二级直齿减速器课程设计432.6%1.0%300%139%188.doc
二级直齿减速器课程设计432.6%1.0%300%139%188
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共22页)
编号：519612
类型：共享资源
大小：335.20KB
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432.6%1.0%300%139%188,减速器课程设计
- 内容简介：
-
机械设计课程设计 2010-2011 第 2 学期 姓 名： 班 级： 指导教师： 成 绩： 日期： 2011 年 6 月 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 1 - 目 录 1. 设计目的 2 2. 设计任务书及方案 2 3. 电机选择 和传动装置的运动、动力参数计算 3 4. 齿轮的设计计算 5 5. 轴的设计计算 10 6. 高速轴键的校核计算 16 7. 高速轴轴承寿命计算 17 8. 联轴器的选择 17 9. 减速器的润滑和密封 18 10. 箱体的结构设计 18 11. 设计总结 20 12. 参考资料 21 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 2 - 1. 设计目的 机械设计综合课程设计是机械原理及设计课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。 本课程设计的教学目 的是： 1 综合运用 机械原理及设计 课程及其它有关先修课程的理论和生产实践知识进行实践，使理论知识和生产知识密切地有机结合起来，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展。 2 在设计实践中学习和掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤，培养学生分析和解决机械设计问题的能力，为以后进行的设计工作打下初步基础 3 通过设计，使学生在计算、绘图、运用并熟悉设计资料（包括手册、标准和规范等）以及进行经验估算等工程师在机械设计方面必须具备的基本训练进行一次训练。 2. 设计任务书及方案 带式运输机传动系统中 的展开式二级圆柱齿轮减速器 1）系统简图 联轴器减速器联轴器滚筒v输送带电动机2）工作条件 单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限 5 年，输送带速度容许误差为 5%。 3）原始数据 输送带拉力 F（ N） 2.6103 输送带速度 v（ m/s） 1.0 滚筒直径 D(mm) 300 4）设计工作量 （ 1）设计说明书 （ 2）减速器装配图（ 3）减速器零件图 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 3 - 计算及说明 结 果 3. 电机选择和传动装置的运动、动力参数计算 1）电动机的选择 （ 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. (2)选择电动机的容量 此带式运输机，其电动机所需功率为wd pp 式中：wp 工作机的有效功率，即工作机的输出功率，单位为 kW。 从电动机到工作输送带间的总效率。 是组成传动装置和工作机的各部分运动副或 传动副的效率乘积。设 1 、432 , 分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动及卷筒传动的效率，则4234221 查机械设计课程设计指导书表 9-1 取 1 =0.99， 8.902 ， ，7.903 ，6.904 则 17.806.907.908.909.90 242 工作机的有 效功率 kWFvP 6.21000 0.1106.210003w 所以电动机所需功率 kWkWPPWd 18.3817.0 6.2 （ 3）确定电动机的转速 二级圆柱齿轮减速器传动比 ，408i 工作机卷筒轴的转速为 m i n64m i n300 0.1100060100060w rrd vn 所以电动机的转速可选范围为 m in)2560512(m in64)408(d rrnin w 综合考虑，决定选用 1500 minr 的电动机。 根据电动机类型、容量和转速由机械手册选定电动机型号为 Y112M-4， 其主要性能如下： wPkW6.2 dPkW18.3 所选电机 Y112M-4 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 4 - 电动机型号 额定功率 kW 满载转速)minr( 额定转矩启动转距额定转矩最大转矩Y112M-4 4 1440 2.2 2.2 主要安装尺寸及外形尺寸： 型号 H A B C D E F GD G K B Y112M 112 190 140 70 28 60 8 7 24 12 245 2)传动装置的总传动比和分配传动比 （ 1）总传动比为 5.22641440i wmnn其中mn为满载转速。 （ 2）分配传动比21iii 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。取 21 4.1 ii 故 61.55.224.14.11 ii01.461.5 5.2212 iii 3）各轴的运动和动力参数 (1)各轴的转速 轴 m in14401 rnn m 轴 m in7.256m in61.51440112 rrinn 轴 m inr6401.47.256223 inn卷筒轴 min643 rnn w （ 2）各轴的输入功率 轴 kWkWppd 15.399.018.311 轴 kWkWpp 99.297.098.015.33212 轴 kWkWpp 84.297.098.099.23223 卷筒轴 kWkWpp 76.299.098.084.2123 卷(3)各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩为 总传动比 i 22.5 1i 5.61 2i 4.01 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 5 - mmNr kWnpTmdd 466 101 0 8 9 5.2m i n1 4 4 0 18.31055.91055.9轴 mmNmmNTTd 411 100 8 7 8 6.299.05.2 1 0 8 9轴mmNiTT 413212 1013428.1161.597.098.06.20878 轴 mmNiTT 523223 102 4 4 2 8.401.497.098.08.1 1 3 4 2 卷筒轴 mmNTT 5123 101780.149.908.90.34 2 4 4 2 8卷现将计算结果汇总如下： 轴名 功率 P kW 转矩 T (N mm) 转速 n( minr ) 电机轴 3.18 2.109 410 1440 轴 3.15 2.088 410 1440 轴 2.99 1.134 510 256.7 轴 2.84 4.244 510 64 卷筒轴 2.76 4.119 510 64 4.齿轮的设计计算 1）高速级齿轮的设计计算 （ 1） 齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 材料：高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 小齿轮 （ 197 286） HBS 取小齿齿数 1Z =17 高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 大齿轮 （ 156217） HBS Z2 =1i Z1 =5.61 17=95.37 取 Z2 =95. 齿轮精度 按 GB/T10095 1998（机械设计基础以下简称教材 p168） ，选择7级，齿根喷丸强化。 (2)设 计计算 设计准则 齿轮材料 45 钢 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 6 - 齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽 b2=b,而小齿轮宽 b1=b+(510)mm,以便于装配。 按齿面接触疲劳强度设计 2131 )(12HEHdtZZuuKTd 按教材 p169 取 K=1.6 教材 p171 对于标准齿轮，区域系数 .52HZ 按教材表 11-1 小齿轮接触疲劳极限 6001lim H MPa ， 大齿轮a3602lim MPH ， 取失效效率 1001 1HS 许用接触应力 HHH S 1lim1 600MPa ， a3602lim2 MPSHHH 则 a4802 3606002 21 MPHHH 弹性系 数 a8.189 MPZ E 61.512 ddu,按教材 p175 非对称布置 1d转矩 mmNT 41 10088.2 于是有小齿轮的分度圆直径 2131 )(12HEHdtZZuuKTd =. 5 m m42480 .8189.521.65 11.651 1088.02.612324 计算几何尺寸 齿宽 mmdbd 5.4211 模数 m= mmzd 5.2175.4211 校核齿根弯曲疲劳强度 根据教材 p173 m 22113FSaFadYYZKTmm 初取 小齿轮的分度圆直径 d=42.5mm 齿宽 1b =42.5mm 模数 m=2.5 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 7 - 转矩 NT 41 10088.2 mm, 1d. 95,17,6.1 21 ZZK 由教材表 11-1 取小齿轮弯曲疲劳极限 300,450 21 FEFE M Pa 大齿轮 取 25.1FS ，则 M P aS FFEF 3 6 05.214 5 011 M P aSFFEF 24025.130022 查教材的图得 8.1,53.1,25.2,1.32a1a2a1a SSFF YYYY于是有 0 1 6 8 7 5.0240 8.125.2,0 1 3 1 7 5.0360 53.11.3 2 221 11 F SaFaF SaFa YYYY 大齿轮的数值较大，选用。 于是有 m 22113FSaFadYYZKTmm=3 24 16875.001711088.02.612 =1.57mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按教材 p57GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲 劳强度算得的分度圆直径d1 =42.5mm 来计算应有的齿数 .于是 25.212 5.4211 mdZ取 211 Z 则 1182161.5112 iZZ 计算几何尺寸 中心距 a= mm1392 1182122 21 ZZm大小齿轮分度圆直径 4 2 m m221m11 Zd mmZd 2 3 621 1 8m22 齿轮宽度 b= mmdd 421 由机械设计课程设计指导书以下简称指导书，取 40,45 21 bb 齿顶圆直径 mmmdd 46442211a mmmdd a 2404236222 齿根圆直径 mmmddf 3725.2425.211 最终 取模数 m=2mm 211 Z 2Z 118 中心距 a=139mm 1d 42mm 2d =236mm b=42mm mmb 451 mmb 402 齿顶圆直径 1ad 46mm 2ad 240mm 齿根圆直径 1fd 37mm nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 8 - mmmdd f 23125.22365.222 2）低速级齿轮传动的设计计算 （ 1）齿轮材料、精度、齿数 材料：低速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 小齿轮（ 197286） HBS 取小齿齿数 1Z =24 低速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 大齿轮（ 156217） BS Z2 = 24.9601.42421 iZ 圆整取 Z2 =96 齿轮精度 :按教材 p168GB/T10095 1998，选择 7级，齿根喷丸强化 (2)设计计算 设计准则 齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因 此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽 b2=b,而小齿轮宽 b1=b+(510)mm,以便于装配。 按齿面接触疲劳强度设计 2231 )(12HEHdtZZuuKTd 取 K=1.6，标准齿轮 .52HZ , 1,8.189,01.412 dEZddu 失效概率取 1001 ， 1HS ， mmNT 52 101134.1 同高速齿轮一样 MP aHHH 4802 21 则有2231 )(12HEHdtZZuuKTd =. 7 m m75480 .81895.21.04 1.051 10134.11.612325 计算几何尺寸 齿宽 mmdd 7.75b 1 模数 mm15.324 7.7511 Zdm按齿根弯曲疲劳强度设计 2fd 231mm td1 75.7mm 初取 b=75.7 m=3.15 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 9 - m 22123FSaFadYYZKTmm 其中 mmNT 52 101134,.1 ， 1d. 由教材表 11-1 取小齿轮弯曲疲劳极限 300,450 21 FEFE M Pa 大齿轮 取 25.1FS ，则 M P aS FFEF 3 6 05.214 5 011 M P aSFFEF 24025.130022 查教材的图得 8.1,6.1,25.2,5.622a1a2a1a SSFF YYYY于是有 016875.0240 8.125.2,01178.0360 6.15.62 2 221 11 F SaFaF SaFa YYYY 大齿轮的数值较大，选用。 计算模数 m 22123FSaFadYYZKT= mm8.1216875.0024110134.11.612325 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =75.7mm 来计算应有的齿数 . .2253.7751 Z 取 251 Z , 2Z =4.01 25=100 计算几何尺寸 中心距 a= . 5 m m1872 1002532 21 ZZm圆整为 188mm 大小齿轮分度圆直径 7 5 m m325m11 Zd mmZd 3 0 031 0 0m22 齿轮宽度 b= mmdd 751 由机械设计课程设计指导书以下简称指导书，取 75,80 21 bb 齿顶圆直径 mmmdd 81675211a mmmdd a 3066300222 m 2.18 最终 m=3mm 251 Z1002 Z a=188mm mmd 751 mmd 3002 齿宽 mmb 801 mmb 752 1ad 81mm mmd 3062a 1fd=67.5mm 2fd nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 10 - 齿根圆直径 mmmddf .56735.2755.211 mmmdd f .529235.23005.222 5. 轴的设计计算 1）高速轴的结构设计 高速轴 mm10088.2m in ,1440,5.13 4111 NTrnkWP 作用在齿轮上的力：小齿轮分度圆直径 mmd 421 切向力 NdTFt 29.9944210088.222 411 径向力 NFFtr 89.36120t a n29.994t a n 为标准压力角 20 初步确定轴的最小直径 先按教材 p241 初步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 钢 ,调质处理 .根据p24 5 取 C=112， mmnPCd 52.141 4 4 015.3112 3311 高速轴的最小直径是安装联轴器处的轴颈 d,为了使所选的轴与联轴器吻合 ,故需同时选取联轴器的型号。参考教材 p291选择 5.1AK 转矩 mm3132010088.25.1 41 NTKT Ac因为计算转矩小于联轴器公称转矩 ,所以 查指导书综合电动机的轴颈选取 LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63Nm,半联轴器的孔径 d=20mm, d=20mm,半联轴器长度 L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 441 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 , -轴段右端需要制出一轴肩 ,根据 h 0.07d,取 h=1.5,故取 -的直径 mmd 23;左端用轴端挡圈定位 ,按轴端直径取挡圈直径 mmD 25 , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 , 故 -的长度应比 1L 略短一些 ,现取mml 42 . 初步选择滚动轴承 .因轴承主要受径向力，故选取深沟球轴承 .参照工作要求并根据 mmd 23,由指导书 p119初步选取 0基本游隙组 标准 精度级的 6205深沟球轴承。 对于选取的深沟球轴承其尺寸为 mmmmBDd 1552mm25 ,故292.5mm tF 994.29N Fr =361.89N d 14.52mm LT4 型弹性套柱销联轴器 6205 深沟球轴承 mml 42 d=20mm mml 42 mmd 23 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 11 - mmdd 25 . 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 .高度mm30,5.2,07.0 因此取 dmmhdh 取安装齿轮处的轴段 mmd 30;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 .已知齿轮毂的宽度为 45mm,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 mml 42. 齿轮的左端采用轴肩定位 ,轴肩 高2.5,取 mmd 35.轴环宽度 hb 4.1 ,取 b=5mm. 轴承端盖的总宽度为 10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 ,考虑轴承座的宽度 ,故取mml 50 . 取齿轮距箱体内壁之距离 a=12mm ,两圆柱齿轮间的距离 c=16mm .考虑到箱体的铸造误差 ,在确定滚动轴承位 置时 ,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm ,已知滚动轴承宽度 B=15mm , 低速齿轮轮毂长 L=40mm ,则 mmmmasBl 38)312815()4245( mmmmlacLl103)5121680( 至此 ,已初步确定了轴的各端直径和长度 . 高速轴周向固定 根据机械设计 p200 齿轮和半联轴器的轴向 H 定位均采用平键连接。根据 -段轴颈 d - 由指导书 p116 查得截面尺寸 b h 8 7。键槽用铣刀加工，取长为 32mm,为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为 67 nH 。半联轴器与轴的连接选用平键 b h L 6 6 32，半联轴器与轴配合为 67 kH 。滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合， d - d - 的尺寸公差为 m6。 倒角与圆角 由指导书 p85 轴上的圆角、处 R=1.0，、处 R=1.6.左轴端倒角 1.2 45 ，右轴端倒角 45.61 。 高速轴结构图如下 ?20?23?25?30?35?30?25mm30d mmd 30 mml 42 mmd 35 mml 30 l 38mm l= 103mm nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 12 - 2）中间轴结构 先计算轴的最小直径，取 C 等于 110， 9.247.25699.2110 3322 nPCdmm 最小直径取 25mm，最小直径为轴承处的直径，于是也选用深沟球轴承 6205，其尺寸为 mmmmBDd 1552mm25 。轴的结构图如下 3）输出轴结构 最小直径 .2386484.2110 3333 nPCd，选联轴 器 AK 取 1.5， mNTKT AC 6.6364.4245.13 计算转矩应小于联轴器的公称转矩，于是选择 LT8，公称转矩 710，孔径选取 45mm， L=112mm, 841 L 根据指导书 p120 选择深沟球轴承 6211， 2110055 BDd 键选用631118 Lhb 和 70914 Lhb 输出轴的结构如下 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 13 - 4)高速轴受力分析 受力分析图如下 垂直面支撑反力 NLL LFF V 3.9250146 509.36132 3r1 NFFF Vr 6.2693.929.3611V2 水平面支撑反力 NLLFFF tH 6.25350146503.9943231 NFFF HtH 7.7406.2533.99412 垂直面弯矩 mmNLFMVV .813475146.392211mmNLFM VV 14830506.296322 水平面弯矩 mmNLFM HH .63 7 0 2 51 4 6.62 5 3211 mmNLFM HH 37035507.740322 1VF 92.3N V2F 269.6N 1HF 253.6N 2HF 740.7N 1VM 13475.8mmN 1HM mmN .637025 2HM mmN 370351M nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 14 - 总弯矩 N m mMMMHV .73 9 4 0 1.63 7 0 2 5.81 3 4 7 5 2221211 mmNMMM HV 9.3 9 8 9 33 7 0 3 51 4 8 3 0 2222222 5）按弯曲扭转合成应力校核高速轴的强度 根据教材 p246，单向运转，取 .60 e=WTM 2122 )( = .51530.10)20880.60(.939893222 MPa 查 p246 表 14-3 得 1 =60MPa 1- e ，此轴合理安全。 6）轴的安全系数校核 判断危险截面 截面 A, , ,B 只受扭矩作用。所以 A B 无需校核 .从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 ,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重 ,从受载来看 ,截面 C 上的应力最大 .截面的应力集中的影响和截面的相近 ,但是截面不受扭矩作用 ,同时轴径也较大 ,故不必做强度校核 .截面 C 上虽然应力最大 ,但是应力集中不大 ,而且这里的直径最大 ,故 C 截面也不必做强度校核 ,截面和显然更加不必要做强度校核 .键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而 ,该轴只需校核截面左右两侧即可 . 截面左侧 抗弯系数 2700301.0.10 33 W 抗扭系数 5 4 0 0302.02.0 33 dW T 弯矩 mmNMM .32433550 .51950.93989350 .519502转矩 mmNT 41 10088.2 弯曲应力 01.92700 3.24335 WMbMPa 扭转应力 M P aWT TT 7.835 4 0 02 0 8 8 01 材料为 45 钢，调质，由机械设计 p187 查得 MPaB 637 a1 5 5,2 6 8 11 MPTM Pa ，因 2.12530,04.025 0.1 dDdr 查 p211 表得有效应力集中系数 39.1,94.1 kk查 p213 表取尺寸系数 89.0,91.0 ，取加工表面质量系数Nmm.739401 2M Nmm39893.9 1- e ，此轴合理安全 危险截面 截面 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 15 - 93.01 ，因轴表面未经强化处理，表面强化处理系数 ，12 故表面质量系数 3.9021 ，碳钢受拉伸和扭转平均应力折算系数 5.00.105.00.10.20.10 ，取，取 安全系数 .51.31S 弯曲应力幅 a01.9a MPWM ，对于转轴是对称循环弯曲应力，所以平均应力 0m。扭转应力幅 9 3 5.1287.32 Ta , 935.1am 只考虑弯矩作用时的安全系数 1301.991.093.0 94.12681 makS 只考虑转矩作用时安全系数 3.46935.105.0935.189.093.0 39.11551 makTS 最后得计算安全系数 .51.512.34613 .34613 2222 SSS SSS 所以截面左侧安全。 截面右侧 抗弯系数 .51 5 6 2251.0. 1 d0 33 W 抗扭系数 3 1 2 5252.02.0 33 dW T 弯矩 mmNMM .32433550 .51950.93989350 .519502转矩 mmNT 41 10088.2 弯曲应力 6.155.1562 3.24335 WMbMPa 扭转应力 M P aWT TT 68.63 1 2 52 0 8 8 01 材料为 45 钢，调质，由机械设计 p187 查得 MPaB 637 a1 5 5,2 6 8 11 MPTM Pa ，因 2.12530,04.025 0.1 dDdr 左侧 S=12.5 .51S 安全 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 16 - 查 p211 表得有效应力集中系数 39.1,94.1 kk查 p213 表取尺寸系数 89.0,91.0 ，取加工表面质量系数93.01 ，因轴表面未经强化处理，表面强化处理系数 ，12 故表面质量系数 3.9021 ，碳钢受拉伸和扭转平均应力折算系数 5.00.105.00.10.20.10 ，取，取 安全系数 .51.31S 弯曲应力幅 a6.15a MPWM ，对于转轴是对称循环弯曲应力，所以平均应力 0m。扭转应力幅 34.3268.62 Ta , 34.3am MPa 只考虑弯矩作用时的安全系数 5.76.1591.093.0 94.12681 makS 只考虑转矩作用时安全系数 .82634.305.034.389.093.0 39.11551 makTS 最后得计算安全系数 .51.272 6 . 8.57 2 6 . 8.57 2222 SSS SSS ，所以截面右侧安全。 6. 高速轴键的校核计算 已经选择：齿轮 32,7,8 111 Lhb .联轴器 32,6,6 222 Lhb 根据教材 p158 取许用挤压应力 MPaP 110 工作长度 26632,24832 222111 bLlbLl plhd T 6.1624730 20880441111p plhd T 8.2626620 2 0 8 8 0442222p右侧 S=7.2 .51S 安全 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 17 - 两者都合适，取键标记为： 键 1： 8 32 A GB/T1096-2003 键 2： 6 32 A GB/T1096-2003 7. 高速轴轴承寿命计算 根据指导书查得已选的深沟球轴承 6205 的额定动载荷 NC r 4104.1 所受轴承力 NLL LFF V 3.9250146 509.36132 3r1 NFFF Vr 6.2693.929.3611V2 NLL FFF tH 6.25350146 503.9943231 NFFF HtH 7.7406.2533.99412 可见轴承 2 所受力 大于轴承 1 受力，所以只需算轴承 2 轴承 2 当量动载荷 NFFFPHVr .2788.7740.6269 222222 根据教材 p279 取温度系数 1t f，载荷系数 1.1pf， =3 寿命 4 8 7 2 82.7881.11 4 0 0 0144060106010 366 PfCfnL P rth43800=5 年 8. 联轴器的选择 1）输入轴联轴器 为了隔离振动和冲击，选用弹性联轴器，参考教材 p291选择 5.1AK 转矩 mm3132010088.25.1 41 NTKT Ac因为计算转矩小于联轴器公称转矩 ,所以 查指导书综合电动机的轴颈选取 LT4 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63N m 2)输出轴联轴器 取 5.1AK ， m6 3 6 . 6 N.44245.13 mNTKT Ac因为计算转矩小于联轴器公称转矩， 根据指导书 p134 选择 LT8 弹性联轴器，其公称转矩为 710N m 9. 减速器的润滑和密封 1）齿轮的润滑 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，低速 键 1： 8 32 A GB/T1096-2003 键键 2： 6 32 A GB/T1096-2003 hL 48728 5年 ： 高速轴 选取 LT4 型弹性套柱销联轴器 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 18 - 级大齿轮圆周速度 smdnv 11 0 0 060 643 0 01 0 0 060 3 12 sm ，所以齿轮传动可采用浸油润滑，由于齿面接触应力 500MPa,由指导书 p95 的表（ GB443-1989）选择 L-AN32 润滑油。 2）滚动轴承润滑 根据教材 p284，由于高速轴滚动轴承 m in106.3144025 4 rmmdn m in1025.1 5 rmm ，所以采用脂润滑， 由指导书 p96 选择滚珠轴承脂（ SY1514 1998） ZGN69-2. 3)密封 为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽 度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。 10. 箱体的结构设计 1） 减速器的箱体采用铸造（ HT200）制成，采用剖分式结构。 机体有足够的刚度 在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便 . 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部 开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6紧固 B 油螺塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D 通气孔 由于减速器运 转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 启盖螺钉 齿轮传动可采用浸油润滑 滚动轴承 采用脂润滑 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 19 - 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 . F 定位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 . G 吊钩 在机座和机盖上直接铸出吊钩和吊耳，用以起吊或搬运较重的物体 . 2） 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 83025.0 a 10 箱盖壁厚 1 8302.01 a 9 箱盖凸缘厚度 1b 11 5.1 b 12 箱座凸缘厚度 b 5.1b 15 箱座底凸缘厚度 p 5.2p 25 地脚螺钉直径 fd12036.0 adfM20 地脚螺钉数目 n 4250 na 时， 4 轴承旁联接螺栓直径 1dfdd 75.01 M12 机盖与机座联接螺栓直径 2d2d =（ 0.50.6）fdM10 连接螺栓 2d 间距 l 150200mm 150 轴承端盖螺钉直径 3d3d =（ 0.40.5）fdM8 窥视孔盖螺钉直径 4d 4d=（ 0.30.4）fdM8 定位销直径 d d =（ 0.70.8）2d 8 fd， 1d ， 2d 至外机壁距离 1C 查机械课程设计指导书表 4.2 26 18 16 fd， 2d 至凸缘边缘距离 2C 查机械课程设计指导书表 4.2 24 14 nts展开式二级圆柱齿轮减速器 - 20 - 11. 设计总结 1）该方案优缺点 该方案齿轮可为直齿、斜齿或人字齿，结构简单，应用广泛。齿轮相对轴承为不对称布置，要求轴有较大的刚度，因此对轴的要求较高，而且齿轮应布置在远离
- 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。
|
2:不支持迅雷下载,请使用浏览器下载
3:不支持QQ浏览器下载,请用其他浏览器
4:下载后的文档和图纸-无水印
5:文档经过压缩，下载后原文更清晰
|
川公网安备: 51019002004831号