二级直齿减速器课程设计111.3%48rmin%1500rmin.doc
二级直齿减速器课程设计111.3%48rmin%1500rmin
收藏
资源目录
压缩包内文档预览:(预览前20页/共25页)
编号:522804
类型:共享资源
大小:329.89KB
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111.3%48rmin%1500rmin,减速器课程设计
- 内容简介:
-
机械设计课程设计计算说明书 题 目 设计运输机传动装置 (带式二级圆柱齿轮减速器) 指导教师 郭海波 院 系 机电工程学院 班 级 机械 0807 学 号 0806080808 姓 名 李长福 完成时间 nts 计 算 及 说 明 结 果 一 课程设计任务书 1.1 设计题目 设计一带式运输机的传动装置 (两级展开式圆柱齿轮减速器),传动示意图如下: 1 电动机 2 V带传动 3 减速器 4 联轴器 5 鼓轮 6 输送带 已知条件: 鼓轮上轴的转矩 T( N.m) 1300 鼓轮上转度 n( r/min) 48 电机同步转速 n1 ( r/min) 1500 技术条件与说明: 1)传动装置的使用寿命预定为 10 年,每年按 300 天计算, 3 班制工作每班按 8 小时: 2)工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、单向回转: 3)电动机的电源为三相交流电,电压为 380/220 伏 ; 4) 传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的,不应随意修改,但对于传动件的型式,则允许做适宜的选择 ; 5)输送带允许的相对速度误差 3-5%。 1.2 设计要求 1)减速器 A1 装配图 1 张 ; 2) A3 零件图 2 张( CAD 绘图,低速轴和闷盖); 3)设计计算说明书一份(标准格式)。 nts 目 录 课程设计(论文)任务书 1、 系统总体方案设计 1 1.1、电动机选择 1 1.2、传动装置运动及动力参数计算 1 2、 V 带传动的设计与计算 3 3、 传动零件的设计计算 4 3.1、 高速级齿轮的设计 4 3.2、 低速级齿轮的设计 8 4、 轴的设计 12 4.1、 高速轴的设计 12 4.2、 中间轴的设计 13 4.3、 低速轴的设计 14 5、 键的设计与校核 16 6、 滚动轴承的选择与校核 18 7、 箱体及各部位附属零件的 设计 19 7.1、 铸造减速箱体主要结构尺寸表 19 7.2、 各部位附属零件的设计 20 设计总结与参考文献 22 nts 计算与说明 主要结果 1 、系统总体方案设计 1.1 电动机选择 ( 1) 选择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳,且在有粉尘的室内环境下工作,温度不超过 35,因此可选用 Y 系列三相异步电动机,它具有国际互换性,有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点, B级绝缘,工作环境也能满足要 求。而且结构简单、价格低廉。 ( 2)确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率: Pw =9550nT= 9550 481460 =6.53kw 传动系得总的效率:a= 1 2 3 32 4 =0.868 99.097.070.99,0.964321联轴器的效率,取,取级精度齿轮传动的效率取滚动轴承效率,取带式输送机的传动效率电机所电动机所需的功率为: kwkw 59.7868.06 . 5 3PP wd 由题意知,选择 Y132M-4 比较合理,额定功率 dP =11kw,满载转速 1460r/min.。 1.2 传动装置运动及动力参数计算 ( 1)各传动比的计算 卷筒的转速 min/48 rnw 总传动比 : 42.3048/1 4 6 0/ wm nni取 V带的传动比为 : 44.20 i则减速器的传动比为: 48.1244.2 42.30/ diii高速级齿轮传动比: 1i ;低速级圆柱齿轮传动比 :2i ; Pw=6.53kw 868.0 kwPd 59.7 min/48 rn w 42.30i 9.31 i nts 由 21 )5.11.1( ii , 可令 9.31 i ; 2.32 i 。 2.32 i ( 2)各轴的转速( r/min)。 电机转速0n=1460 高速轴 59844.2/1460/00 inn I中间轴 1539.3/598/ 1 inn 低速轴 482.3/153/ 2 inn 滚动轴 48nn IV( 3)各轴的输入功率( kw) 高速轴 56.1096.0111 mPP中间轴 14.1097.099.056.1032 PP低速轴 74.997.099.014.1032 PP滚动轴 P =9.74 0.99 0.99=9.55 ( 4)各轴输入扭矩的计算( mN ) 5.168598/56.1095 5 0/95 5 0 nPT 3.63 115 3/14.1095 50/95 50 nPT9.193748/74.99550/9550 nPT T =9550 9.55/48=1900 将以上算得的运动和动力参数列表如下: 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴 II 低速轴III 滚筒轴 转速( r/min) 1460 730 176 48 48 功率( kW) 11 10.56 10.14 9.74 9.55 转矩( N m) 72 138 550.2 1937.9 1900 传动比 2.44 : 3.9 : 3.2 : 1 min/598 rn min/153 rn min/48 rn min/48 rn IV kwP 56.10 kwP 14.10 kwP 74.9 mNT 5.168 mNT 3.631 mNT 9.1937 nts 2、 V 带传动的设计与计算 ( 1) 确定计算功率 Pca 由表 8-7查得工作情况系数 KA=1.3, 故 Pca= P=1.3 11kw=14.3kw ( 2)选择 V带的型号 根据 Pca、 n 由图 8-10选用 B型。 ( 3)确定带轮的基准直径 d1和 d2 并验算带速 初选小带轮的基准直径 d1。由表 8-6 和表 8-8,取小带轮的基准直径 d1=132mm 验算带速 v,根验算带的速度 V=3.14 d1 n /60 1000=3.14 140 1460/(60 1000)=10.99m/s 因为 5m/s V 25m/s,故带速合适。 计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 d2 d2=id1=2.44 140=341.6(mm) ( 4) 确定 V带的中 心距 a和基准长度 L0 0.7( d1+d2) a 2( d1+d2)得 323.4 a 924 初定中心距 a0=600( mm)。 计算带所需的基准长度 L0=2a+3.14( d1+d2) /2+(d2-d1)2/4a =2 600+3.14( 140+341.6)/2+( 341.6-140) 2/(4 600)=1973( mm) 由表 8-2选带的基准长度 L=1800( mm) 得实际中心距 : a= a0+( L- L0) /2=600+( 1800-1973) /2=513.5( mm) ( 5)验算小带轮上的包角 =1800 -( d2-d1) 57.30 /a =1800 -( 341.6-140) 57.30/571=176.48 1200 合适。 ( 6)确定 带 的根 数 Z= Pca/( P0+ P) Ka KL ; 由 d1=140和 n =1460r/min,查表得 P0=2.806( kw) 根据 n =1460r/min , i=2.44 和 B 型带,查表得 P=0.463(kw)查表得 Ka=0.952,KL=0.95 于是: Z=14.3/(2.806+0.463) 0.952 0.95=4.83 取 Z=5根 ( 7)确定初拉力0F和计算轴上的压力QF查得 B型带的单位长度质量 q=0.18 (kg/m) 初拉力 F0=500 Pca( 2.5/ Ka -1) /( Ka zv) +qv2=500*14.3*( 2.5-0.952) /(0.948 5 10.99)+0.18 10.412=233.3(N) KA=1.3 d1=140mm V=10.99m/s d2=341.6mm L0=1973mm a=513.5mm =176 Z=5 nts ( 8)计算压轴力 QF=2Z F0Sin( /2)=2 5 233.3 Sin( 1760/2) =2331.5(N) 3、传动零件的设计计算 因减速器中的齿轮传动均为闭式传动,且所受的负载且小,其失效形式主要是点蚀,故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。 对于两级传动的齿轮可设计为: 运输机要求的速度为 1.1m/s,速度不高,故选用 7 级精度的直齿轮。 材料的选择:选择两个小齿轮材料为 40Cr(调质),硬度为 280HBS,两个大齿轮材料为 45 钢(调质),硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。 3.1 高速级齿轮的设计 3.1.1试选小齿轮齿数 241 z ,大齿轮齿数为 6.93249.32 z ,取 942 z ,精度选为 7级。 3.1.2 按齿面接触强度设计 由设计公式: td1 2.32 3 21 HEdt ZuuTK( 1)确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmNn 51151 10*6 8 5.1P109 5 .5T 由表 10 7选取尺宽系数 d 1 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6001lim H MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限 5502lim H MPa; 由式 10 13计算应力循环次数 1N 60n1 j Lh 60 1460 1 ( 3 8 300 10)6.3072 910 992 10557.19.3 103072.6 N Kt 1.3 mmN 514 10*685.1T1N =2.49 910 92 103 0 7 2.6 Nnts 图 10 19查得接触疲劳寿命系数由 1图 10 19查得接触疲劳寿命系数 :1HNK 0.88;2HNK 0.96 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1,安全系数 S 1,由式( 10 12)得 1 H 0.89 600MPa 528MPa 2 H 0.93 550MPa 528MPa ( 2) 计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H 中较小的值。 td1 3 21 132.2 HEdt ZuuTK= 3 255 2 88.1 8 99.319.31106 8 5.13.132.2 =76.294 计算圆周速度 v=100060 11 nd t=100060 1460294.76 =5.83m/s 计算齿宽 b b= d td1 =1 72.294mm=72.294 mm 计算齿宽与齿高之比 模数 tm=11zdt = 24294.72 =3.179mm 齿高 h=2.25m=2.25 3.179mm=7.153mm b/h=72.294/6.01=10.667 计算载荷系数。 根据 v=5.83m/s,7级精度,由图 10 8查得动载系数vK=1.15; 直齿轮 FH KK =1 由表 10-2查得使用系数 KA=1.25 由表 10 4查得 7级精度小齿轮相对支撑非对称布置 时 HK=1.425 由 b/h=10.667,HK=1.425 查表 10 13查得FK=1.35 1HNK 0.88 2HNK 0.96 V=5.83m/s b=72.294mm tm=3.179mm h=7.153mm b/h=10.667 HK=1.425 nts 故载荷系数 K=KAKVKH KH =1.25 1.15 1 1.425=2.048 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式( 10 10a)得 1d = 31 / tt KKd= 3 3.1/048.2294.72 mm=88.774mm 计算模数 m m11zd=21774.88mm=3.21mm 3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 5) m 3 212 co s2FSaFadYYzK ( 1)确定公式内的计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 1FE =500Mpa;大齿轮得弯曲疲劳极限强度 2FE =380MPa 由 10-18查得弯曲寿命系数1FNK=0.82 2FNK=0.86 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见表 10-12得 11 FE =( 11 FEFNK ) /S= 4.1 50086.0 =292.86Mpa 22 FE = ( 22 FEFNK ) /S= 4.1 38089.0 =233.43Mpa 计算载荷系数 FFvA KKKKK =1.25 1.15 1 1.35=1.941 查取应力校正系数 由表 10 5查得 1SaY =2.65;2SaY=1.748 查取齿形系数 由表 10 5查得 80.21 FaY2FaY=2.192 计算大、小齿轮的并 FSaFaYY加以比较 1 11F SaFaYY=14.307 55.180.2 =0.014297 K=2.048 1d =64.176mm K=1.941 nts 2 22F SaFa YY=57.241 236.2748.1 =0.01675 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m 325 0 1 6 7 5.021*110*685.1*941.1*2 =2.67 对结果进行处理取 m=3 1Z = 1d /m=88.774/3 30 大齿轮齿数, 2Z = 11Zi =3.9 30=117 取 2Z =117 3.1.4 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径 1d = 1Z m=21 3=90mm 2d = 2Z m=117 3 =351mm (2)计算中心距 a=( 1d + 2d )/2=(90+351)/2=220.5mm, (3)计算齿轮宽度 b= d 1d =90 1B =95mm, 2B =90mm 3.1.5 小结 实际传动比为: 9.3301171 i误差为: %5%09.3 9.39.3 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 3 90 95 30 大齿轮 3 351 90 117 m=3 1Z =30 2Z =117 a=220.5mm 1d =90mm 2d =351mm 1B =95mm 2B =90mm nts 3.1.6 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直 径大于 160mm,而又小于 500mm,故以选用腹板式为宜。 mmmZmD321312)2117(312)2( 20 mmD 564 mmDD 6.89566.16.1 43 mmDDD 3.2052 6.893212 301 mmmmDDD42.69)6.89321(3.0)(3.0 302 mmmmBC 5.229025.025.0 2 3.2 低速级齿轮的设计 3.2.1试选小齿轮齿数 241 z ,大齿轮齿数为 8.76242.32 z ,取 77。 3.2.2按齿面接触强度设计 按式( 10 21)试算,即 td1 2.32 3 21 HEdt ZuuTK( 1)确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmNn 552252 10313.64.153 14.10109 5 . 5P109 5 . 5T 由表 10 7选取齿宽系数 d 1 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6001lim H MPa;大齿轮的解除 疲劳强度极限 5502lim H MPa; 由式 10 13计算应力循环次数 mmNT 52 10313.6 nts 3N 60 2n jLh 60 153.4 1 ( 3 8 300 10) 2.5834 910 894 10*073.82.3 105 8 3 4.2 N 由图 10 19查得接触疲劳寿命系数由 1图 10 19查得接触疲劳寿命系数 :3HNK 0.93;4HNK 1.01 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1,安全系数 S 1,由式( 10 12)得 3 H 0.93 600MPa 558MPa 4 H 1.01 550MPa 555.5MPa ( 2)计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t td1 3 21 132.2 HEdt ZuuTK= 3 255.5558.1892.312.3110313.63.132.2 =116.23mm 计算圆周速度 v=100060 21 nd t=100060 4.59823.116 =3.64m/s 计算齿宽 b b= d td1 =1 116.23mm=116.23mm 计算齿高与齿高之比 m=11zdt = 2423.116 =4.843 h=2.25m=2.25 4.843mm=10.90mm b/h=116.23/10.90=10.66 计算载荷系数。 已知载荷平稳,所以取 AK =1.25 根据 v=3.64m/s,7 级精度,由图 10 8 查得动载系数 vK =1.12;由表 10 4 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时HK的计3N=2.5834 910 84 10073.8 N V=3.64m/s b=116.23mm m=4.843 h=10.90 b/h=10.66 KA=1.25 nts 算公式和直齿轮的相同 . HK=1.12+0.18(1+0.6 d2 ) d2 +0.23 103 b =1.435 由 b/h=11.56,HK=1.435 查表 10 13查得FK=1.35 由表 10 3查得 FH KK =1。故载荷系数 K=KAKVKH KH =1.25 1.12 1 1.429=2.009 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式( 10 10a)得 3d= 33 / tt KKd= 3 3.1/009.223.116 mm=134.378mm 计算模数 m m33zd=24378.134mm=5.59mm 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 5) m 3 212 co s2FSaFadYYzK ( 1)确定计算参数 由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 1FE =500Mpa;大齿轮得弯曲疲劳极限强度 2FE =380MPa 由 10-18查得弯曲寿命系数 84.03 FNK9.04 FNK计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见表 10-12得 31 FE=(33 FEFNK ) /S=4.1 50084.0 =300Mpa 42 FE = ( 24 FEFNK ) /S= 4.1 3809.0 =244.29Mpa 计算载荷系数 K=KAKVFK FK=1.25 1.12 1 1.35=1.89 查取应力校正系数 由表 10 5查得 58.13 SaY; 764.14 SaY 查取齿形系数 FK=1.35 K=2.009 mmd 378.1343 m=5.59 84.03 FNK 9.04 FNK 11 FE =300 22 FE =244.29 K=1.89 58.13 SaY ;nts 由表 10 5查得 65.23 FaY226.24 FaY 计算大、小齿轮的并 FSaFaYY加以比较 3 33F SaFa YY=300 58.165.2 =0.013957 4 44F SaFa YY=29.244 764.1226.2 =0.016074 大齿轮的数值大。 ( 2)设计计算 m 325 0 1 6 0 7 4.024110313.689.12 =3.97 对结果进行处理取 m=3 3Z=3d/m=134.378/4 34 大齿轮齿数, 4Z = 32Zi=3.2 34=108.8 1094 Z 3.2.4 几何尺寸计算 ( 1)计算大、小齿轮的分度圆直径 3d=3Zm=34 4=136mm 4d = 4Z m=109 4 =436mm ( 2)计算中心距 a=( 1d + 2d )/2=(136+436)/2=286mm ( 3)计算齿轮宽度 b= d3d=136mm 3B=145mm, 4B =145mm 3.2.5 小结 实际传动比为: 205 9.3341091 i误差为: %5%18.02.3 2.32059.3 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 4 136 145 34 大齿轮 4 436 136 109 764.14 SaY 65.23 FaY 226.24 FaY m=4 343 Z 1094 Z 1d =136mm 2d =436mm a=286mm 1453 B mm 1364 B mm nts 3.2.6 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm,而又小于 500mm,故以选用腹板式为宜。 mmmZmD396412)2109(412)2( 20 mmD 904 mmDD 1446.1 43 mmDDD 2702 1443962 301 mmDDD6.75)1 4 43 9 6(3.0)(3.0 302 mmBC 3413625.025.0 4 4、轴的设计 4.1 高速轴设计: ( 1)材料:选用 45 号钢调质处理,查表 15-3取 =35Mpa, A=120 ( 2)各轴段直径的确定 由3 npAd , P=10.56kw,n=598.4r/min,则 nts 16.293 npAd 右起第一段装带轮,由 V带的结构及其尺寸,查表得取 mmd 321 ;右起第二段其左端用轴端定位,其右端轴肩高( 0.07-0.1) ,取 3mm,则 mmd 382 ;右起第三段装滚动轴承,初选 6208,则,其右端用轴肩定位,查表得 mmd 504 ;第七段装轴承,所以 ;第六段装齿轮,采用 系列,取 mmd 506 ,其右端用轴肩定位,右端轴肩高( 0.07-0.1) ,取 3.5mm,则mmd 605 ; 端盖的总宽为,根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑,取齿轮距箱体内壁 10mm, 6208 轴承厚 18mm,齿轮宽 95mm,所以初取mmL 361 , mmL 902 , mmL 123 , mmL 1524 mmL 125 ,mmL 726 , mmL 457 。 综上 所述:该轴的长度 L=419m 4.2 中间轴设计 : ( 1)材料:选用 45 号钢调质处理,查表 15-3取 =35Mpa, A=120 ( 2)各轴段直径的确定: mmd 321 mmd 382 mmd 403 mmd 504 mmd 605 mmd 506 mm mmL 361 mmL 902 mmL 123 mmL 1524 mmL 125 mmL 726 mmL 457 nts 由3 npAd , p=10.14,n=153.4则 29.453 nPAdmm, 1d 段要装配轴承,选用 6210轴承, 1d =50mm, 1L =38mm 2d 装配低速级小齿轮,由上边方法判断的 e5,故无需用齿轮轴,且 21dd 取 2d =56mm, 2L =90-5=85mm, 3d 段主要是定位高速级大齿轮,取 3d =64mm, 3L =12mm, 4d 装配高速级大齿轮,取 4d =56mm, 4L =140mm 5d 段要装配轴承,取 5d =50mm, 5L =35mm 取齿轮距箱体内壁距离为: 16mm;由于箱体铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体内壁一段距离: 8mm。 故该轴总长为: L=310mm 4.3 低速轴设计 : ( 1)材料:选用 45 号钢调质处理,查表 15-3取 =35Mpa, A=112 ( 2)各轴段直径的确定: 由3 npAd , 则 mmnPCd 86.659.4774.9112 33 , 第一轴段装联轴器,查表取 mmd 711 , mmL 1071 第二段右端用轴端定位,轴肩高为( 0.07-0.1) ,取 2,则mmd 752 mmL 722 第三段装配轴承 ,选用 6216,取 mmd 803 , mmL 263 1d =50mm 2d =56mm 3d =64mm 4d =56mm 5d =50mm 1L =38mm 2L =85mm 3L =12mm 4L =140mm 5L =35mm mmd 711 mmd 752 mmd 803 mmd 904 mmd 1005 mmd 906 mmL 1071 nts 第四段右端用轴肩定位,取 mmd 904 , mmL 1124 第五段靠轴定位,取 mmd 1005 , mmL 125 第 六 段装齿轮,采用 系列,取 mmd 906 , mmL 1276 第 七 段装配轴承,选用 6216轴承 ,取 mmd 807 , mmL 457 该轴的总长为: L=501mm ( 3)校核该轴 1l =93mm,2l =203mm 作用在齿轮上的圆周力为: NdTF t 8.8907436 104199.122 633 径向力为 NFFtr 17.324220t a n8.8907t a n 0 求垂直面的支承反力: Nll FlF rV 52.2223)20393( 17.32422032121 NFFF VrV 65.1 0 1 852.2 2 2 317.3 2 4 212 求水平面的支承反力: 由 1 1 2 2()HtF l l F l得 Nll lFF tH 06.610920393 2038.89072121 NFFF HtH 73.2 7 9 806.6 1 0 98.8 9 0 712 绘制垂直面弯矩图 mNlFM Vav 79.206109352.2223 311 绘制水平面弯矩图 mNlFM HaH 19.56810936.6 1 0 9 311 求合成弯矩图: 考虑最不利的情况,把 22av aHMM 直接相加 mNMMM aHavam 32.60519.56879.206 2222 求危险截面当量弯矩: mmL 722 mmL 263 mmL 1124 mmL 125 mmL 1276 mmL 457 NFt 8.8907 NF r 17.3242 mNM av 79.206 mNM aH 19.568 nts 从图可见, m-m处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 0.6 ) mmNTMM ame632223210313.1109.19416.0(32.605 ) 算危险截面处轴的抗弯系数 = 88.7 1 4 3 1902 )990(92532 903 计算危险截面处轴的应力 因为材料选择 #45 调质,查得 650B M Pa ,查课本 231页表 14-3得许用弯曲应力 1 60b M Pa ,则: M p aWMW TM amca 6034.1888.7 1 4 3 1 1031.1)( 623 所以该轴是安全的。 (4)弯矩及轴的受力分析图如: mNM am 32.605 mmNM e 63 1031.1W=71431.88 Mpaca 34.18 nts 5 键的设计与校核 选择 A型普通键 =100120 选择 C型普通键 =100120 5.1 高速轴上键的设计与校核 (1)与 V带轮联接的键 由 d=32mm,查表选 b h=10 8, 取 L =45mm 则工作长度 l=L-b=35 k=0.5h=5 所以强度 64.4232355 1038.1192102331 M P ak ldT所以所选键为 : b h L=10 8 45 (2)与齿轮联接的键 由 d=50mm,选 b h=14 9,取 L=80 则 l=L-b=66, k=0.5h=4.5 所以 69.2250665.4 105.1682102331 M P ak ldT所以所选键为 :b h L=14 9 80 5.2 中间轴上键的设计与校核 (1) 与 小 齿轮联接的键 已知 d=56,取 b h=16 10 L=70 则 l=L-b=54 k=0.5h=5 根 据 挤 压 强 度 条 件 , 键 的 校 核 为 :51.8356545 103.6 3 12102 332 M Pak ldT 所以所选键为 :b h L=16 10 70 (2)与 大 齿轮联接的键 已知 d=56,取 b h=16 10 L=110 则 L=L-b=94 k=0.5h=5 97.4756945 103.6312102 332 M P ak ldT 所以所选键为 :b h L=16 10 110 5.3 低速轴上键的设计与校核 (1)与齿轮联接的键 b h L=8 7 45 b h L=14 9 80 b h L=16 10 70 b h L =16 10 110 nts 已知 1d =90mm,取 b h=25 14, L=100 则 l=L-b=75, k=0.5h=7 根 据 挤 压 强 度 条 件 , 键 的 校 核 为 :2.8290757 109.19412102 333 M P ak ldT 所以 所选键为 :b h L=25 14 100 (2) 与联轴器联接的键 已知 1d =71mm,取 b h=20 12 L=90 则 l=L-b/2=80, k=0.5h=6 根 据 挤 压 强 度 条 件 , 键 的 校 核 为 :96.11371806 109.19412102 333 M P ak ldT 所以所选键为 :b h L=20 12 90 6、滚动轴承的校核 ( 1)已知 min/483 rn 两轴承径向 : NFFFHV 13.650106.610952.2223 22111 NFFF HV 34.297 873.279 865.101 8 22222 取较大值 轴向力:为 0 eFFra ( 2)初步计算当量动载荷 P,根据 P= arp YFXFf 根据表 13-6,pf=1.01.2,取pf=1.1。 所以 P=1.1 1 6501.13=7151.24N 计算轴承 6216的寿命:已知轴承的额定动载荷 C=55KN 轴承的预期寿命 hPCnL h 5336610.5 7 9124.7 1 5 1 10554860 106010 72000h 故可以选用。 b h L =25 14 100 b h L=20 12 90 hL h 50 1072.0 hL h 510579.1 nts 7、箱体的设计 及各部位附属零件的设计 箱体是减速器的一个重要零件,它用于支持和固定减速器中的各种零件,并保证传动件的齿合精度,使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂,其重量约见减速器的一半,所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消 耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂,目前尚无成熟的计算方法。所以,箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 箱体选用球墨铸铁 QT400 18,0 . 24 0 0 , 2 5 0 , 1 8b a aM P M P ,布氏硬度1 3 0 1 8 0 H BS 。 7.1 铸造减速箱体主要结构尺寸表 : 名 称 符号 尺寸关系 取 值 箱座壁厚 0 . 0 2 5 3 8a m m 9mm 箱盖壁厚 1 0 .0 2 3 8a m m 8mm 箱盖凸缘厚度 1b 11.5 12mm 箱座凸缘厚度 b 1.5 13.5mm 箱座底凸缘厚度 2b 2.5 22.5mm 地脚螺钉直径 fd 0.036 12a 20mm 地脚螺钉数目 n a30-50 40mm 箱底至箱底内壁的距离 20mm 减速器中心高 H 280mm 箱盖 箱座肋厚 1,mm110 . 8 5 , 0 . 8 5mmm=7.65mm mmm 8.61轴承端盖外径 2D 3(5 5 .5 )Dd 轴承旁连接螺栓距离 S 2SD 7.2 各部位附属零件的设计 窥视孔盖与窥视孔: 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要 开窥视孔 , 大小只要够手伸进操作可。 以便检查齿
- 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
|