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机械设计课程设计-带式输送机二级圆柱齿轮减速器设计(F=7,V=0.37,D=400)【全套图纸】.doc

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1、1机械课程设计(带式输送机)全套图纸,加 153893706专 业:农业机械化及其自动化(机电一体化方向)班 级: 05 机化 2 班 学 号: 姓 名: 指导老师: 日 期: 2008 年 1 月 2目 录1. 设计课程设计任务书及传动方案分析32. 选择电动机43. 传动比的分配及轴功率转速转矩的计算54. 带传动的设计计算75. 齿轮传动的设计计算96. 设计轴及键、轴承装置、联轴器的设计计算167. 润滑与密封288. 箱体结构尺寸299. 设计总结3010. 参考文献303一、设计课程设计任务书及传动方案分析华南农业大学工程学院机械设计课程设计任务书设计题目:05 机化 2 班 (2

2、)设计参数:表 1给定的设计参数设计要求: 1. 输送机运转方向不变,工作载荷稳定。2. 输送带鼓轮的传动效率取为 0.97。3. 工作寿命为 8 年,每年 300 个工作日,每日工作 16 小时。设计内容:1. 装配图 1 张;2. 零件图 3 张;3. 设计说明书 1 份。说明:1. 带式输送机提升物料:谷物、型砂、碎矿石、煤炭等;2. 输送机运转方向不变,工作载荷稳定;传动方案 输送带的牵引力F,(kN)输送带的速度 ,(m/s)提升机鼓轮的直径D,(mm)方案(1)7 0.37 40043. 输送带鼓轮的传动效率取为 0.97;4. 工作寿命为 8 年,每年 300 个工作日,每日工作

3、 16 小时。传动方案分析1动力传递顺序:电机带传动两级圆柱齿轮减速器联轴器 工作机(输送带轮鼓) ;工作状况:输送机运转方向不变,工作载荷稳定,工作寿命为 8 年,每年300 个工作日,每日工作 16 小时。参数条件:输送带工作的牵引力为 7kN,输送带工作的速度为 0.37m/s,提升机鼓轮的直径为 400mm、输送带鼓轮传动效率为 0.97。带式输送机传动简图:二、选择电动机1:传动方案传动方案:电机带传动两级圆柱齿轮减速器工作机2:选择电动机2.1 电动机所需的输出功率 Pd 计算如下:2.1.1 确定工作机构所需的功率Pw=Fv/(1000w),其中 F=7 KN,v=0.37m/s

4、,w=0.97, 计算得 P w=2670W 。2.1.2 确定传动装置的效率 。传动装置为串联时,总效率等于各级传动效率和轴承,联轴器效率的连乘1234 55积。即:= 1 2 3 k其中,圆柱齿轮的传动取 8 级精度的一般齿轮传动(油润滑) ,齿轮的传动效率 1=0.97;V 带传动取 2=0.94;轴承,选用滚子轴承,每对效率 3=0.98,共 4 对;常用联轴器,选用齿式联轴器, 4=0.99。所以,总的传动效率是:= 12 2 34 4=0.9720.940.9840.99=0.80762.1.3 电动机所需输出的功率为:P d=Pw/,带入数据得,P d=3306W。2.2 电动机

5、转速的确定。选用 1000r/min2.3 电动机型号的确定。确定型号是应该满足的条件,电动机的额定功率 P 应该满足 Pk APd ,由于输送带的运转方向不变,工作载荷稳定,所以取 kA=1.2,所以 P=3967W。综上所述,电动机的额定功率选择为 4kW。电动机的选择:电动机类型为 Y132M1-6,额定功率为 4kW,满载转速为960r/min,启动转矩为 2.0,电动机轴伸出端直径为 38k6 mm,电动机中心高132mm,外形尺寸 515280315。附:电动机的型号参数三、传动比的分配及轴功率转速转矩的计算1 总传动比的计算。若选用电动机的满载转速为 n1 ,工作机的转速为 nw

6、 ,总的传动比为 i=n1/nw其中 n1=960r/min,nw=601000vb/(D) r/min ,D=400mm , Vb=0.37m/s , 代入得 nw=17.7r/min , 所以总传动比 i=54.34 。2 传动比的分配。两级圆柱齿轮减速器的传动比为 i=830,总传动比 i=54.34 ,取 V 带传动比为iv=3.4 ,所以二级圆柱齿轮的传动比为 016vi。对于二级圆柱齿轮减速器,两级齿轮要求配对材料,性能及宽度大致相同,两级齿轮传动比按下式分配高速级传动比 1i (.34)i,取10.41.64.73ii,所以低速级传动比 2016.73.8。3 各轴功率的计算6带

7、式输送机属于通用机械,故以电动机的额定功率 P 作为设计功率,用以计算传动装置中各轴的功率。由于,圆柱齿轮的传动取 8 级精度的一般齿轮传动(油润滑) ,齿轮的传动效率 1=0.97;V 带传动取 2=0.94;轴承,选用滚子轴承,每对效率 3=0.98,共 4 对;常用联轴器,选用齿式联轴器, 4=0.99。所以,总的传动效率是:= 12 2 34 4=0.9720.940.9840.99=0.8076于是,高速轴 1 的输入功率等于电动机的输出功率,即:P1=P3.967 kW中间轴 2 的输入功率:P2 P 1 2 339670.940.98 W3654.3 W中间轴 3 的输入功率:P

8、3 P 2 3 13654.40.980.97 W3474 W中间轴 4 的输入功率:P4 P 3 3 134740.980.97 W3302 W工作机的输入功率是:P5P 4 3 433020.980.99 W3204 W4 各轴转速的计算:条件:两级圆柱齿轮减速器的传动比为 i=830,考虑到总体尺寸取 i 齿轮=16,取两级的传动比均为 i 轮 4。所以 V 带传动比取为 iv=54.3416=3.4 高速轴 1 的转速 n 1n 电动机 960 r/min1234 57轴 2 的转速 n 2n 1/iv282.35 r/min轴 3 的转速 n 3n 2/i 轮 59.69 r/min

9、轴的转速 n 4n 3/i 轮 17.7 r/min工作机的转速 n 5n 417.7 r/min5 各轴的输入转矩的计算电动机的输出转矩 T 19550P 1/ n1 代入数据得 T 139.46Nm轴 2 的输入转矩 T 29550P 2/ n2 代入数据得 T 2123.60Nm轴 3 的输入转矩 T 39550P 3/ n3 代入数据得 T 3555.82Nm轴 4 的输入转矩 T 49550P 4/ n4 代入数据得 T 41791.7Nm轴五的输入转矩 T 59550P 5/ n5 代入数据得 T 51738.5Nm四、传动零件的设计计算:V 带的设计.确定计算功率.选择 V 带的

10、类型,由 Pca 、n 1 ,结合课本图 8-11 选用 A 型。.确定带轮的基准直径 dd ,并验算带速。.初取小带轮的基准直径 dd1=112mm .验算带速 vV=d d1n1/(601000)=112960/(601000) m/s =5.63 m/s ,因为5m/s900 .计算带的根数 Z.计算单根 V 带的额定功率 Pr 由 dd1=112mm ,n 1=960r/min 得单根普通 V 带的基本额定功率 P0=1.15kW ,由 n1=960r/min ,i v=3.4 和 A 型带,查表得 P 0=0.11kW查表得包角修正系数 K =0.885 ,长度系数 KL=0.99

11、。于是Pr=(P 0+P 0)K KL=(1.15+0.11)0.8850.99kW = 1.104 kW.计算 V 带的根数 ZZ=P/Pr=3.967/1.104=3.594 根.计算单根 V 带的初拉应力的最小值(F 0)min已知 V 带的单位长度质量 q=0.1kg/m ,所以 (F0)min=500(2.5K )P/(ZvK )qv 2 = 163.9 N所以应使带的实际初拉应力 F0(F0)min 。.计算压轴力 FP 压轴力的最小值(F P) min=2Z(F0)minssin( 1/2)=1234 N电动机的输出轴的直径 D=38mm,小带轮的基准直径为 1d=112mm,由

12、于 2.5D1d300mm,所以小带轮采用腹板式,根据经验公式 (.82)D,()74CB, (1.52)LD,取 12d, 4CB,即 d176mm,由带数z,B=2f4e77.2mm, 6.54Bm,取 LB77.2mm(小于电动机伸出端长度 80mm) ,19.3c,小带轮的结构尺寸如下表:项目 数值 项目 数值基准宽 db11 第一槽对称面至端面的距离下偏差 基准线上槽深 aH2.8 基准直径 1d1129基准线下槽深 fH8.8 顶圆直径 1ad118槽间距 e14.8 1 76槽间距上偏差 轮缘宽度 B77.2槽间距下偏差 腹板厚度 C19.3第一槽对称面至端面的距离 f9.0 与

13、基准直径相适应的 34第一槽对称面至端面的距离上偏差 轮毂宽度 L77.2大带轮的槽结构尺寸与小带轮基本相同,只是 2d=380.8mm, 2ad=386.8mm,与 2d相适应的 38。五、齿轮传动设计高速级齿轮设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动;由于运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 8 级精度;参考机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质)硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 铜(调质)硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿 22,由于高速级齿轮传动比为 4.73,所以大齿轮齿数2104zi。2 按齿

14、面接触强度设计 2131.tEtdHKTZud1) 确定公式内的各计算数值(1) 试选载荷系数 1.3t(2) 计算小齿轮传递的转矩 213.60mTN小 齿 轮 (3) 由机械设计表 10-7 选取齿宽系数 d(4) 由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 1/2EZ=89.MPa 10(5) 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlin1=60 MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlin2=50 MPa(6) 计算应力循环次数 81282.351608.1hNjL1.70i(7) 由机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 10.9HNK,20.95HNK(

15、8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得1lim0.9654asHNMP , 2li.2.HK 2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 1td,代入 H中较小的值231d2. 68.451t Et HKTzud m小 齿 轮(2) 计算圆周速度 v12.06tnvms(3) 设计齿宽 b18.45dtb(4) 计算模数与齿高之比 b/h模数 13.ttmzm齿高 2.570th/98b(5)计算载荷系数11根据 v1.012m/s,8 级精度。由机械设计图 10-8 查得动载荷系数 1.0vK直齿轮,由机械设计查得 H由机械设计表 10-2 查得使用系数 1A由机械设计表

16、 10-4 查得 8 级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,用插值法得1.45HK由 69.87029.bh, 1.45HK,查机械设计图 10-13 得 1.40FK故载荷系数 .9AV(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得 317.41ttdKm(7)计算模数 m1/.z3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式 132FaSdYKTmz1)确定公式内的各计算数值(1)由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 150FEMPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 238(2)由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳强度寿命系数 10.95FNK, 20.97FN(3)计算弯曲疲劳许

17、用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得10.953.2864FNEMPaS12220.973826.14FNEKMPaS(4)计算载荷系数 K 5AVF(5)查取齿形系数、液压力校正系数由机械设计表 10-5 查得 12.7FaY, 2.17Fa, 1.57SaY, 21.93Sa(6)计算大.小齿轮的 FSa并加以比较10.259FaSY,20.1483aSFY,大齿轮的数值大2)设计计算 23d12.68mzFaSKTYm小 齿 轮 对比齿面接触疲劳强度计算的模数 m 与齿根弯曲疲劳强度计算的模数 m,得到齿 面 接 触 疲 劳 强 度 齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度,由于齿轮模数 m

18、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,可取弯曲强度算得的模数 2.268mm,并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径 317.41ttdK,算出小齿轮齿数 11/29.30zdm,大齿轮齿数 24i。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,并做到结构紧凑,避免浪费。4 几何尺寸计算1)计算分度圆直径 2.5307dmzm2142)计算中心距1312()/5adm3)计算齿轮宽度 17db取 25B , 180 结构设计及绘制齿轮零件图低速级齿轮设计1 选定

19、齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动;由于运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 8 级精度;参考机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质)硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 铜(调质)硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿 24,由于高速级齿轮传动比为 3.38,所以大齿轮齿213.8241.82zi。2 按齿面接触强度设计 2131.tEtdHKTZud1)确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数 1.3t(2)计算小齿轮传递的转矩 35.82mTN小 齿 轮 (3)由机械设计表 10-7 选取齿宽系数 1d(4)由机

20、械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 1/2EZ=89.MPa (5)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlin160大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlin2=50 MPa(6)计算应力循环次数(轴 3 的转速为 59.69r/min) 8126059.611.3750hNnjL7214.069Ni14(7)由机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 10.95HNK, 20.97hN (8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得1lim0.95670HNKMPaS, 2li2 3.52)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 1td,代入 H中较

21、小的值231d2. 3.957t Et HKTzud m小 齿 轮(2) 计算圆周速度 v130.5626tnvms(3)设计齿宽 b1.97dtb(4)计算模数与齿高之比 b/h模数 14.8ttmzm齿高 2.5063th/7b(5)计算载荷系数根据 v0.356m/s,8 级精度。由机械设计图 10-8 查得动载荷系数 1.02VK直齿轮,由机械设计查得 H由机械设计表 10-2 查得使用系数 1A由机械设计表 10-4 查得 8 级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,用插值法得1.473HK由 /0.6bh, 1.473HK,查机械设计图 10-13 得 1.42FK15故载荷系数 1.

22、02.4731.502AVHK(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得 3119.5ttdm(7)计算模数 m1/4.8z3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式 132FaSdYKTmz1)确定公式内的各计算数值(1)由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 150FEMPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 238(2)由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳强度寿命系数 10.9FNK, 20.95FN(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得132.4FNEMPaS2578K(4)计算载荷系数 K 1.02.418AVF(5)查取齿形系数、液压力校正系数由

23、机械设计表 10-5 查得 1.65FaY, 1.Sa, 2.18FaY, 2.71Sa(6)计算大.小齿轮的 FSa并加以比较1610.261FaSY2.53FaS大齿轮的数值大2)设计计算 23d123.49mzFaSKTYm小 齿 轮 对比齿面接触疲劳强度计算的模数 m 与齿根弯曲疲劳强度计算的模数 m,得到齿 面 接 触 疲 劳 强 度 齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度,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,可取弯曲强度算得的模数 3.492mm,并就近圆整为标准值m=3.5mm,按接触疲劳

24、强度算得的分度圆直径 13.957td,算出小齿轮齿数 11/32.56zdm,大齿轮齿数 281.42i。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,并做到结构紧凑,避免浪费。4 几何尺寸计算1)计算分度圆直径 3.51.dmzm2292)计算中心距 12()/53.7ad3)计算齿轮宽度 1.dbm取 25B , 120.5B17 结构设计及绘制齿轮零件图六、及轴承零件的设计计算(一)轴 1 的设计计算输入轴上的功率 223.654,n8.35/minPkwr转 速 , 21360TNm求作用在齿轮上的力420t1. 967mtana.trTNFd高 速 小

25、齿 轮压轴力 miin()()s(2)134PzF在运转的过程中,取 00.i,所以min1.3().1346.PFN初定轴的最小直径选轴的材料为钢,调质处理。根据表,取 01A于是由式初步估算轴的最小直径233min0.65412.83PdAm这是安装联轴器处轴的最小直径,由于此处开键槽两个,校正值 min(25.83.1%)9.16d轴的结构设计)拟定轴上零件的装配方案18)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)初选型号 6408 的深沟球轴承 参数如下40127dDBm, 50adm 10aD , 37.5orCkN所以轴段上 AB 段和 EF 段的直径均为 40mm。 (2)轴

26、段 CD 上安装齿轮,为便于齿轮的安装,CD 段可取直径 42mm.齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 CD 的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 80B,故取 78CDl。(3)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段 ED 的直径, 轴肩高度 dh1.07.,取轴间高度为 4mm,ED 段的右端长取 8mm 段直径为 50mm。ED 左端长取8mm 段直径为 50mm。中间段的直径取为 46mm。(4)由中间轴的总长度可以得到其余各轴段的长度。 31.5AFlm,12ADlm, 19CBl, 162.5EDlm。 46ACl。(5)由于轴承宽度 B27mm

27、,轴承外径为 110mm。由机械设计手册可知,轴承盖凸缘 e14.4mm , (端盖上螺栓直径 d12mm,e 1.2d) ,所以取端盖厚度为 30mm,取带轮右端与轴承盖左端面距离为 H,H=18mm,所以 18HGlm,且 40HEd。取 30HId,已知大带轮得厚度为 77.2mm。大带轮的右端 用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径为 30mm,所以可以取 76HIl。(6)确定轴上圆角和倒角根据轴的直径查表得轴端得倒角为 1.245,轴肩处得圆角半径为 1.6mm。(7)键连接。大带轮:选普通平键 键的尺寸 bh87,长度取为 50mm。齿轮:选普通平键 键的尺寸 bh128,长度取为

28、 50mm。195.轴的受力分析 1)画轴的受力简图已知电机的压轴力 min1.3().123460.2PFN,420t6975tana1.trTNFd高 速 小 齿 轮 21360Tm)计算支承反力当电机压轴力如图所示垂直纸面向里时在水平面上 12305.46,894.1HHFN在垂直面上 v128.,0.3v总支承反力2021vH12304.8925FN计算弯矩 150.49HVMNm,456.7103CHVMNm152.30c当压轴力由上垂直向下时在水平面上 128.4,1397.85HHFNF在垂直面上 v1239.,6.v总支承反力 21vH128.765FN计算弯矩 51.490H

29、VMmN,51.018HCVMNm51.2340c当压轴力由下垂直向上时在水平面上 12.8,39.4HHFNF在垂直面上 v1239.,56.7v总支承反力 21vH128.475FN计算弯矩 51.90HVMmN,452.9810CHVMNm2151.49038cMNm当压轴力垂直纸面向外时在水平面上 1205.46,894.1HHF在垂直面上 v1297.,53.0vNN总支承反力 21vH126.4795F计算弯矩 150.49HVMNm45.10CHVMNm15.70c4)画转矩图236TNm6 校核轴的强度C 剖面左侧,因弯矩大,有转矩,还有键槽引起的应力集中,故 C 剖面左侧为危

30、险剖面3232()41864.3dbtW7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数 6.0,则22()5.6caMTPaW查表 15-1 得 1=60mpa,因此 1ca,故安全.8 校核键连接强度高速小齿轮处: 29.43FTPkld查表得 mpap1502. p故强度足够.22大带轮处: 247.09FTMPakld查表得 mpp150. p故强度足够.9. 校核轴承寿命由计算得出的轴承上承受的最大合力计算轴承载荷 对于轴承 2 径向:22vH3092.51FN轴向力为 0轴承 2 为受载较大的轴承,按轴承 2 计算查表 13-5 得 X=1,Y

31、=0,按表 13-6, .1pf,取 2.pf,故2371.0PfFN,61098.47hCLhnP,由额定使用寿命 38400h 可知,轴承合格。23 轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计中间轴上的参数: 33347,5.82,59.6/minWTNnr求作用在齿轮上的力高速大齿轮:3t121.8Fd大 齿 轮,r1tan9.73N低速小齿轮: 3t2rt624.5an0TFd小 齿 轮初定轴的最小直径选轴的材料为钢,调质处理。根据表,取 01mA 于是由式初步估算轴的最小直径3min042.6pd由于轴上开 2 个键槽,所以最小直径按 13增长,所以in18.17m轴的结构设计23)拟定轴上

32、零件的装配方案(见上图)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度( 1 )初选型号 6311 的深沟球轴承 参数如下5029dDB65adm 120aD 基本额定载荷 4.8orCkN 轴段 ab,ef 的直径与轴承的内径相同,故取 5befdm ( 2 )轴段 de,bc 上安装齿轮,为便于齿轮的安装,de,bc 段的各直径应略大于 ef,ab 的直径,可取 5bcde.小齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 bc 的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知小齿轮齿宽 120.5mm,取 18.bclm。已知大齿轮的齿宽是 75mm,取73delm两齿轮间的间隙

33、取为 20mm。( 3 )小齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段 cd 的直径, 轴肩高度h1.0.,故取 cd 段的直径为 59.4mm。取轴肩宽度为 20mm。( 4 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距 H,取 mH12 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离 S=8mm,由于轴承宽度为 29mm.轴承外径为 120mm 由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度 e=14.4mm。取端盖总厚度为30mm。(5)轴上零件的周向定位,两个齿轮与轴的周向定位均采用平键连接,由教材(6-1)得,平键截面 bh1610,键槽长度取为 63mm,同时为了保证齿轮与轴配合由良好得对中性,选择齿轮榖与轴得

34、配合为 H7h6滚动轴承和轴得周向定位是 由过渡配合来保证的,此处选直径尺寸公差为 m6(6)确定轴上圆角和倒角根据轴的直径查表得轴端得倒角为 245,轴肩处得圆角半径为 2.0mm。5.轴的受力分析1)画轴的受力简图24)计算支承反力在水平面上 125490.,761.5HHFNFN在垂直面上 v2874v总支承反力 21vH12549.723FN3 ) 画弯矩图:水平面弯矩 5127.046HMm垂直面弯矩255142.03VMNm,所以合成弯矩5127.40694 ) 画转矩图 35.82TNm6 校核轴的强度低速小齿轮剖面,因弯矩大,有转矩,还有键槽引起的应力集中,故低速小齿轮剖面为危

35、险剖面按弯矩合成应力校核轴的强度 323()145.6dbtWm对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数 6.0,则22()5.36caMTPaW查表 15-1 得 1=60mpa,因此 1ca,故安全.7 校核键连接强度高速齿轮: 3264FTPkld查表得 mpap150. p故强度足够.低速齿轮: 3264.FTMPkld查表得 mpap150. p故强度足够.8. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承 1 径向:2115497.8rVHFN轴向为 0轴承 2 径向:22.3rV轴向: 2aF因此,轴承 1 为受载较大的轴承,按轴承 2 计算26查表 13-5 得 X=1,Y=0,

36、按表 13-6, 2.10pf,取 .0Pf,故 P7552.35N610582.06hCLhnP,所以使用寿命合格,故该轴承对合格。3. 4 轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计输出轴上的参数 444302,179.,17./minWTNnr求作用在齿轮上的力4trt291.an37TFNd大 齿 轮初定轴的最小直径选轴的材料为钢,调质处理。根据表,取 018mA 于是由式初步估算轴的最小直径3min06.7pdA,由于开键槽二个,所以轴的直径按 13增长,取 in19.,联轴器的计算转矩查表 14-1 取 3.1AK,则 47132caATKNm。查机械设计手册 (软件版) ,选用 GB50

37、14-1985 中的 ZL5 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 4000N。半联轴器的孔径 70mm,轴孔长度 L107,C型键,联轴器主动端的代号为 HL4 55*84 GB5014-1985,相应地,轴段 FG 的直径 70mm。轴的结构设计)拟定轴上零件的装配方案(见前图)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度()为满足半联轴器的轴向定位要求,FG 轴段右端需制处一轴肩,轴肩高度dh1.07.,故取 EF 段的直径为 75mm(2)初选型号 6215 的深沟球轴承 参数如下49.5orCkN, DB=751302, 84adm, 12aD。27故 75ABEFdm 。( 3 )轴段 BC

38、 上安装齿轮,为便于齿轮的安装,BC 段直径应略大与 AB 段的直径,可取 BC 段的直径为 80mm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 BC 的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽B115.5mm,故取 BC 段的长度为 13BClm。( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段 CD 的直径, 轴肩高度dh1.07.,取 86CD, .4lh,故取 8.4CDl。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段 DE 的直径应根据 6215 深沟球轴承的定位轴肩直径 a确定,即 EDad( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距 H,取 H=20mm ,取

39、轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离 S=8mm,由于轴承宽度 B=25mm,轴承外径为130mm,由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度 e=14.4mm,取轴承盖总厚度为30mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离 K=18mm.故 73EFlm。为满足半联轴器的轴向定位要求,EF 端直径应大于 FG 直径,取 5d。联轴器的右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 D 70mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为 107mm,为了保证轴端挡圈只压着半联轴器上,故 FG 段长度应比轴孔长度小,取 103FGdm。确定轴段 DE 的长度,由于中间轴的总长度为 313.5mm,所以轴段 DE 的长度

40、为 111.6mm。6)键连接。联轴器:选普通平键 键尺寸参数 bh2012,长度为 80mm齿轮:选普通平键 键尺寸参数 bh2214 长度为 80mm5.轴的受力分析,取齿轮齿宽中间为力作用点1 )画轴的受力简图28)计算支承反力在水平面上 126038.7,310.6HHFNF在垂直面上 v2998v总支承反力 21vH12640.735FN3 )画弯矩图 .8BVMm5.901H故 623BN4)画转矩图 47.Tm6 校核轴的强度C 剖面左侧,因弯矩大,有转矩,还有键槽引起的应力集中,故 C 剖面左侧为危险剖面29323()4510.8dbtWm按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动

41、的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数 6.0,则22()7.60caMTPa查表 15-1 得 1=60mpa,因此 1ca,故安全.7 校核键连接强度联轴器: 2106.5FTMakld查表得 mpp. p故强度足够.齿轮: 279.FTPakld查表得 mpp150. p 故强度足够.8 校核轴承寿命由轴承的受力情况查表,查表 13-5 得 X=1,Y=0 按表 13-6, 2.10pf,取1.0Pf,故 =642.70N 61043512.6hCLhnP所以轴承的使用寿命是合格的。七.润滑与密封目的 过程分析 结论润滑与密封1润滑方式的选择因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好

42、、不易流失,齿轮靠机体油的飞溅润滑。2,3,4 轴的速度因子min10)5.(5rdn,查机械设计手册可选用钠基润滑剂 2 号2密封方式的选择由于 2,3,4 轴与轴承接触处的线速度 smv10,所以采用毡圈密封3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器,查机械手册可选用中负载工业齿轮30油 N200 号润滑,轴承选用 ZGN2 润滑脂八.箱体结构尺寸目的 分析过程 结论机座壁厚 =0.025a+5 11.35mm机盖壁厚 1 1=0.025a+5 11.35mm机座凸缘壁厚 b=1.5 17.02mm机盖凸缘壁厚 b1=1.5 117.02mm机座底凸缘壁厚 b2=2.528.36mm地脚螺钉

43、直径 df =0.036a+12 21.14mm 取 24mm地脚螺钉数目 A 接近 250,n=6 6 轴承旁联接螺栓直径 d1=0.75 df 15.86mm 取 16mm机盖与机座联接螺栓直径 d2d2=(0.50.6) d f 10.57mm 取 12mm联接螺栓 d2 间距 L=150200 190mm轴承盖螺钉直径 d3=(0.40.5) d f 12mm窥视孔螺钉直径 d4=(0.30.4) d f 6.34mm 取 7mm定位销直径 d=(0.70.8) d2 9mm轴承盖螺钉分布圆直径 D1= D+2.5d3(D 为轴承座镗孔直径)D12=140mm(轴)D13=150mm(

44、轴)D14=160mm(轴)轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3 D22=170mm(轴)D23=180mm(轴)D24=190mm(轴)大齿顶圆与箱体内壁距离 1 11.214mm齿轮端面与箱体内壁距离 2 212 mm,中间轴小齿轮左端 20mm两齿轮端面距离 4=2020 mmdf,d1,d2 至外机壁距离 C1=1.2d+(58) C1f=40mmC11=28mmC12=22mmdf,d1,d2 至凸台边缘距离 C2 C2f=35mmC21=25mmC22=20mm机壳上部(下部)凸缘宽度K= C1+ C2 Kf=75mmK1=53mmK2=42mm轴承孔边缘到螺钉 d1 中 e=(11.2)d1 16mm

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