5×22GB/T1096-
19905.
2.6轴的受力分析1画轴的受力简图,如下图所示2计算轴承支承反力在水平面上为式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为3画弯矩图弯矩图如下图所示在水平面上,a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为在垂直平面上为合成弯矩,在a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为4画转矩图如下图,
5.
2.7校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大,但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩,故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面,故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数为抗扭截面系数为a-a剖面左侧弯曲应力为扭剪应力为按弯扭组合强度进行校核计算,对于单向转动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数α=
0.6,则当量应力为查表可得45刚调质处理抗拉强度极限,查得轴的需用弯曲应力,,强度满足要求
5.
2.8校核键连接的强度联轴器处键的挤压应力为取键、轴及联轴器的材料都为刚,查表可得,强度足够
5.
2.9校核轴的寿命
(1)计算轴承的轴向力查表可知7205C轴承的C=16500N,,可查表知轴承内部轴向力的计算公式,则轴承
1、2的内部轴向力分别为外部轴向力各轴力方向如下图所示则两轴的轴向力分别于
(2)计算轴承当量载荷因,查表可得e=
0.39,因,故X=
0.44,Y=
1.43,则当量动载荷为因,查表可得e=
0.38,因,故X=
0.44,Y=
1.48,则当量动载荷为
(3)校核轴承寿命因为,故只需要校核轴承1的寿命,,轴承在100℃下工作,查表得对于减速器,查表得载荷系数轴承1的寿命为减速器预期寿命,故轴承寿命足够
5.3低速轴的计算
5.
3.1已知条件由前面计算已知中间轴的传递功率,转速,齿轮分度圆直径齿轮宽度.
5.
3.2选择轴的材料因为传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,查表可选常用的材料45钢,调质处理
5.
3.3初算轴径最小轴径为C经查表得106~135,考虑轴端只承受转矩,故取较小值,则轴与联轴器连接,有一个键槽,轴径应增大3%~5%,轴端最细处轴径为
5.
3.4轴的结构设计轴的结构设计如下图所示
(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用剖分式结构,该减速器发热小,轴不长,故轴承采用两端固定的方式,然后,按照轴上零件的安装顺序,从处开始设计
(2)联轴器及轴段
①轴段安装轴承
①,此段设计应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动,选用弹性柱销联轴器查表得,取,则计算转矩由表可查得GB/T5014-2003中的LX2型联轴器符合要求公称转矩为560N·mm,许用转速6300r/min轴孔范围20~35mm考虑d
32.9mm取联轴器毂孔直径为35mm,轴孔长度60mm,J型轴孔,A型键,联轴器主动端代号为LX135×60GB/T5014-2003,相应的轴段
①的直径,其长度略小于毂孔宽度,取
(3)密封圈及轴段
②在确定轴段
②轴径的同时,应考虑联轴器的轴向固定及轴承端盖密封圈的尺寸,联轴器采用轴肩定位,轴肩高度,轴段
②的轴径最终由密封圈确定该轴的圆周速度小于3m/s,查表可得选用40JB/ZQ4606-1997,则轴承与轴段
③和轴段
⑥的设计轴段
③和
⑥上安装轴承,其直径即应便于安装,又应符合轴承内径系列考虑齿轮有轴向力的存在,选用角接触轴暂取轴承为7209C,查表可得,内径,外径,宽度,定位轴肩直径,外径定位直径,轴上定位端面最大圆角半径为,对轴的力作用点与外圈大端面的距离,故取轴段
③的直径轴承采用脂润滑,需要用挡油环,挡油环轴口宽度初定为,则通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号,则
(5)齿轮及轴段
⑤该段上安装齿轮,为便于安装应略大于,可初定为,齿轮4的轮毂宽度范围为(
1.0~
1.5)=47~
70.5mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度相等,右端采用轴肩定位,左端采用套筒固定为使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段
⑤的长度应略短于轮毂,
(6)轴段
④该轴段为齿轮提供定位和固定作用,轴肩高度范围为(
0.07~
0.1)=
3.29~
4.7mm取其高度为,故齿轮左端面距箱体内壁距离为,轴段
④的长度
(7)轴段
②与轴段
⑥的长度轴段
②的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关;轴承端盖连接螺栓采用螺栓GB/T5718M8×25;其安装圆周大于联轴器的轮毂外径,轮毂外径不与端盖螺栓的拆卸空间干涉,故取联轴器轮毂端面与联轴器外端距离为则则轴段
⑥的长度为
(8)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大断面的距离,则由轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为
5.
3.5键连接联轴器与轴段
①及齿轮
④与轴段
⑤采用A型普通平键连接,查图可得键的型号分别为键10×56GB/T1096-1990和键14×45GB/T1096-
19905.
3.6轴的受力分析1画轴的受力简图,如下图所示2计算轴承支承反力在水平面上为在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为3画弯矩图弯矩图如下图所示在水平面上,a-a剖面右侧为a-a剖面左侧为在垂直平面上为合成弯矩,在a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为4画转矩图如下图,
5.
3.7校核轴的强度因a-a剖面右侧弯矩大且作用有转矩,故a-a剖面右侧均有可能为危险剖面,故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭组合强度进行校核计算,对于单向转动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数α=
0.6,则当量应力为查表可得45刚调质处理抗拉强度极限,查得轴的需用弯曲应力,,强度满足要求
5.
3.8校核键连接的强度联轴器处键的挤压应力为齿轮4处键的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为刚,查表可得,强度足够
5.
3.9校核轴的寿命
(1)计算轴承的轴向力查表可知7209C轴承的C=38500N,,可查表知轴承内部轴向力的计算公式,则轴承
1、2的内部轴向力分别为外部轴向力各轴力方向如下图所示则两轴的轴向力分别于
(2)计算当量载荷由,查表可得e=
0.39,因,故X=
0.44,Y=
1.45,则当量动载荷为由,查表可得e=
0.41,因,故X=
0.44,Y=
1.37,则当量动载荷为
(3)校核轴承寿命因故只需要校核轴承2的寿命,轴承在100℃下工作,查表得对于减速器,查表得载荷系数轴承1的寿命为减速器预期寿命,故轴承寿命足够箱体结构的设计
6.1箱体的结构形式选择铸造的直壁式,其结构简单,刚性好为了便于箱体内零件的装拆,箱体采用剖分式
6.2箱体结构尺寸箱座厚度二级齿轮减速器为因此取=8mm箱盖壁厚箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度箱体结构的主要尺寸见下表名称代号尺寸/mm高速级中心距130低速级中心距160下箱座壁厚8上箱座壁厚8下箱座剖分面处凸缘厚度12上箱座剖分面处凸缘壁厚12地脚螺栓底脚厚度p箱座上的肋厚M箱盖上的肋厚地脚螺栓直径地脚螺栓通孔直径地脚螺栓沉头座直径底脚凸缘尺寸(扳手空间)地脚螺栓数目n轴承旁连接螺栓通孔直径轴承旁连接螺栓沉头座直径剖分面凸缘尺寸(扳手空间)上下箱连接螺栓(螺钉)直径上下箱连接螺栓通孔直径上下箱连接螺栓沉头座直径箱缘尺寸(扳手空间)轴承盖螺钉直径检查孔盖连接螺栓直径圆锥定位销直径减速器中心高H轴承旁凸台高度h轴承旁凸台半径轴承端盖(轴承座)外径轴承旁连接螺栓距离S箱体外壁至轴承座端面的距离K轴承座孔长度大齿轮顶圆与箱体内壁间距离齿轮端面与箱体内壁间的距离45钢,小齿轮调质大齿轮正火8级精度满足齿根弯曲疲劳强度45钢,小齿轮调质大齿轮正火8级精度满足齿根弯曲疲劳强度45钢,调质处理轴的强度满足要求键连接强度满足要求轴承寿命满足要求齿轮轴轴的强度满足要求键连接强度满足要求轴的寿命满足要求轴的强度满足要求键连接强度符合要求轴的寿命符合要求。