二级直齿减速器课程设计90.85%1.35%380%163.75%205.5.doc
二级直齿减速器课程设计90.85%1.35%380%163.75%205.5
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共38页)
编号：522802
类型：共享资源
大小：86.61KB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-17
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
6
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90.85%1.35%380%163.75%205.5,减速器课程设计
- 内容简介：
-
西北工业大学 1 1 西 北 工业大学 机械设计课程 设计论文 论文题目： 二级 展开式 直齿圆柱齿轮减速器 学生姓名： 学 号： 学 校 ： 专 业： 指导教师： nts西北工业大学 2 2 课程 设计（论文）任务书 院（系） 系 机电工程 专业 机械设计及其自动化 班级 姓名 学号 1.毕业设计（论文）题目： 二级齿轮减速器 2.题目背景和意义： 本次论文设计进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。综合运用机械 设计、机械制图、机械制造基础、金属材料与热处理、公差与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理。掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并与生产实习相结合，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制造的能力。 3.设计 (论文 )的主要内容： 带式输送机传动总体设计；带式输送机传动总体设计；主要传动机构设计；主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套 主要件的工艺装备；撰写设计论文；翻译外文资料等 4.设计的基本要求及进度安排（含起始时间、设计地点）： ，地点： 主要参 ：转距 T=850N m，滚筒直径 D=380mm，运输带工作转速 V=1.35m/s 工作条件：送机连续工作，单向运转 ，载荷较平稳，空载起动，每天两班制工作，每年按 300个工作日计算，使用期限 10年。 具体要求：主要传动机构设计；主要零、部件设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写设计论文；选一典型零件，设计其工艺流程；电动机电路电气控制；翻译外文资料 等 5.毕业设计（论文）的工作量要求： 设计论文一份 1.0万 1.2万字 装配图 1张 A0，除标准件外的零件图 9张 A3 设计天数： 四周 指导教师签名： 年 月 日 学生签名： 年 月 日 系（教研室）主任审 批： 年 月 日 nts西北工业大学 3 3 带 式运输机传动装置传动系统 摘要 本次论文设计的题目是“带式输送机传动装置的设计及制造”。 进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。 本次的设计具体内容主要包括：带式输送机传动总体设计；主要传动机构设计；主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写开题报告；撰写毕业设计说明书；翻译外文资料等。 对于即将毕业的学生来说，本次设计的最大成果就是：综合运用机 械设计、机械制图、机械制造基础、金属材料与热处理、公差与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理、计算机应用基础以及工艺、夹具等基础理论、工程技术和生产实践知识。掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并与生产实习相结合，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制造的能力 . nts西北工业大学 4 4 ABSTRACT This topic design topic is “ the belt type transports the engine drive instrument the design and the manufacture” . Structural design, and completes the belt type to transport in the engine drive instrument the reduction gear assembly drawing, the detail drawing design and the major parts craft, the work clothes design. This time design concrete content mainly includes: The belt type transports the engine drive system design； Main transmission system design； Main zero, part design； Completes the major parts the technological design； Designs set of main important documents the craft equipment； Composes the topic report ； Composition graduation project instruction booklet ； Translation foreign language material and so on. Regarding the student who soon graduates, this design biggest achievement is: Synthesis basic theories, project technology and production practice knowledge and so on utilization machine design, mechanical drawing, machine manufacture foundation, metal material and heat treatment, common difference and technical survey, theoretical mechanics, materials mechanics, mechanism, computer application foundation as well as craft, jig. Grasps the machine design the general procedure, the method, the design rule, the technical measure, and unifies with the production practice, raises analyzer and solves the general engineering actual problem ability, has had the mechanical drive, the simple machinery design and manufacture ability. Key words(关键词 ): Belt conveyor(带式输送机 ) Transmission device(传动装置 ) Design(设计 ) Manufacture(制造 ) nts西北工业大学 5 5 目录 一、 引言 1 二、 传动方案的拟定及说明 2 2.1、组成 2 2.2、特点 2 2.3、确定传动方案 2 三、 电动机的选择 5 3.1、电动机类型选择 5 3.2、电动机功率选择 5 3.2.1、传动装置的总功率 5 3.2.2、电动机所需的工作功率 5 3.3、确定电动机转速 5 3.4、确定电动机型号 6 四、 计算总传动比及分配各级的传动比 7 4.1、总传动比 7 4.2、分配各级传动比 7 五、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算 7 5.1、计算各轴转速 7 5.2、计算各轴的功率 7 5.3、计算各轴的扭矩 8 六、 齿轮传动的设计计算 12 6.1、 选择齿轮材料及精度等级和齿数 12 6.2、按齿面接触疲劳强度设计 12 6.3、确定齿轮传动主要参数及几何尺寸 13 6.4、校核齿根弯曲疲劳强度 14 6.5、标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算公式表格 15 nts西北工业大学 6 6 七、 轴的设计计算 16 7.1、 输入轴的设计计算 16 7.1.1、选择轴的材料，确定许用应力 16 7.1.2、估算轴的基本直径 16 7.1.3、轴的结构设计 17 7.2、输出轴的设计计算 21 7.2.1、选择轴的材料，确定许用应力 22 7.2.2、估算轴的基本直径 22 7.2.3、轴的结构设计 23 八 。 减速器 箱体结构 九、键联接的选择及校核计算 31 9.1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接 31 9.2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 31 9.3、输出轴与齿轮 2联接用平键联接 32 9.4、输出轴与联轴器联接用平键联接 33 十、 联轴器的选择 33 十 一、减速器箱体附件的选择说明 34 11.1.1、检查孔和视孔盖 34 11.1.2、 通气器 34 11.1.3、轴承盖 34 11.1.4、定位销 34 11.2、启盖螺钉 35 11.3、油标 35 11.4、放油孔及放油螺塞 35 11.5、起吊装置 35 十二、润滑与密封 36 十三、电器电路图 38 nts西北工业大学 7 7 十四、外文翻译 39 设计总结 46 致谢 47 参考资料目录 48 nts西北工业大学 8 8 计算过程及计算说明 一、 引言 计算过程及说明国外减速器现状 ?齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的 FA型高精度减速器，美国 Jan-Newton公司研制的 X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本 项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。 nts西北工业大学 9 9 二、传动方案拟定及说明 要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，输送带速度允许误差 5%，滚筒效率 0 96，每天两班制工作， 载荷平稳，环境要求清洁 ,每年按 300个工作日计算，使用期限 10年。 2.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 2.3 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V带设置在高速级。 其传动方案如下： 1）外传动为 V 带传动。 2）减速器为同轴式二级圆 柱齿轮减速器 3） 方案简图如下： nts西北工业大学 10 10 该方案的优缺点：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之 。 本设计采用的是单级直齿轮传动。原始数据：输送带拉力 F=2000N；带速 V=1.3m/s；滚筒直径 D=180mm。 nts西北工业大学 11 11 三、电动机选择 1、 电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器） 2、 电动机功率选 择： 3、 15.31 0 0 01 0 0 0 www D TVFvp （ 1）传动装置的总功率：（查指导书附表 2.2） 132 zc= 99.099.097.0 32 =0.90 (2) 电机所需的工作功率： P d=FV/1000 =3.5 nts西北工业大学 12 12 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 筒 =60 1000V/ D=60 1000 1.35/ 380=67.89r/min 按指导书 P7表 2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 i 齿轮 =3 4。 故电动机转速的可选范围为 nd=i 总 n 筒 =（ 9 16） 67.89=(610.961086.24)r/min，符合这一范围的同步转速有 750r/min、和 1000r/min。 根据容量和转速，由指导书附表 10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表： nts西北工业大学 13 13 表 2.1 传动比方案 动比方案 电动机型号 额定功率（ KW） 电动机转速（ r/min） 传动装置的传动比 同步 转速 满载 转速 总传 动比 1 Y160M1-8 4 750 720 10.61 2 Y132M1-4 4 1000 960 14.14 4、确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案 1比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为 Y132S-6，额定功率为 Pd =4KW，满载转速 n 电动 =960r/min。 电动机型号 额定功率 满载转速 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132M-6 4KW 1000r/min 2.2 2.2 nts西北工业大学 14 14 四、 计算总传动比及分 配各级的传动比 1、总传动比： i 总 =n 电动 /n 筒 =960/67.89=14.14 2、分配各级传动比 （ 1） 据指导书 P7表 2.1，取齿轮 i 齿轮 =3（单级减速器 i=35之间取 4.22、合理，为减少系统误差，） （ 2） i 总 =i 齿轮 i 带 i 带 =i 总 /i 齿轮 =14.14/4.22=3.35 五、 运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（ r/min） nI n 电动 =960r/minIII nn III / i 齿轮 =960/4.22=227.49r/min nts西北工业大学 15 15 r / m in9.6735.349.2 2 7I I I inn 2、 计算各轴的功率（ KW） PI=Pd 带 =4 0.99=3.96KW PII=PI 齿轮轴承 齿轮 =3.96 0.99 0.97=3.8KW PIII=PII 齿轮轴承 联轴器 =3.8 0.99 0.97 =3.65KW 3计算各轴扭矩（ N mm） Td = 9550 Pd / n 电动 = 9550 4/960 =39.79N mm TI=9550 PI/nI=9550 3.96/960=39.39N mm TII=9550 PII/nII=9550 3.8/227.49 =159.54N mm TIII=9550 PIII/nIII=9550 3.65/67.91=513.29N mm nts西北工业大学 16 16 六、齿轮传动的设计计算 1）选择齿轮材料及精度等级和齿数 考虑减速器传递功率不大，按课本 P142 表 10-8及 10-9选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 45#钢，齿面硬度为 230HBS。大齿轮选用 45#钢，正火，齿面硬度 190HBS；根据表选 7级精度。齿面精糙度 Ra 1.6 3.2 m。取小齿轮齿数 Z1=25。则大齿轮齿数： Z2=i 齿 Z1=4.2 25=105.5 2）按齿面接触疲劳强度设计 由课本 P147式（ 10-24） d1【 6712 kT1(u+1)/ du HP2】 1/3 确定有关参数如下：传动比 i 齿 =u=4.2 由表 10-12 取 d=1 转矩 TI=9550 P1/n1=9550 3.96/960 =39393.75N m 载荷系数 k 由课本 P144 取 k=1.2 许用接触应力 HP， 由课本 P150图 10-33查得： Hlim1=650Mpa Hlim2=570Mpa nts西北工业大学 17 17 HP1=0.9 Hlim1=0.9 650Mpa=585Mpa HP2=0.9 Hlim2=0.9 570Mpa=513Mpa 取 HP=513Mpa 故得： d1【 6712 kT1(u+1)/ du HP2】 1/3 =6712 1.2 39393.75 (4.2+1)/0.9 4.2 51321/3mm =50.5mm 3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸 模数： m=d1/Z1=50.5/25=2.02mm 根据课本 P130表 10-2 取标准模数： m=2.5mm 分度圆直径 d1=mZ1=2.5 25=62.5mm d2=mZ2=2.5 106=265mm 传动中心距 a=m(Z1+Z2)/2=2.5(25+106)/2=163.75mm 齿宽 b2=b= d d1=1 62.5=62.5mm b1=b2+4mm=66.5mm 验算齿轮圆周速度 nts西北工业大学 18 18 V 齿 = d1n1/60 1000=3.14 62.5 960/60 1000=3.14m/s 由表 10-7选齿轮传动精度等级 8级合宜 4)校核齿根弯曲疲劳强度 由课本 P148式（ 10-26）得 F=(2kT1/d1mb)YFS1 F1 确定有关参数和系数 许用弯曲应力 FP 由课本 P150图 10-34 查得： Flim1=357Mpa Flim2 =220Mpa F1= 0.7 Flim1 =0.7 357Mpa=245Mpa F2= 0.7 Flim2 =0.7 220Mpa=154Mpa 复合齿形系数 YFS 由 P149图 10-32查得 YFS1=4.4 YFS2=3.8 计算两轮的许用弯曲应力 F1=(2kT1/d1mb)YFS1 =（ 2 1.2 39393.75)/(62.5 60.5 2.5） 4.4Mpa =42.60Mpa F1 F2=(2kT1/d1mb)YFS2 nts西北工业大学 19 19 =（ 2 1.2 39393.75)/(265 62.5 2.5） 3.8Mpa =8.68Mpa F2 5)标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算公式如下表： 一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 为提高传 动平稳性及强度，选用直圆柱齿轮； 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度； 3 小齿轮材料： 40 Cr调质 HBS=280 接触疲劳强度极限lim3 750H MPa （由图 10-21d） 弯曲疲劳强度极限MPaFE 3903 Mpa （由图 10-20c） 大齿轮材料： 45号钢正火 HBS=240 接触疲劳强度极限lim4 700HMPa （由图 10-21c） 弯曲疲劳强度极限4 700FE MPa（由图 10-20b） 4 初选小齿轮齿数 303z大齿轮齿数 Z4=3.4 30=102 二 按齿面接触强度设计 计算公式： 233 2 12.32 t EtdHKT Zudu mm （由式 10-21） 1 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数2.1tk齿宽系数1d（由表 10-7） 材料的弹性影响系数 8.189EZMpa1/2 （由表 10-6） 计算应力循环次数 81 60 60269.16(2830010) 7.7510iHN njL 9 827.75 10 1.89 104.11 计算接触疲劳寿命系数92.03HNK97.04HNK（由图 10-19） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，取安全系数1Snts西北工业大学 20 20 MP aMP aHH 8.52354097.0 50655092.021 2 计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径td1233 1 ()t EtdHKT Zd =81.53mm （ 2） 计算圆周速度 0.1100060 23 ndv sm （ 3）计算齿宽 b及模数 mnt mmdItd 05.8305.318 768.23005.832 mmh 23.6768.225.2 b/h=13.33 （ 4）计算载荷系数 HHVAH KKKKK 使用系数A根据电动机驱动得1AK 动载系数VK根据 v=0. 807m/s 7级精度 07.1v 直齿轮，1HFKK 由表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，431.1HK根据 b/h=13.33，查图 10-13得34.1FK，故载荷系数 HHVAHKKKKK = 531.1431.1107.11 （ 5）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1dmmd 07.902.1531.105.83 3 （ 6） 计算模数 m 002.33007.9011 zdm三 按齿根弯 曲强度设计 nts西北工业大学 21 21 3 21 max2Fa San dFYYKTmZ1 确定计算参数 计算载荷系数4338.1K（ 2）弯曲疲劳系数 KFN 得 85.01FNK92.02FNK（ 3）计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数 S=1.3 得 MP aSKMP aSKFEFNFFEFNF2623.137092.02553.139085.0222111（ 4）查取齿型系数 YF 应力校正系数 YS 得 52.21Fay18.22Fa625.11Sa79.SaY（ 5）计算大小齿轮的Y YFa SaF 并加以比较 01605.02556258.152.2111 FSaFa YY01489262 79.18.2222 FSaFa YY比较 111 FY222F所以大齿轮的数值大，故取 0.01605 2 计算 3 21 max2Fa San dFYYKTmZ21.201605.0301 101.24338.23 2 5 四 分析对比计算结果 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法 面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=3.已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆 d1t=90.07mm来计算应有的齿数。于是由1Z2nts西北工业大学 22 22 313007.901 mdz1064.3312 z五 几何尺寸计算 1 计算大小齿轮的分度圆直径 d1、 d2 mmmzd 9333111 mm mmmz 318310622 mm 2 计算中心距 mmdda 5.20 5231 893221 3计算齿轮宽度 b mmdb d 939311 = 取 mmB 1001B 932高速级 低速级 齿数 251 z 1062 z 283 z 944 z 模数 5.21 m 32 m 压力角 20 齿顶高系数 1*ah 顶隙系数 25.0* c 齿距 85.71 p 42.92 p 齿厚 mms 925.31 mms 71.42 齿槽宽 mme 925.31 mme 71.42 齿根高 mmhf 125.31 75.32 fh 齿顶高 mmha 31 75.32 fh 分度圆直径 mmd 5.621 mmd 2652 mmd 843 mmd 843 齿高 mmh 625.51 mmh 75.62 nts西北工业大学 23 23 基圆直径 mmdd 75.581 mmd d 1.2492 mmd d 96.783 mmd d 08.2654 齿顶圆直径 mmda 5.671 mmd a 2702 mmda 903 mmd a 2884 齿根圆直径 mmdf 25.561 mmd f 75.2582 mmd f 5.763 mmd f 5.2744 中心距 mma 75.1631 mma 1832 七、 轴的设计计算 1）输入轴的设计计算 1、选择轴的材料，确定许用应力 由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用 45#正火钢，硬度170 217HBS，抗拉强度 b=600Mpa，弯曲疲劳强度 -1=255Mpa。 -1b=55Mpa 2、估算轴的基本直径 根据课本 P225式 13-1，并查表 13-3，取 A=118 d A (PI/ n1)1/3=118 (4/960)mm1/3 =19.12 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d1=19.12 (1+5%)mm nts西北工业大学 24 24 =23.4mm 由课本 P214表 13-4选 d1=25mm 3、轴的结构设 1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布， 齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 2）确定轴各段直径和长度 I段： d1=25mm 长度取决于安装位置，暂定 L1=40mm II段 d2=d1+2h=25+2 0.07d1 =25+2 0.07 25 =28.5mm 取标准值 d2=30mm 初选用 6206型深沟球轴承，其内径为 30mm,宽度为 16mm。 （转入输入轴轴承选择计算） 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为 10mm. nts西北工业大学 25 25 III段直径 d3=d2+2h=30mm+2 0.07d2 =30mm+2 0.07 30mm =34.2mm 取 d3=35mm L3=b1-2=（ 35-2） mm=33mm 段轴环直径 d4=d3+2h=35+2 0.07d3 =35+2 0.07 35mm =41.01mm 取标准值 d4=42mm 长度与右面的套筒相同，即 L4=10mm 考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表 6.2得安装尺寸 d2=30mm，该段直径应取： d5=30mm。因此将段设计成阶梯形，右段直径为30mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=72 32 20 16=140mm 3)按弯矩复合进行强度计算 求分度圆直径：已知 d1=62.5mm 求转矩：已知 T1=39393.75N mm nts西北工业大学 26 26 求圆周力： Ft Ft=2T1/d1=2 39393.75/62.5=1260.48N 求径向力 Fr Fr=Ft tan =1260.48 tan200=353.7N 因为该轴两轴承对称，所以： LA=LB=70mm 1)绘制轴受力简图（如图 a） 2)绘制水平面弯矩图 轴承支反力： FRAH = FRBH = Ft/2=1661N/2=830.5N 由两边对称，知截面 C的弯矩也对称。截面 C在水平面弯矩为 MCH=FRAHL/2=830.5N 0.07m=58.14N.m 3)绘制垂直面弯矩图（如图 c） FRAV =FRBV =Fr/2=604.6N/2=302.3N 由两边对称，知截面 C的弯矩也对称。截面 C在水平面弯矩为 MCV=FRAVL/2=302.3N 0.07m=21.21N.m 4)绘制合成弯矩图（如图 d） MC=(MCH2+MCV2)1/2=(57.32+21.22)1/2=61N.m nts西北工业大学 27 27 5)绘制扭矩图（如图 e） 转矩： T=9.55（ P1/n1） 106=66.435N.m 6)按弯扭合成进行强度计算 由课本 P219式 13-3 按脉动循环： =0.6 Mec =Mc2 ( T) 21/2 =612 (0.6 66.435)21/2 =72.9N.m 校咳危险截面的强度 e =Mec /(0.1 33d ) =72900N.mm/(0.1 363 ) =15.6Mpa -1b 该轴的强度满足。 2）输出轴的设计计算 1、选择轴的材料，确定许用应力 由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用 45#正火钢，硬度170 217HBS，抗拉强度 b=600Mpa，弯曲疲劳强度 -1=255Mpa。 -1=55Mpa 2、估算轴的基本直径 nts西北工业大学 28 28 根据课本 P225式 13-1，并查表 13-3，取 A=110 d A (P / n )1/3 =110 (2.77/138)1/3 =110 0.27=31.1mm 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 : d1=31.1mm (1+5%)mm=32.6mm 由课本 P214表 13-4选 d1=34mm 3、轴的结构设计 1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实 现轴向定位和周向固定。 2）确定轴各段直径和长度 I段： d1=34mm 长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取 YL6 型 Y型凸缘联轴器 L1=60mm。 II段 :d2=d1+2h=34mm 2 0.07d1 nts西北工业大学 29 29 =34mm 2 0.07 34mm =38.76mm d2=40mm 初选用 6208型深沟球轴承，其内径为 40mm,宽度为 18mm。（转入输出轴轴承选择计算） 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承 箱体内壁距离一致，（ L 轴 1=L 轴 2）取套筒长为 10mm. III段直径 d3=d2+2h=40mm 2 0.07d2 =40mm+2 0.07 40mm =45.6mm 取 d3=48mm L3=b2-2=(70-2)mm =68mm 段直径 d4=d3 2h=48mm 2 0.07d2 =48mm 2 0.07 48mm =54.72mm nts西北工业大学 30 30 取 d4=60mm 长度与右面的套筒相同，即 L4=10mm 考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴 承的拆卸，应按标准查取由附表 6.2得安装尺寸 d2=40mm，该段直径应取： d5=40mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为40mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨度 L=68 32 20 18=140mm 3)按弯矩复合进行强度计算 求分度圆直径：已知 d2=240mm 求转矩：已知 T2=9550 P / n =191.692N.m 求圆周力： Ft Ft=2T2/d2=2 191692N.mm/240mm=1597.4N 求径向力 Fr Fr=Ft tan =1597.4N tan200=581.5N 因为该轴两轴承对称，所以： LA=LB=70mm 1)绘制轴受力简图 nts西北工业大学 31 31 十四、外文翻译 Gear： Is the use of gear teeth of two gears meshing each other transmission of mechanical power transmission and sport. According to the relative position of the gear axis parallel to axis of cylindrical sub-gear drive, bevel gear axis intersect and cross-axis helical drive gear. Compact structure, high efficiency, long life and so on. Gear refers to the main, driven wheel gear direct, transfer and exercise of the power devices. Of all the mechanical transmission, the most widely used gear can be used to transfer between any two-axle and exercise power. The characteristics of gear is: a smooth gear transmission, the transmission ratio accurate, reliable, high efficiency, long life, the use of power, speed and size range. Such as transmission of power from small to almost 100,000 nts西北工业大学 32 32 kilowatts; speeds of up to 300m / s; gear diameter from a few millimeters to more than 20 meters. However, the need for specialized gear manufacturing equipment, the meshing noise transmission. Many types of gear. (1)According to the relative positions of the two-axis and the direction of the tooth can be divided into the following types: column ; bevel gear drive; cross-axis helical gear drive. (2)According to the working conditions of gears can be divided into: -type open gear drive gear drive, gear exposed, does not guarantee good lubrication. semi-open gear drives, gear oil immersion pool, has shields, but not closed. closed gear transmission, gear, shaft and bearings are installed in the closed, good lubricating conditions, Sha easy access, installation of precision。 Gear has a good working conditions, is the most widely used gear. = Criteria for the design of gear Gear failure for the five forms, should be the appropriate design criteria established. However, tooth wear, plastic deformation and so on, has not yet been established because of the wide and effective use of engineering calculation methods and design data, so the current design of gear, it is usually only on the guarantee that the tooth root bending fatigue strength and tooth surface to ensure contact fatigue strength calculation of the two criteria. For high-power high-speed gear transmission (such as aero-engine main drive, drive turbine-generator unit, etc.), but also by the tooth surface to ensure that the criteria for anti-bonding capacity is calculated (refer to GB6413-1986). As for the ability to resist other failure, although generally not at present be calculated, but the measures to be taken to strengthen the tooths ability to resist these failures. 1, closed gear transmission. From the practice of that gear in the closed, usually to ensure that the main tooth contact fatigue strength. Tooth surface hardness for high strength and low core-tooth gear (20,20
- 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