二级直齿减速器课程设计352.1%1.2%250
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共40页)
编号：519604
类型：共享资源
大小：1.15MB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-14
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
2.4
积分
- 关 键 词：
-
减速器课程设计
- 资源描述：
-
二级直齿减速器课程设计352.1%1.2%250,减速器课程设计
- 内容简介：
-
学号： 2010210279 姓名： 云大宝 2012-11-28 指导教师 : 林植慧 二级减速器课程设计 2010 级机械设计制造及其自动化专业 nts 1 二级减速器课程设计| 2012/11/28机械设计课程设计 二级展开式圆柱齿轮减速器 目录 一、设计总任务书 . 2 二、电动机的选择 . 4 三、传动比的计算及分配 . 6 四、传动装置的运动和动力参数 . 7 五、传动零件的设计 . 8 （ 1）减速器外传动零件的计算 . 8 （ 2）减速器内传动的设计计算 . 9 六、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算 . 17 七、减速器转配草图设计 . 19 八、轴的设计计算 . 20 高速轴的设计 . 20 中间轴的设计 . 26 低速轴的设计 . 32 九、箱体的设计 . 38 十、参考文献 . 38 nts 2 二级减速器课程设计| 2012/11/282010 级机械设计制造及其自动化专业 一：设计总任务书 1、课程设计题目： 设计铸工车间的砂型运输设备。该传送设备的传动系统由电动机、减速器和输送带组成。 每日 叁 班制工作，工作期限为 8 年。 已知条件：输送带带轮直径 d= 250 mm，输送带运行速度 v= 1.2 m/s，输送带轴所需拉力 F= 2100 N。 教师姓名：林植慧 1 2 3 4 5 6 7 输送带带轮直径 d（ mm） 250 250 250 300 300 250 250 输送带运行速度 v（ m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4 1.1 1.2 输送带轴所需拉力 F（ N） 2500 2300 2100 1900 1800 2500 2300 2、分组名单： 题号 1 2 3 4 5 6 7 一班制 徐空军 许允 姚松松 占燕鸣 张杰 张婷婷 张兴 两班制 徐世亮 薛成龙 叶张玲 张国欢 张可可 张响明 张玉成 三班制 许建 杨玉贺 云大宝 张浩 张瑞龙 张小雨 张钊 nts 3 二级减速器课程设计| 2012/11/28nts 4 二级减速器课程设计| 2012/11/28二 . 电动机的选择： 计算项目 计算说明 计算结果 1. 选择电动机的类型 Y 系列三相异步电动机是按照国际电工委员会（ IEC）标准设计的，具有国际互换性的特点。其中 Y 系列（ IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机， 具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点， B 级绝缘，工作环温度不超过+40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1 000 m，额定电压 380 V，频率 50 Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。 根据用途选用 Y系列三相异步电动机 2.选择电动机的功率 由设计任务可知。输送带带轮直径 d= 250 mm，输送带运行速度 v= 1.2 m/s，输送带轴所需拉力 F= 2100 N。 输送带的功率为： kwkwkWvFP52.210002.12100)(1000 查表 2-1 得， 轴承的效率 98.0轴承， v 带的传动效率为 96.0带，联轴器效率联轴器 0.98，齿轮的传动效率为 齿 0.97, 95.0滚筒 kwP w 52.2 nts 5 二级减速器课程设计| 2012/11/28所以电动机到工作区间的总的机械效率为 总79.095.098.096.0 97.098.0 2323 滚筒齿轴承联轴器带总电动机所需要的功率为 : kwPP w 19.3kw79.052.20 总根据表 8-2选取电动机的额定 功率为 P额定4kw 79.0总 kwP 19.30 kwP 4额定 3.确定电动机的转速 输送带带轮的工作转速为： m in/72.91m in/25014.3 2.1100060100060 rrdn w 查表 2-2，二级减速器的传动比为 : 408齿iV 带的传动比为： 42带i得总传动比的范围为： 16016带齿总 iii电动机的转速范围为 m in1 4 6 7 5 .1 6 r /52.14671601672.910 ）（总inn w 由表 8-2 可知，符合要求的电动机同步转速有1500r/min 和 3000r/min，而 3000r/min 的转速太高，故选用转速为 1500r/min 的电动 机进行试算，其满载转速为 1440r/min，型号为 Y112M-4. min/72.91 rn w min/1440 rn m nts 6 二级减速器课程设计| 2012/11/28三 .传动比的计算及分配： 计算项目 计算说明 计算结果 1.总传动比 70.1572.911 4 4 0 nniwm总 70.15i总 2、分配传动比 为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉 现象，现选 V带传动比： 3带i； 则减速器的传动比为 : 23.53 70.15 带总齿 iii 对展开式二级圆柱齿轮减速器，可取21 )4.13.1( ii ，即 iiI )4.13.1( ，其中 1i 为高速级传动比， 2i 为低速级传动比，i为总传动比， 1i 、 2i 均应在推荐的范围内。 考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为 1.4， 取 21 4.1 ii 。 71.223.54.14.11 齿ii 93.171.2 23.512 iii 齿 3带i 93.171.221iints 7 二级减速器课程设计| 2012/11/28四 . 传动装置的运动和动力参数 设0n、 1n 、 2n 、3n、wn分别为 0、 1、 2、 3 轴及工作机轴的转速，单位为min/r ； 0p 、 1p 、 2p 、 3p 、 wp 分别为 0、 1、 2、 3 轴及工作机轴传递的功率，单位为 kw；0T、 1T 、 2T 、3T、wT分别为 0、 1、 2、 3 轴及工作机轴传递的转矩；单位为 mN* 。 计算项目 计算说明 计算 结果 1.各轴的转速 mnn 0=1440r/min； 1 轴 m in/480314401 rinn m 带； 2 轴 m in/12.17771.2480112 rinn ； 3 轴 m in/77.9193.112.177223 rinn ； m in/77.913 rnn w min/14400 rn min/4801 rn m in/12.1772 rn min/77.913 rn m in/77.91 rn w 2.各轴的功率 1 轴 : kwPP 06.396.019.301 带 ； 2 轴 : kwkwPP 91.298.097.006.312 轴承齿 ； 3 轴 : kwkwPP 77.298.097.091.223 轴承齿 ； kwkwPP w63.298.097.077.23 联轴器轴承 kwP 06.31 kwP 91.22 kwP 77.23 kwPw 63.2 nts 8 二级减速器课程设计| 2012/11/283.各轴的转矩 电机轴 mNnPTm 16.211440 19.395509550 00 ；1 轴 mNnPT 88.60480 06.39 5 5 09 5 5 0111 ； 2 轴 mNnPT 90.15612.177 91.295509550222 ;3轴 mNnPT 26.28877.91 77.295509549333mNT wwnPw 69.27395509550 77.91 63.2 mNT 16.210mNT 88.601mNT 90.1562mNT 26.2883mNT w 69.273五 .传动零件的设计计算： （ 1） 减速器外传动零件的计算： V 带的传动设计计算： nts 9 二级减速器课程设计| 2012/11/28校核结果： 图如下所示： （ 2） 减速器内传动的设计计算： nts 10 二级减速器课程设计| 2012/11/28齿轮的设计： 高速级传动比齿轮的设计： 每日 叁 班制工作，工作期限为 8 年。 预期工作寿命 /h= hh 57600243008 nts 11 二级减速器课程设计| 2012/11/28绘制小齿轮的图如下所示 ： 校核结果： nts 12 二级减速器课程设计| 2012/11/28高速级传动比齿轮的校核结果 设计传递功率 /kW: 3.06000 小轮最高转速 /(r/min): 480.00 小轮最大扭矩 /(N.mm): 60881.25 预期工作寿命 /h: 38400 第公差组精度 (运动精度 ) : 8 第公差组精度 (运动平稳性 ): 7 第公差组 精度 (接触精度 ) : 8 名义传动比 : 2.71 实际传动比 : 2.71 使用系数 : 1.10 动载系数 : 1.09 接触强度齿间载荷分配系数 : 1.73 接触强度齿向载荷分布系数 : 1.28 弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.73 弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.21 支承方式 : 对称支承 传动方式 : 闭式传动 齿面粗糙度 Rz / m : 3.20 润滑油运动粘度 V40/(mm2/s): 22.00 小轮齿数 z1 : 24 小轮齿宽 b1 /mm: 49.00 nts 13 二级减速器课程设计| 2012/11/28小轮变位系数 x1 /mm: 0.0000 螺旋角 ( ): 15.0000 小轮分度圆直径 /mm: 99.39 齿轮法向模数 mn /mm: 4.00 小轮计算接触应力 /MPa: 391.81 小轮接触疲劳许用应力 /MPa: 438.96 小轮接触疲劳极限应力 /MPa: 550.00 小轮计算弯曲应力 /MPa: 46.86 小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 226.91 小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 210.00 小轮材料及热处理方式 : 碳钢调质 小轮齿面硬度 /HV10 : 210.00 大轮齿数 z2 : 65 中心距 /mm: 184.279 大轮齿宽 b2 /mm: 39.00 大轮变位系数 x2 /mm: 0.0000 大轮分度圆直径 /mm: 269.17 大轮计算接触应力 /MPa: 391.81 大轮接触疲劳许用应力 /MPa: 461.02 大轮接触疲劳极限应力 /MPa: 550.00 大轮计算弯曲应力 /MPa: 46.25 大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 230.96 nts 14 二级减速器课程设计| 2012/11/28大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 210.00 大轮齿面硬度 /HV10 : 210.00 大轮材料及热处理方式 : 碳钢调质 极限传递功率 (kW): 3.84071 低速级传动比齿轮的设计计算： nts 15 二级减速器课程设计| 2012/11/28绘制小齿轮的图如下： 低速级传动比齿轮的校核结果 nts 16 二级减速器课程设计| 2012/11/28设计传递功率 /kW: 2.91000 小轮最高转速 /(r/min): 177.12 小轮最大扭矩 /(N.mm): 156900.00 预期工作寿命 /h: 38400 第公差组精度 (运动精度 ) : 8 第公差组精度 (运动平稳性 ): 7 第公差组精度 (接触精度 ) : 8 名义传动比 : 1.93 实际传动比 : 1.92 使用系数 : 1.10 动载系数 : 1.06 接触强度齿间载荷分配系数 : 1.72 接触强度齿向载荷分布系数 : 1.29 弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.72 弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.22 支承方式 : 对称支承 传动方式 : 闭式传动 齿面粗糙度 Rz / m : 3.20 润滑油运动粘度 V40/(mm2/s): 22.00 小轮齿数 z1 : 25 小轮齿宽 b1 /mm: 61.00 小轮变位系数 x1 /mm: 0.0000 螺旋 角 ( ): 15.0000 小轮分度圆直径 /mm: 129.41 nts 17 二级减速器课程设计| 2012/11/28齿轮法向模数 mn /mm: 5.00 小轮计算接触应力 /MPa: 438.66 小轮接触疲劳许用应力 /MPa: 449.52 小轮接触疲劳极限应力 /MPa: 550.00 小轮计算弯曲应力 /MPa: 55.32 小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 227.08 小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 210.00 小轮材料及热处理方 式 : 碳钢调质 小轮齿面硬度 /HV10 : 210.00 大轮齿数 z2 : 48 中心距 /mm: 188.938 大轮齿宽 b2 /mm: 51.00 大轮变位系数 x2 /mm: 0.0000 大轮分度圆直径 /mm: 248.47 大轮计算接触应力 /MPa: 438.66 大轮接触疲劳许用应力 /MPa: 465.82 大轮接触疲 劳极限应力 /MPa: 550.00 大轮计算弯曲应力 /MPa: 54.39 大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 229.77 大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 210.00 大轮齿面硬度 /HV10 : 210.00 大轮材料及热处理方式 : 碳钢调质 极限传递功率 (kW): 3.05581 六 .斜齿圆柱齿轮上作用力的计算 nts 18 二级减速器课程设计| 2012/11/281.高速级齿轮传动比的计算 （ 1）已知条件 高速轴传递的转矩 mmNT .608801 ，转速min/4801 rn ，高速级齿轮的螺旋角 15 ，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径 mmd 39.991 。 （ 2）齿轮 1 的作用力 圆周力为Nmz TdTFnt 33.118315c o s39.992100088.60c o s2211111 齿轮劲向力： NFF ntr 89.44515c o s 20ta n33.1183c o sta n11 齿轮轴向力： NFF ta 07.31715ta n33.1183ta n11 法向力为 NNaFF ntn 70.1303c o sc o s 33.1183c o sc o s 201511 （ 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。 NF t 33.11831 NF r 89.4451 NF a 07.3171 NF n 70.13031 2.低速级齿轮传动的作用力 （ 1）已知条件 中间轴传递的转矩 mmNT .1569002 ，转速min/12.1772 rn ，高速级齿轮的螺旋角 15 ，小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径 mmd 129.411 。 （ 2）齿轮 1的作用力 圆周力为Nmz TdTFnt 23.234215c o s1 2 9 . 4 12100090.156c o s2211113 齿轮劲向力： NFF ntr 58.88215c o s 20ta n23.2342c o sta n33 齿轮轴向力： NF t 23.23423 NF r 58.8823 NF a 59.6273 NF n 48.25803 nts 19 二级减速器课程设计| 2012/11/28NFF ta 59.62715ta n23.2342ta n33 法向力为 NNaFF ntn 48.2580c o sc o s 23.2342c o sc o s 201533 （ 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。 七 .减速器装配草图的设计： nts 20 二级减速器课程设计| 2012/11/28八 .轴的设计计算： 高速轴的设计： 计算项目 计算说明 计算结果 1.已知条件 高速轴的传递功率1P=3.06kw，转速1n=480r/min，小齿轮分分度圆直径 d1=99.39mm。 2.选择材料 因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 11-1轴的常用材料、主要力学性能及其许用应力由课本机械设计第 4版李建功主编选用 45钢，调质处理。 选用 45钢，调质处理 3.初算最小轴径 因高速轴外伸段上安装带轮，由课本机械设计第 4版李建功主编P250式 11-3 常用材料的 T值和 C 值：得 C=118-106，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值 C=112，则mmCd nP 77.20112 3 4 8 006.33m in 11 mind=22mm。 nts 21 二级减速器课程设计| 2012/11/28考虑到有键槽，轴径应增大 3%-5%，轴端最细处直径为mmd 81.2139.21mm05.003.077.2077.201 ）（取最小值mind=22mm。 4.结构设计 （ 1)轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想采用阶梯轴。为方便轴承部件的拆装，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方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从 dmin处开始设计 2)轴段的设计 轴段上安装带轮，此段设计应与带轮设计同步进行，由 dmin=22mm，可初定位 dmin=30mm，带轮轮毂宽度为(1.52.0) d mmd 604530)0.25.1()0.25.1( 1 。则轴段的长度略小于轮毂宽度，取 L1=48mm 3) 轴段轴径的设计 考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为 h=(0.07 0.1) d1 =(0.07 0.1) 30mm=2.1 3mm， 轴段的轴径 d2= d1+2 (2.1 3)=34.1 36mm，该处轴的圆周速度 V 带 =d d1nI/(60 1000) m/s= 100 480/(60 1000) m/s= 2.51m/s中间轴的设计： 计算项目 计算说明 计算结果 1.已知条件 中间轴的传递功率 2P =2.91kw，转速 2n =177.12r/min，小齿轮分分度圆直径 d2=129.41mm。 2.选择材料 因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 11-1 选用 45钢，调nts 27 二级减速器课程设计| 2012/11/28轴的常用材料、主要力学性能及其 许用应力由课本机械设计第 4版李建功主编选用 45钢，调质处理。 质处理 3.初算最小轴径 中间轴的直径为 mmCdnP 47.281 1 2 3 12.177 91.23mi n 22 mmd 89.2932.29mm05.003.047.2847.282 ）（取最小值为mind=30mm。 mind=30mm。 4.结构设计 根据陈铁鸣主编新编机械设计课程设计图册（ 1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。 （ 2）轴承的选择与轴段 及轴段 的设计 该段轴段上安装 轴承，其设计应在于轴承的选择同步。暂取轴承为 7210C，经过计算，轴承 7206C 的寿命不满足减速器的寿命要求，则改变直径系列，得轴承内径 d=50mm，外径 D=90mm，宽度 B=20mm，定位肩直径 mmda 57，外径的定位直径 mmDa 83，对轴的力作用点与外圈大端面的距离 mma 4.193 ，故 mmd 501 。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 mmd 505 。 （ 3）轴段 和轴段的设计 轴段 上安装齿轮 3，轴段安装齿轮 2，为便于齿轮的安装， d2和 d4应分别略大于 d1和d5 ，可初定 d2 =d4 =54mm。 齿轮 2轮毂宽度范围为（ 1.21.5） d2=64.881mm，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的直径比较小，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，右端采用轴肩定，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段 和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取 mmL 702 ， mmL 744 （ 4）轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（ 0.070.1） d2=3.785.4mm，取其高度为 h=5mm，故mmd 623 mmd 501 mmd 505 d4 =54mm d2 =54mm mmL 744 mmL 702 mmd 623 mmBx 2141 mmL 123 nts 28 二级减速器课程设计| 2012/11/28齿轮 3左端面与 齿轮左端面与箱体内壁距离，以及齿轮右端面 与右轴承左端面的距离均取为 1 =10mm， 齿轮 2与齿轮 3的距离初定为 mm103 则箱体内壁与高速轴承座端面的距离mmmmmmmmB bbbx 214791051010222 213311 取 mm123 ，则箱体内壁距离 B=216mm 。轴段 的长度为mmL 123 4.轴段 及轴段的长度 该减速器的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为 mm12 ，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段 的长度为 mmmmmmBL 45)3101220(311 轴段 的长度为 mmmmBL 49)25.151220(225 5.轴上力作 用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 mma 4.193 ，轴的支点及受力点间的距离为 mmmmmmabLl 1.75)34.19210545(32 3311 mmmmbbLl 101)2 105765.10(2 3232 mmmmmmabLl 1.65)24.192765.48(22 3253 mmL 451 mmL 495 mml 1.751 mml 1012 mml 1.653 5.键连接 齿轮与轴间采用 A型普通平键连接，查表得键的型号分别为键16 63 GB/T1096-1990和键 6316 GB/T1096-1990 6.轴的受力分析 （ 1）计算支承反力 在水平面上为 NRH 57.37691 NR H 33.10322 nts 29 二级减速器课程设计| 2012/11/28NNllldFdFllFlFRaatrH57.37691.651011.75285.12153.528272.31487.317)1.65101(46.29971.6529.43322)(3213322323321NFRFR rHtH 33.103246.299757.376929.11863122 在垂直平面上为 NNllllFllFR ttv23.27891.651011.751.6529.1186)1.65101(46.2997)(321323231NNRFFR Vttv 81.246823.278929.118646.29971232 轴承 1的总支承反力为 NRRR VH29.4 6 8 923.278957.3769 2221211 轴承 2的总支承反力为 NRRR VH95.267581.2 4 6 833.1 0 3 2 2222222 在水平面上， a-a剖面图左侧为 mmNmmNlRM HaH 71.2830941.7557.376911 a-a剖面图右侧为 mmNmmNdFMMaaHaH74.2 1 6 2 4 6285.12153.52871.2 8 3 0 9 4233,b-b剖面右侧为 NR v 23.27891 NR v 81.24682 NR 29.46891NR 95.26752mmNM aH 71.283094mmNM aH74.216246,mmNM bH 03.62043,nts 30 二级减速器课程设计| 2012/11/28mmNmmNlRM HbH 03.620431.6033.103232, mmNmmNdFMMabHbH41.1 0 5 4 6272.31453.52803.6 2 0 4 3223,在垂直平面上为 mmNmmNlRM vav 17.2094711.7523.278911 mmNmmNlRM vbv 48.1483751.6581.246832 合成弯矩，在 a-a剖面左侧为 mmNNMMM avaHa 85.35216517.209471)71.283094( 2222mmNNMM avaHaM 14.3 0 1 0 6 617.2 0 9 4 7 1)74.2 1 6 2 4 6( 2222,bb 剖面左侧为 mmNNMMM bvbHb22.1 7 8 2 9)48.1 4 3 7 5()41.1 0 5 4 6( 2222 bb 剖面右侧为 mmNNMMM bvbHb81.160824)48.148375()03.62043( 2222 mmNM bH41.10546mmNM av 17.209471mmNM bv 48.148375mmNM a 85.352165mmNM a 14.301066,mmNM b 22.17829mmNM b 81.1608247.校核轴的强度 因 aa 剖面左侧弯矩大，同时作用有弯矩，且有键槽，故aa 剖面左侧为危险剖面 其抗弯截面 系数为 332322232 mm8.11843mm522)652(616-32522)(32 dtdbtdW 抗扭截面系数为 轴的强度满足要求 nts 31 二级减速器课程设计| 2012/11/28332322232 mm1.25641mm522)652(616-16522)(16 dtdbtdWT弯曲应力为 MP aMP aWM bb 73.298.11843 85.352165 a-a 剖面右侧的弯曲应力为 MP aMP aWM ab 42.258.1 1 8 4 3 14.3 0 1 0 6 6, 扭剪应力为 M P aM P aWT T 12.71.256411826201 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，取折合系数 6.0 ，则当量应力为 M P aM P abe85.26)12.76.0(442.25)(4 2222, 由表 8-26查得 45钢调质处理抗拉强度极限 MPaB 650 ，则由表8-32查得轴的许用应力 MPab 60 1 ， 1be ，强度满足要求 8.校核键连接的强度 M p aM p ahlTppp d15089.2947105210620.1824434键连接满足要求 9.校核轴承的寿命 （ 1）计算轴承的轴向力 轴承 1、 2的内部轴向力分别为 NRs 72.187529.46894.04.0 11 NRs 38.107095.26754.04.0 22 外部轴向力 NA FFaa 10.19294.41104.60423 ，各轴向力 NNAS 48.126210.19238.10702 nts 32 二级减速器课程设计| 2012/11/28则两轴承的轴向力分别为 NSFa 72.187511 NNASFa 62.168310.19272.187512 4.计算轴承 1的当量动载荷 查表得 e=0.43，故 X=1， Y=0，则当 量动载荷为 NYXP FRa 29.4689029.4689111 （ 3）校核轴承寿命 轴承 在 100 C 以下工作，得 1fT。对于减速器，查表得载荷系数 5.1fPhhPTPfCfnL h 23.5226390.1456060 )29.4 6 8 95.15 4 2 0 01(10)(10 36326 减速器的预期寿命为 hhLh 384001683001 故，轴承寿命足够 轴承寿命满足要求 低速轴的设计： 计算项目 计算说明 计算结果 1.已知条件 底速轴的传递功率3P=2.77kw，转速3n=91.77r/min，齿轮 4分度圆直径 d4=286.35mm。 2.选择材料 因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 11-1轴的常用材料、主要力学性能及其许用应力由课本机械设计第4版李建功主编选用 45钢，调质处理。 45钢，调质处理 nts 33 二级减速器课程设计| 2012/11/283.初算最小轴径 则低速轴的直径为 mmCdnP 87.341 1 2 3 77.91 77.23mi n 33 mmd 61.3692.35mm05.003.087.3487.343 ）（ 取最 小值为mind=37mm. mind=37mm 4.结构设计 （ 1）轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计 （ 2）联轴器及轴段 轴段 上安装联轴器，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、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表，取 5.1KA，则计算转矩 mmNmmNTKTAe 6113854075905.13查得 GB/T 5014-2003中的 LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N.mm，许用转速 4750r/min，轴孔范围为 3048mm取联轴器毂孔直径为 42mm，轴孔长度 84mm， J 型型轴孔， A型键，相应的轴段 的直径 mmd 421 ，其长度略小于毂孔 宽度，取mmL 821 （ 3）密封圈和轴段 在确定轴段 的轴径时，应考虑到带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴间高度 h=（ 0.070.1）1d=（ 0.070.1） 42mm=2.944.2mm。轴段 的轴径 mmmmdd )4.5088.47()2.494.2(212 其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于 3m/s，可选用 毡圈油封，查表 8-27，选取毡圈 35JB/ZQ4606-1997,则mmd 482 。 （ 4）轴承与轴段 及轴段 考虑齿轮有轴向力存在， 选用角接触球轴承。 轴段 上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承内径系列。 现暂取轴承为 7210C，由表 11 9得轴承的内径 mmd 50 ，外径mmD 90 ，宽度 mmB 20 ，内圈定位 轴肩 直径 mmda 57 ，外圈定位 内 径 mmDa 83， 在轴上力作用点与外圈大端面的距离mmd 421 mmL 821 mmd 482 mmd 503 3L 34mm mmd 506 7L 34mm nts 34 二级减速器课程设计| 2012/11/28mma 4.193 ， 故 取轴段 的直径 mmd 503 。轴承采用脂润滑，需要档油环 阻止箱体内壁的端面距箱体内壁距 离取 ，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁 12mm，挡油环轴孔宽度初定为mmB 141 ，则 13 BBL （ 20+14） mm=34mm。通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则 mmd 506 ， 17 BBL（ 20+14） mm=34mm。 （ 5） 齿轮与轴段 的设计 该轴段上安装齿轮，为便于齿轮 4的安装， 5d 应略大于6d，可初定 mmd 525 。 齿轮 4轮毂的宽度范围为（ 1.21.5）d5 =62.478mm，小于齿轮宽度，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴 肩定位，左端采用套筒笃定。为使套筒端面能顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取 mmL 985 。 （ 6） 轴段 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为 h=（ 0.070.1） d5=3.645.2mm，取 h=4mm，齿轮右端面距箱体内壁距离为 4 =13.5mm，轴段的长度为4L=92.5mm。 轴段 与轴段 的长度 轴段 的长度除于轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。，取轴承旁连接螺栓为 M8，箱体轴承座宽度 mmmmL 6052)1210(16208 ，取 mmL 56 ，可取箱体凸缘连接螺栓为 M10，地脚螺栓为 16Md ，则有轴承端盖连接螺钉为 mmmmd 4.6164.04.0 ，取为 M8，由表 8-30，轴承端盖凸缘厚度取为 mmBd 10； 端盖与轴承座间的调整垫片厚度取为 mmt 2；端盖连接螺钉查表 8-29，取为螺栓2585781/ MTGB ；为在不拆卸带轮的条件下，可以拆装轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离mm30 ，带轮采用轮辐式，螺钉的拆装空间足够。则mmmmBLL td K4620122101056B-22）（ 则轴段的长度mmmmmmBL 5.4725.131220246 mmL 985 4L=92.5mm mmL 462 mmL 5.476 mml 7.771 mml 7.1542 mml 8.1073 nts 35 二级减速器课程设计| 2012/11/28（ 8） 轴上力的作用点间距 轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离 mma 8.193 ，则由图 11-9可得轴的支点及受力点间的距离为 : mmmmaLl bl 7.77)488.19985.47(2 43561 mmlLl ab 7.15432432 4 mmaLl 8.107322843 mm 5.键连接 联轴器与轴段 及齿轮 4 与轴段 间均采用 A型普通平键连接 6.轴的受力分析 （ 1）计算轴承支承反力 在水平面上为 NNFRRNlldFlFRrHHarH95.744)82.110711.521(11.5217.777.154235.28653.5287.15482.110724121244241式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为 NRNRHH 95.744 11.52121 NRNRVV 32.1145 32.228021 NR 11.23391 nts 36 二级减速器课程设计| 2012/11/28NNRFRNNll lFRVtVtV14.717)32.228046.2997(32.22807.777.154 7.15446.299714212241 轴承 1 的总支承反力为 NNRRRVH 11.2 3 3 932.2 2 8 011.521 2221211 轴承 2 的总支承反力为 NNRRRVH 28.136614.71795.744 2222222 在水平面上， aa 剖面为 mmN10.99027mmN7.7748.127411HR lM aH mmN77.115243mmN7.15495.74422H, R lM aH 在垂直平面上 aa 剖面为 mmN86.177180mmN7.7732.228011 lR VaVM 合成弯矩， aa 剖面左侧为 mmNNMMM avaHa 42.20297686.177180)10.99027( 2222aa 剖面右侧为mmNNMMM avaHa68.211362)86.177180()77.115243( 2222 NR 28.13662 mmN10.99027 aHMmmN77.115243,M aHmmN86.1 7 7 1 8 0 M aVmmNM a 42.202976mmNM a 68.2113627.校核轴的强度 因 aa 剖面右侧弯矩大，同时作用有弯矩，且有键槽，故bb 剖面左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为 332342434 mm74.12522mm522)552(512-32522)(32 dtdbtdW抗扭截面系数为
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号