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减速器课程设计
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二级直齿(圆锥)齿轮减速器,减速器课程设计
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机械设计课程设计 计算说明书 机械工程分院机械设计专业 00212班 33号 设计者:全建辉 指导教师:裴根欣 2003年 7月 沈阳工业学院 nts 目 录 一 设计任务书 2 二 电机的选择计算 1. 择电机的转速 2 2. 工作机的有效功率 2 3. 选择电动机的型号 3 三 运动和动力参数的计算 1. 分配传动比 3 2. 各轴的转速 3 3. 各轴的功率 4 4. 各轴的转矩 4 四 传动零件的设计计算 1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 4 2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 6 五 轴的设计计算 4. 减速器高速轴 I 的设计 9 5. 减速器低速轴 II的设计 11 3. 减速器低速轴 III的设计 14 六 滚动轴承的选择与寿命计算 1.减速器高速 I轴滚动轴承的选择与寿命计算 16 2.减速器低速 II轴滚动轴承的选择与寿命计算 17 3. 减速器低速 III轴滚动轴承的选择与寿命计算 18 七 键联接的选择和验算 1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接 19 2. 大圆锥齿轮与低速轴 II的的键联接 19 3. 大圆柱齿轮与低速轴 III的的键联接 20 八 润滑油的选择与热平衡计算 1. 减速器的热平衡计算 21 2. 润滑油的选择 22 九 参考文献 23 1. nts nts计算内容 计算结果 一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98 一对球轴承的效率 4= 0.99 闭式直齿圆锥齿传动效率 5= 0.95 闭式直齿圆柱齿传动效率 6= 0.97 b. 总效率 = 1 2 2 3 3 4 5 6=0.96 0.992 0.983 0.99 0.95 0.97=0.808 c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/ =2.4/0.808=3kw 3. 选择电动机的型号 查 参考文献 1表 4-12.2 得 表 1.1 方案号 电机 类型 额定 功率 同步 转速 满载 转速 总传 动比 1 Y100L2-4 3 1500 1420 22.294 2 Y132S-6 3 1000 960 15.072 根据以上两种可行同步转速电机对比可见,方案 2 传动比小且质量价格也比较合理,所以选择 Y132S-6 型电动机。 三, 动和动力参数的计算 1. 分配传动比 ( 1) 总传动比 i=15.072 ( 2) 各级传动比:直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762, 直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4 ( 3) 实际总传动比 i实 =i12i34=3.762 4=15.048, i=0.021 0.05,故传动比满足要求满足要求。 2. 各轴的转速(各轴的标号均已在图 1.1 中标出) n0=960r/min, n1=n0=960r/min, n2=n1/ i12=303.673r/min, n3= n2/ i34=63.829r/min, n4=n3=63.829r/min 3. 各轴的功率 =0.808 Pr=3 kw 选用三相异步电动机 Y132S-6 p=3 kw n=960r/min i=15.072 i12=3.762 i23=4 n0=960r/min n1=960r/min n2=303.67r/min n3=63.829r/min n4=63.829r/min 3. nts计算内容 计算结果 p0=pr=3 kw, p1= p0 2=2.970kw, p2= p1 4 3=2.965 kw, p3= p2 5 3=2.628 kw, p4=p3 2 3=2.550 kw 4. 各轴的转矩,由式: T=9.55Pi/ni 可得: T0=29.844 N m, T1=29.545 N m, T2=86.955 N m, T3=393.197 N m, T4=381.527 N m 四,传动零件的设计计算 1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 a选材: 小齿轮材料选用 45 号钢,调质处理, HB=217255, HP1=580 Mpa, Fmin1 =220 Mpa 大齿轮材料选用 45 号钢,正火处理, HB=162217, HP2=560 Mpa, Fmin2 =210 Mpa b. 由参考文献 2(以下简称 2)式( 5 33),计算应力循环次数 N: N1=60njL=60 960 1 8 11 250=1.267 109 N2=N1/i2 =1.267 10/3=2.522 108 查图 5 17 得 ZN1=1.0, ZN2=1.12,由式( 5 29)得 ZX1=ZX2=1.0,取 SHmin=1.0, ZW=1.0, ZLVR=0.92, H1= HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580 0.92=533.6 Mpa, H2= HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560 1.12 0.92=577 Mpa H1 H2,计算取 H= H2=533.6 Mpa c 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计): 取齿数 Z1=21,则 Z2=Z1 i12=3.762 32=79,取 Z2=79 实际传动比 u=Z2/Z1=79/21=3.762,且 u=tan 2=cot 1, 2=72.2965o =72o 16 35, 1=17.7035o =17o 42 12,则小圆锥齿轮的当量齿数 zm1=z1/cos 1 =21/cos17.7035o =23, zm2=z2/cos 2=79/cos72.2965o =259.79 p0= 3 kw p1= 2.970 kw p2= 2.965 kw p3=2.628 kw p4=2.550 kw T0=29.844 N m T1=29.545 N m T2=86.955 N m T3=393.197N m T=381.527N m HP1=580 Mpa, Fmin1=220 Mpa HP2=560 Mpa, Fmin2=210 Mpa H=533.6Mpa 圆锥齿轮参数 Z1=21 Z2=79 1=17o 42 12 2 =72o 16 35 4. nts计算内容 计算结果 nts代做模具、机械等专业的课程设 计、毕业设计,并且拥有大量现成的机械、模具毕业设计,都是答辩后全套的设计,有图纸、说明书和英文翻译,有需要的可联系我们。 QQ: 943048723 手机: 13585344458 此套设计仅供下载的同学参考,谢谢! 由 2图 5-14, 5-15得 YFa=2.8, Ysa=1.55, YFa2=2.23, Ysa2=1.81 ZH= 2/cos sin = 2/cos20o sin20o =2.5 由 2 表 11-5 有 Z E =189.8 ,取 K t Z 2 t =1.1 , 由 2 取 K=1.4 又 T1=28.381 N m , u= 3.762, R=0.3 由 2式 5-56计算小齿轮大端模数: m 4KT1YFaYsa/ RZ2 1 F( 1-0.5 R) 2 u2 +1 将各值代得 m 1.498 由 2表 5-9取 m=3 d齿轮参数计算: 大端分度圆直径 d1=mz1=3 21=63 , d2=mz2=3 79=237 齿顶圆直径 da1=d1+2mcos 1=63+6cos17.7035=68.715 , da2=d2+2mcos 2=237+6cos72.2965o =238.827 齿根圆直径 df1=d1-2.4mcos 1=63-7.2cos17.7035o =56.142 df2=d2-2.4mcos 2=237-7.2 cos72.2965o =231.808 齿轮锥距 R= d1+ d2/2=122.615 , 大 端 圆 周 速 度 v= d 1 n 1 /60000=3.14 63 960/60000=3.165m/s, 齿宽 b=R R =0.3 122.615=36.78 由 2表 5-6,选齿轮精度为 8级 由 1表 4.10-2得 1=( 0.1 0.2) R =( 0.1 0.2) 305.500=30.05 60.1 取 1=10, 2=14 ,c=10 圆锥齿轮参数 m=3 d1=63 d2=237 da1= 68.715 da2=238.827 df1=56.142 df2=231.808 R=122.615 v=3.165m/s b= 36.78 1=10 2=14 c=10 L1=12.4 L2=39 nts轮宽 L1=( 0.1 0.2) d1=( 0.1 0.2) 93=12.4 L2=( 0.1 0.2) d2=( 0.1 0.2) 291=39 e验算齿面接触疲劳强度: 按 2式 5-53 H= ZHZE 2KT1 u+1/bd2 1 u( 1-0.5 R) 2 ,代入各值得 5. 计算内容 计算结果 H=470.899 H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度,且大齿轮比小齿轮接触强度高,故齿轮满足接触强 度条件 f齿轮弯曲疲劳强度校核:按 2式 5-55 由 2图 5-19得 YN1=YN2=1.0, 由 2式 5-32及 m=2 5,得 YX1=YX2=1.0 取 YST=2.0, SFmin=1.4,由 2式 5-31 计算许用弯曲应力: F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220 2.0/1.4=314.29 Mpa F2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210 2.0/1.4=300 Mpa F1 F2, F= F2=300 Mpa 由 2式 5-24 计算齿跟弯曲应力: F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1( 1-0.5 R) =2 1.4 80070 2.8 1.55/0.85 2 28.935 62=181.59 300 Mpa F2= F1 YFa2Ysa2/( YFa1Ysa1) =181.59 1.81 2.23/( 2.81.55) =178.28 300Mpa 两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度 2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 a选材: 小齿轮材料选用 45 号钢,调质处理, HB=217255, HP1=580 Mpa, Fmin1=220 Mpa 大齿轮材料选用 45 号钢,正火处理, HB=162217, HP2=560 Mpa, Fmin2=210 Mpa b. 由参考文献 2(以下简称 2)式( 5 33),计算应力循环次数 N: N1=60njL=60 960 1 8 11 250=1.267 109 , N2=N1 H=533.6 Mpa F=300 Mpa HP1=580 Mpa Fmin1=220 Mpa HP2=560 Mpa Fmin2=210 Mpa nts/i23=1.267 10/3=2.522 108 查 图 5 17 得 ZN1=1.05, ZN2=1.16,由式( 5 29)得 ZX1=ZX2=1.0,取 SHmin=1.0, ZW=1.0, ZLVR=0.92, H1= HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580 1.05 0.92=560.28 MPa 6. 计算内容 计算结果 H2= HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560 1.16 0.92=597.63 MPa H1 H2,计算取 H= H2=560.28 Mpa c. 按齿面接触强度计算中心距(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计): u=i34=4, a=0.4, ZH= 2/cos sin = 2/cos200 sin200 =2.5 且由 2表 11-5有 ZE=189.8,取 Kt Z2 t =1.1 2式 5-18计算中心距: a( 1+u) KT1 ( ZE ZHZ / H) 2 /( 2u a) =5 1.1 86955 2.5 189.8/( 2 4 0.4 560.28)=147.61 由 1表 4.2-10 圆整 取 a=160 d齿轮参数设计: m=( 0.007 0.02) a=180( 0.007 0.02) =1.26 3.6 查 2表 5-7取 m=2 齿数 Z1=2a/m( 1+u) =2 160/2( 1+4) =32 Z2=uZ1=4 32=128 取 Z2=128 则实际传动比 i=149/31=4 分度圆直径 d1=mz1=2 32=64 , d2=mz2=2 128=256 齿顶圆直径 da1= d1+2m=68, da2=d2+2m=260 齿基圆直径 db1= d1cos =64 cos20o =60.14 db2= d2cos =256 cos20o =240.56 齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.5 2=59 df2= d2-2.5m=256-2.5 2=251 圆周速度 v= d1n2/60 103 H=560.28 Mpa 圆柱齿轮参数 m=2 Z1=32 Z2=128 d1=64 d2=256 da1=8 da2=260 db1 =60.14 db2 =240.56 df1=59 df2= 251 v=1.113 m/s nts=3.14 256 63.829/60 103 =1.113 m/s, 中心距 a=( d1+d2) /2=160 齿宽 b=a a =0.4 160=64 由 2表 5-6,选齿轮精度为 8 级 a=160 b=64 7. 计算内容 计算结果 e. 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷平稳,由 2表 5-3,取 KA=1.0;由 2图 5-4 ( d ), 按 8 级精度和 VZ/100= dn/60000/100=0.30144,得 Kv=1.03;由 2表 5-3 得 Ka=1.2;由 2图 5-7和 b/d1=72/60=1.2,得 KB=1.13; K=KvKaKAKB=1.03 1.2 1.0 1.13=1.397 又 a1=arccosdb1/da1=arccos( 60.14/68) =28.0268o =28o 1 36; a2 = arccosdb2/da2=arccos( 2240.56/260) =22.0061o =22o 0 17 重合度 a=z( tana1-tan) + z( tana1-tan) /2 =32( tan28.0268 o -tan20) +128( tan22.0061 o -tan20) =1.773 即 Z =( 4- a) /3=0.862,且 ZE=189.8, ZH=2.5 H =ZHZEZ 2KT1( u+1) /bd2 1 u=2.5 189.8 0.862 2 1.397 83510 5.8065/( 72 622 5.024)=240.63 H =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度,且大齿轮比小齿轮接触强度高,故齿轮满足接触强度条件 f齿轮弯曲疲劳强度校核: 按 Z1=32, Z2=128,由 2图 5-14 得 YFa1=2.56, YFa2=2.18;由 2图 5-15得 Ysa1=1.65, Ysa2=1.84 由 2式 5-23计算 Y=0.25+0.75/ a=02.5+0.75/1.773=0.673 由 2图 5-19得 YN1=YN2=1.0, nts由 2式 5-32切 m=2 5,得 YX1=YX2=1.0 取 YST=2.0, Sfmin=1.4,由 2式 5-31 计算许用弯曲应力: F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220 2.0/1.4=314.29 Mpa F2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210 2.0/1.4=300 Mpa F1= 314.29 Mpa F2= 300 Mpa 8. 计算内容 计算结果 F1 F2, F= F2=300 Mpa 由 2式 5-24 计算齿跟弯曲应力: F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2 1.397 83510 2.56 1.650.673/( 2 64 64) =71.233 300 Mpa F2= F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233 1.84 2.18/( 2.56 1.65)=67.644 300 Mpa 两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度 五, 轴的设计计算 4. 减速器高速轴 I 的设计 a. 选择材料:由于传递中小功率,转速不太高,故选用45 优质 碳素结构钢 ,调质处理, 按 2表 8-3查 得 B=637 Mpa, b-1=59 Mpa b. 由扭矩初算轴伸直径:按参考文献 2 有 d A p/n n0=960r/min, p1=2.97 kw,且 A=0.110.16 d1 1623 取 d1=20 c. 考虑 I 轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器,因为电机的轴伸直径为 dD=38 ,查 1表 4.7-1 选取联轴器规格 HL3( Y38 82, Y30 60),根据轴上零件布置,装拆和定位需要该轴各段尺寸如图 1.2a 所示 d. 该轴受力计算简图如图 1.2b , 齿轮 1 受力: ( 1)圆周力 Ft1=2T1/dm1=2 29.545/( 64 10-3 ) =915.52 N, ( 2)径向力 Fr1= Ft1 tan cos 1 =915.52 tan200 cos17.70350 =317.44 N, ( 3)轴向力 Fa1= Ft1 tan sin 1 =915.52 tan200 sin17.70350 =101.33 N, F=300 Mpa B=637 Mpa, b-1=59 Mpa d1=20 选用柱销联轴器 HL3( Y38 82,Y30 60) Ft1=915.52 N Fr1=317.44 N Fa1=101.33 N ntse. 求垂直面内的支撑反力: MB=0, Rcy= F t1( L 2 +L 3) /L 2 =915.52( 74+55)/74=1595.97.97 N Y=0, RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N, Rcy= 1595.97N RBY=-680.45 N 9. 计算内容 计算结果 垂直面内 D 点弯矩 Mdy=0, M1 dy= Rcy L3+ RBY( L2+L3)=1595.97 55-680.45 129= 3662.14 N =3.662 N m f. 水平面内的支撑反力: MB=0, RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44( 74+55)-680.45 64/74=419.07 N, Z=0, RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N, 水平面内 D 点弯矩 MDz=0, M1 Dz= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.07 55-101.63 129=-7.095N m g. 合成弯矩: MD= M2 Dz+ M2 Dy= 0 N m, M1 D = M12Dy+ M12Dz=7.98 N m h. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所示, 计算扭矩: T=T1 =29.545N m I. 校核高速轴 I:根据参考文献 3第三强度理论进行校核: 由图 1.2 可知, D 点弯矩最大,故先验算 D 处的强度, MD M1 D ,取 M= M1 D =7.98 N m, 又抗弯截面系数: w= d3 min /32=3.14 203 /32=1.04510-6 m3 = M2 +T2 / w= 7.982 +29.5452 /1.045 10 -6 =39.132 b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求。 2. 减速器低速轴 II 的设计 a. 选择材料:因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小(齿跟圆直径 db1=62 )需制成齿轮轴结构,故与齿轮的材料和热处理应该一致,即为 45 优质 碳素结构钢 ,调质处理 按 2表 8-3查 得 b=637 Mpa, b-1=59 Mpa Mdy=0 M1 dy= 3.662 N m RCz=419.07 N RBz= -101.63N MDz=0 M1 Dz= -7.095N m MD=0 N m, M1 D =7.98 N m T= 29.545N m M= 7.98 N m b=637 Mpa, b-1=59 Mpa Ft2=915.52N ntsb. 该轴结构如图 1.3a,受力计算简图如图 1.3b 齿轮 2 受力(与齿轮 1 大小相等方向相反): Ft2=915.52N, Fr2=317.44 N, Fa2= 101.33 N, 齿轮 3受力: Fr2=317.44 N Fa2= 101.33 N 10. 计算内容 计算结果 ( 1)圆周力 Ft3=2T2/dm3=2 86.955/( 64 10-3 ) =2693.87N ( 2)径向力 Fr3= Ft2 tan =2693.87 tan200 =980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力: MB=0, RAy= Ft2( L2+L3) + Ft3L3/( L1+L2+L3) =915.52( 70+63) +2693.87 63/183=1919.26 N Y=0, RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26 =1690.13 N 垂直面内 C 点弯矩: MCy = RAy L1=1919.26 21.5=41.26 N m, M1 Cy= RBY( L2+L3) - Ft3L2 =1690.13 133-2693.87 70= 41.26 N m, D 点弯矩: MDy= RBY L3=1690.13 63= 92.96N m, M1 Dy= Ray( L1+L2) - Ft2 L2 =1919.26 120-915.52 70=92.96 N m d. 水平面内的支撑反力: MB=0, RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/( L1+L2+L3) =317.44 133 980.49 63-101.33 238.827/2/128=750.70 N Z=0, RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N, 水平面内 C 点弯矩: MCz= RAzL1=750.70 50=23.65 N m, M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2 =547.23 133 - 980.49 70=-10.55N m, D 点弯矩: MDz = RBz L3=547.23 63=30.10 N m, Ft3=2693.87N F r3=980.49 N RAy=1919.26 N RBY=1690.13 N MCy=41.26 N m M1 Cy =41.26N m MDy= 92.96 N m M1 Dy= 92.96 N m RAz=750.70 N RBz=547.23N MCz=23.65 N m M1 Cz=-10.55N m MDz=30.10 N m ntsM1 Dz= RAz( L1+L2) -Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70 120 -101.33 164.9/2-317.44 70= 29.92N m e. 合成弯矩: MC= M2 Cz+ M2 Cy= 47.56N m M1 C= M12Cy+ M12Cy=42.59 N m M1 Dz=29.92N m MC=47.56N m M1 C=42.59 N m 11. 计算内容 计算结果 MD= M2 Dz+ M2 Dy=97.71 N m, M1 D = M12Dy+ M12Dz= 97.66N m f. 作轴的扭矩图如图 1.3c 所,计算扭矩: T=T2=86.955N m g. 校核低速轴 II 强度,由参考文献 3第三强度理论进行校核: 1. 由图 1.3 可知, D 点弯矩最大,故先验算 D 处的强度, MD M1 D ,取 M= M1 D =97.71 N m, 抗弯截面系数: w= d3 min /32=3.14 303 /32=2.65 10-6 m3 = M2 +T2 / w= 97.712 +86.9552 /2.65 10-3 =44.27 b-1=59 Mpa ( 2) .由于 C 点轴径较小故也应进行校核: MC M1 C ,取 M= M1 C=47.56 N m, 抗扭截面系数: w= d3 min /32=3.14 303 /32=2.65 10-6 m3 = M2 +T2 / w= 47.562 +86.9552 /2.65 10-6 =35.14 b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求 3. 减速器低速轴 III 的设计 a. 选择材料:由于传递中小功率,转速不太高,故选用 45优质 碳素结构钢 ,调质处理,按 2表 8-3查 得 B=637 Mpa, b-1=59 Mpa b. 该轴受力计算简图如图 1.2b 齿轮 4 受力(与齿轮 1 大小相等方向相反): 圆周力 Ft4=2693.87N,径向力 Fr4=980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力: MC=0, RBY= Ft4L1/( L1+L2) =2693.87 71/( 125+71)=1157.52 N MD=97.71 N m M1 D =97.66N m T =86.955N m M= 47.56 N m B=637 Mpa b-1=59 Mpa Ft4=2693.87N Fr4=980.49 N RBY=1157.52 N Rcy=1536.35 N nts Y=0, Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N, 垂直面内 D 点弯矩 MDy= RcyL1=1536.35 55=84.50 N m , M1 Dy= RBY L2=1157.52 125=84.50 N m d. 水平面内的支撑反力: MDy=84.50 N m M1 Dy=84.50 N m 12. 计算内容 计算结果 MC=0, RBz=Fr4 L1/( L1+L2) =980.49 70/196 =421.31N Z=0, RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N, 水平面内 D 点弯矩 MDz= RCz L1=559.18 71=30.75 N m, M1 Dz= RBz L2=421.31 125=30.76 N m e. 合成弯矩: MD= M2 Dz+ M2 Dy= 90.20 N m, M1 D = M12Dy+ M12Dz=89.92 N m f. 作轴的扭矩图如图 1.2c 所,计算扭矩: T=T3=393.197N m g. 校核低速轴 III:根据参考文献 3第三强度理论校核: 由图 1.2 可知, D 点弯矩最大,故先验算 D 处的强度, MD M1 D ,取 M= MD =90.20 N m, 又抗弯截面系数: w= d3 min/32=3.14 423 /32 =7.27 10-6 m3 = M2 +T2 / w= 90.20 2 +393.1972 /7.27 10-6 =55.73 b-1= 59 Mpa 故该轴满足强度要求。 六,滚动轴承的选择与寿命计算 1. 减速器高速 I 轴滚动轴承的选择与寿命计算 a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷,同时还承受轴向外载荷,选用圆锥滚子轴承,初取 d=40 ,由 1表 4.6-3选用型号为 30208,其主要参数为: d=40 , D=80 ,Cr=59800 N, =0.37, Y=1.6, Y0=0.9, Cr0=42800 查 2表 9-6 当 A/R 时, X=1, Y=0; 当 A/R 时, X=0.4, Y=1.6 RBz=421.31N RCz=559.18N MDz=30.75 N m M1 Dz=30.76 N m MD=90.20 N m M1 D =89.92 N m T= 393.197N m M= 90.20 N m 选用圆锥滚子轴承 30208 ( GB/T297-94) ntsb. 计算轴承 D 的受力(图 1.5), ( 1)支反力 RB= R 2 BY+ R2 Bz= 36.252 +269.272 =271.70 N, RC= R2 cy+ R2 Cz= 1184.792 +353.692 =1236.46 N ( 2)附加轴 向力(对滚子轴承 S=Fr/2Y) RB=271.70 N RC=1236.46 N 13. 计算内容 计算结果 SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N, SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N c. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 N d. 各轴承的实际轴向力 AB=max( SB, FA -SC) = FA -SC =310.82 N, AC=( SC, FA +SB) = SC =412.15 N e. 计算 轴承当量动载 由于受较小冲击查 2表 9-7 fd=1.2, 又轴 I受较小力矩,取 fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144 =0.37 , 取 X=0.4, Y=1.6, PB= fdfm( X RB +YAB) =1.8( 0.4 271.7+1.6310.82) =1090.79 N AC/ RC =412.15/1236.46=0.33 =0.37 ,取 X=1, Y=0, PC= fdfm( X RC +YAC) =1.2 1.5 1 1236.46 = 2225.63N f. 计算轴承寿命 又 PB PC,故按 PC计算,查 2表 9-4 得ft=1.0 L10h=106 ( ftC/P) /60n1=106 ( 59800/2225.63) 10/3 /( 60 960) =0.12 106 h,按 每年 250 个工作日,每日一班制工作, 即 L1=60.26 L=11 年 故该轴承满足寿命要求。 2. 减速器低速 II 轴滚动轴承的选择与寿命计算 a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷,同时还承受轴向外载荷,选用圆锥滚子轴承,初取 d=35 ,由 1表 4.6-3选用型号为 30207,其主要参数为: d=35 , D=72 ,Cr=51500 N, =0.37, Y=1.6, Y0=0.9, Cr0=37200 SB=90.57 N SC=412.15 N FA=101.33 N AB=310.82 N AC=412.15 N PB=1090.79 N PC=2225.63N 选用 圆锥滚子轴承 30207 ( GB/T297-94) nts 查 2表 9-6 当 A/R 时, X=1, Y=0; 当 A/R 时, X=0.4, Y=1.6 b. 计算轴承 D 的受力(图 1.6) 1. 支反力 RB= R2 BY+R2 Bz= 1919.262 +547.232 =1995.75 N RB=1995.75 N 14. 计算内容 计算结果 RA= R2 Ay + R2 Az = 750.702 +353.692 =922.23 N 2. 附加轴向力(对滚子轴承 S=Fr/2Y) SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N, SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 N c. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 N d. 各轴承的实际轴向力 AB=max( SB, FA +SA) = SB =623.67 N, AA=( SA, FA-SB) = FA-SB =522.34 N e. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查 2表 9-7 fd=1.2, 又轴 I受较小力矩,取 fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312 =0.37, 取 X=1, Y=0 P B = f d f m ( X R B +YA B ) =1.2 1.5 1995.75=3592.35 N AA/ RA =522.34/922.23=0.566 =0.37,取 X=0.4, Y=1.6 PA= fd fm( X RA +YAA) =1.8( 0.4 922.23+1.6 522.34) =2168.34N f. 计算轴承寿命 又 PB PA,故按 PB计算,查 2表 9-4 得 ft=1.0 L10h=106 ( ftC/P) /60n2=106 ( 51500/3592.35) 10/3 /( 60 303.673) =0.1833 106 h,按 每年 250 个工作日,每日一班制工作, 即 L1=91.65 L=11 年 故该轴承满足寿命要求。 3. 减速器低速 III 轴滚动轴承的选择与寿命计算 a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷,选用深沟球轴承,初取 d=55 ,由 1表 4.6-3 选用型号为 6211,其主要参数为: d=55 , D=100 , Cr=33500 N, Cr0=25000 RA=922.23 N SB=623.67 N SA=288.20 N FA= 101.33 N AB=623.67 N AA=522.34 N PB=3592.35 N PA=2168.34N 选用深沟球轴承6211 ( GB/T276-94) ntsb. 计算轴承 D 的受力(图 1.5) 支反力 RB= R 2 BY+ R2 Bz= 1157.522 +421.312 =1231.81 N,RC= R2 cy+ R2 Cz= 1536.352 +559.182 =1634.95 N c. 轴向外载荷 FA=0 N RB=1231.81 N RC=1634.95 N FA=0 N 15. 计算内容 计算结果 d. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查 2表 9-7 fd =1.2, 又轴 I受较小力矩,取 fm =1.5 PB= fdfm RB =1.2 1.5 1231.8=2256.5 N PC= fd fm RC =1.2 1.5 1 1634.95= 2942.91N e. 计算轴承寿命 又 PB PC,故按 PC计算,查 2表 9-4 得 ft=1.0 L10h=106 ( ftC/P) /60n3=106 ( 33500 /2942.91) 10/3 /( 60 63.829) =27.41 106 h,按 每年 250 个工作日,每日一班制工作, 即 L1=399.45 L=11 年故该轴承满足寿命要求。 七,键联接的选择和验算 1.联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键( GB1095-79 , GB1096-79),由 d=30,查 1表 4.5-1 得 b h=8 7,因半联轴器长为 60 ,故取键长 L=50 , 即 d=30 , h=7 , L1 =L-b=42 , T1=28.38 N m, 由轻微冲击,查 2表 2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4 29.844/( 30 7 42) =12.87 P=100 Mpa 故此键联接强度足够。 2 小圆锥齿轮与高速轴 I 的的键联接 采用圆头普通平键( GB1095-79 , GB1096-79),由 d=20,查 1表 4.5-1 得 b h=6 6,因小圆锥齿轮宽为 55,故取键长 L=42 即 d=20 , h=6 , L1 =L-b=36 , T1=29.844N m, 由轻微冲击,查 2表 2-10得 P=100 Mpa PB=2256.5 N PC= 2942.91N L=50 d=30 h=7 L1 =42 T1=28.38 N m L=42 d=20 h=6 L1 = 36 nts P=4T/dhL1 =4 29.844/( 20 6 36) =27.63 P=100 Mpa 故此键联接强度足够。 3 大圆锥齿轮与低速轴 II 的的键联接 T1=29.844N m 16. 计算内容 计算结果 采用圆头普通平键( GB1095-79 , GB1096-79),由 d=50 ,查 1表 4.5-1 得 b h=14 9,因大圆锥齿轮宽为 50 ,故取键长 L=44 即 d=50 , h=9 , L1 =L-b=30 , T2=86.955 N m, 由轻微冲击,查 2表 2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4 86.955/( 50 9 30) =25.76 P=100 Mpa 故此键联接强度足够。 4. 大圆柱齿轮与低速轴 III 的的键联接 采用圆头普通平键( GB1095-79 , GB1096-79),由 d=60,查 1表 4.5-1 得 b h=18 11,因大圆柱齿轮宽为 64,故取键长 L=54 ,即 d=60 , h=11 , L1 =L-b=36, T3=393.197 N m, 由轻微冲击,查 2表 2-10 得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4 393.197 /( 60 11 36) =66.19 P=100 Mpa 故此键联接强度足够。 5. 低速轴 III 与输出联轴器的键联接 采用圆头普通平键( GB1095-79 , GB1096-79),由 d=42,查 1表 4.5-1 得 b h=12 8,因半联轴器长为 84 ,故取键长 L=72 ,即 d=42 , h=8 , L1 =L-b=60 ,T4=381.527 N m, 由轻微冲击,查 2表 2-10 得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4 381.527 /( 42 8 60) =75.70 P=100 Mpa L=44 d=50 h=9 L1 =30 T2=86.955 N m L=54 d=60 h=11 L1 =36 T3=393.197 N m L=72 d=42 h=8 L1 =60 T4=381.527 N m nts故此键联接强度足够。 八,联轴器的选择 1. 输入端联轴器的选择 根据工作情况的要
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