二级直齿减速器课程设计362.2%0.9%300%125%160.doc
二级直齿减速器课程设计362.2%0.9%300%125%160
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共29页)
编号：522818
类型：共享资源
大小：334.49KB
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362.2%0.9%300%125%160,减速器课程设计
- 内容简介：
-
机械设计课程设计 设计说明书 设计题目 胶带式输送机传动装置 设计者 俞培锋 班级 07 机制 02 学号 3070611056 指导老师 张 美琴 时间 2010.05 nts 目录 一、 设计任务书 3 二、 传动方案拟定 4 三、 电动机的选择 4 四、 传动装置的运动和动力参数计算 6 五、 高速级齿轮传动计 算 7 六、 低速级齿轮传动计算 12 七、 齿轮传动参数表 18 八、 轴的结构设计 18 九、 轴的校核计算 19 十、 滚动轴承的选择与计算 23 十一、 键联接选择及校核 24 十二、 联轴器的选择与校核 25 十三、 减速器附件的选择 26 十四、 润滑与密封 28 十五、 设计小结 29 十六、 参考资料 29 nts 一 .设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 1 电动机 2 联轴器 3 二级圆柱齿轮减速器 4 联轴器 5 卷筒 6 运输带 原始数据： 数据编 号 04 运送带工作拉力 F/N 2200 运输带工作速度 v/(m/s) 0.9 卷筒直径 D/mm 300 1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘； 2.使用期：使用期 10年； 3.检修期： 3年大修； 4.动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V; nts 5.运输带速度允许误差： 5%； 6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。 设计要求 1.完成减速器装配图一张（ A0或 A1）。 2.绘制轴、 齿轮零件图各一张。 3.编写设计计算说明书一份。 二 . 电动机 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 本组设计数据 ： 第 四 组数据 ： 运送带工作拉力 F/N 2200 。 运输带工作速度 v/(m/s) 0.9 , 卷筒直径 D/mm 300 。 1.外传动机构为联轴器传动。 2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。 3.该方案的优缺点： 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠 ， 径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速 器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。 原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 三 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.确定电动机效率 Pw 按下试计算 1000w ww w kwVFP nts 试中 Fw=2200N V=0.9m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 0.94w 代入上试得 2 . 1 11000 w wwwk w k wVFP 电动机的输出功率功率 oP 按下 式 wo kwPP 式 中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由试 2 2 3g c r 由表 2-4 滚动轴承效率 r =0.99：联轴器传动效率 c = 0.99：齿轮传动效率 g =0.98（ 7级精度一般齿轮传动） 则 =0.91 所以电动机所需工作功率为 2 . 1 1 2 . 3 20 . 9 1wo kwPP 因载荷平稳，电动机核定功率 Pw只需要 稍大于 Po即可。按表 8-169 中 Y系列电动机数据，选电动机的核定功率 Pw为 3.0kw。 3.确定电动机转速 按表 2-1 推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比259 i 而工作机卷筒轴的转速为 4 46 1 0 6 1 0 0 . 9 / m i n 5 7 . 3 2 / m i n300wwn r rD V 所以电动机转速的可选范围为 m i n)12.143392.515(m i n32.57)259( rrnin wd nts 符合这一范围的同步转速有 750 minr 和 1000 minr 两 种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 minr 的 Y系列电动机 Y132S,其满载 转速为 wn 960r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高 ,外形尺寸 ,轴的尺寸等都在 8-186,表 8-187 中查的。 四 .计算传动装置的总传动比i并分配传动比 1.总传动比 i 为 960 1 6 . 7 55 7 . 3 2mwni n 2.分配传动比 iii 考虑润滑条件等因素，初定 67.4i ， 59.3i 3. 计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速 I轴 m in960 rnn m II轴 m in57.205 rinn III轴 m in26.57 rinn 卷筒轴 m in26.57 rnn w 4.各轴的输入功率 I轴 o c = = 2 . 3 2 0 . 9 9 = 2 . 3 0 k wPP II轴 = = 2 . 3 0 0 . 9 9 0 . 9 8 = 2 . 2 3 k wPP rg nts III轴 = 2 . 2 3 0 . 9 9 0 . 9 8 = 2 . 1 6 k wP rgP 卷筒轴 w c = 2 . 1 6 0 . 9 9 0 . 9 9 = 2 . 1 2 k wP rP 5.各轴的输入转矩 I轴 2 . 3 09 5 5 0 9 5 5 0 2 3 . 9 4960T NmPn II轴 2 . 2 39 5 5 0 9 5 5 0 1 0 3 . 6 02 0 5 . 5 7T NmPn III轴 2 . 1 69 5 5 0 9 5 5 0 3 6 0 . 2 55 7 . 2 6T NmPn 工作轴 2 . 1 29 5 5 0 9 5 5 0 3 5 3 . 5 85 7 . 2 6T ww w NmPn 电动机轴2 . 3 29 5 5 0 9 5 5 0 2 2 . 9 8960T oo m NmPn 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 项目 电动机 轴 轴 轴 工作轴 转速（ r/min） 960 960 205.57 57.26 57.26 功率 P（ kw） 2.32 2.30 2.23 2.16 2.12 转矩 T（ Nm） 22.98 23.94 103.60 360.25 353.58 传动比 i 1 4.67 3.57 1 效率 0.99 0.97 0.97 0.93 五 . 高速级 齿轮的设计 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 (GB10095-88)。 3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为 40Gr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4.选小齿轮齿数 211 z ，则大齿轮齿数 07.9867.42112 ziz nts 取 992 z 1). 按 齿轮 面接触强度设计 1. 设计准则 :先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 23 11 )(132.2HEdtZuuKTd 1.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数 3.1tK 。 2.计算小 齿轮传递的转矩 mmNnPT 46.1 103 8 1.2105593.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数 1d 。 4.由机械设计表 10-6查得材料的弹性影响系数 MPaZ E 8.189 。 5.由机械设计图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 6 0 01l i m ；大齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 5 502l im 。 6.计算应力循环次数 91 10364.3108236519606060 hjLnN 812 10203.7 iNN7.由机械设计图 6.6取接触疲劳寿命系数 90.01 HNK ； 95.02 HNK 。 8.计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1 M PaM PaSK HHNH 54060090.0 1l i m1 1 M P aM P aSK HHNH 5.52255095.0 2l i m22 2.设计计算 nts 1.试算小齿轮分度圆直径 td1 ，代入 H 中较小的值。 mmZuuKTdHEdt 563.39)(132.2 23 11 2.计算圆周速度 v 。 smndv t 988.1100060960563.39100060 11 计算齿宽 b bd 1 1 3 9 . 5 6 3 3 9 . 5 6 3t m m m md 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 113 9 . 5 6 3 1 . 8 8 421tt m m m mdm z 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 8 8 4 4 . 2 4th m m m mm 3 9 . 5 6 3 9 . 3 3 14 . 2 4bh 3.计算载荷系数 K 查表 10-2得使用系数 AK =1.0;根据 smv 988.1 、 由 图 10-8 得动载系数 10.1VK 直齿轮 1FKK ； 由表 10-2查的使用系数 1AK 查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置1 .4 1 7K 由 b/h=9.331 1 .4 1 7K 由图 10-13 得 1.34FK 故载荷系数 1 1 . 1 0 1 1 . 4 1 7 1 . 5 5 9AVK K K KK 4.校正分度圆直径 1d 由 机械设计 mmmmKkdd tt 325.433.1/559.1563.39/ 3311 5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数 m mmzdm 06 3.221/32 5.43/ 111 nts 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 131 212 F a S aFYYKTmdz 1.确定公式内的各参数值 1.由机械设计图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaF 5801lim ；大齿轮的弯曲强度极限 MPaF 3802lim ； 2.由机械设计图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 88.01 FNK ， 92.02 FNK 3.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳 安全系数 S=1.4，应力修正系数 0.2STY ,得 M P aSYK FESTFNF 29.3144.1/88.0500 111 M P aSYK FESTFNF 71.2474.1/92.0380 222 4.计算载荷系数 K 1 1 . 1 0 1 1 . 3 4 1 . 4 7 4AV FFK K K KK 5.查取齿形系数 1FaY 、 2FaY 和应力修正系数 1SaY 、 2SaY 由机械设计表查得 76.21 FaY ； 18.22 FaY ； 56.11 SaY ； 79.12 SaY 6.计算大、小齿轮的 FSaFaYY 并加以比较； 0 1 36 9 9.0 1 11 F SaFaYY 01 5 75 3.0 2 22 F SaFaYY 大齿轮大 7.设计计算 431 22 1 . 7 4 7 2 . 3 8 1 1 0 0 . 0 1 6 3 3 7 1 . 3 5 81 2 1m m m m m nts 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的 模数 1m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.358 并就进圆整为标准值 1m =2mm 接触强度算得的分度圆直径1d=43.668mm，算出小齿轮齿数 1114 3 . 3 2 5 222mdz 大齿轮 74.10 267.42212 ziz 取 1032 z 这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 2.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径 1d 、 2d mmmzd 44222111 mmmzd 2062103122 2.计算中心距 mmdda 1252/)20644(2 21 3.计算齿轮宽度 mmdb d 444411 取 mmB 452 ， mmB 501 。 3.轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下： 轴孔直径 d 43mm 轮毂长度 l 与齿宽相等 )(45 mml 轮毂直径 )(1781 mmD 轮缘厚度 )(100 mm 板厚度 )(14 mmc nts 腹板中心孔直径 )(1300 mmD 腹板孔直径 )(200 mmd 齿轮倒角 取 )(2 mmn 齿轮工作图如下图所示 六 . 低速级 齿轮的设计 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.按简图所示的传动 方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 (GB10095-88)。 3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为 40Gr（调质），硬度为 280HBS，nts 大齿轮为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4.选小齿轮齿数 213 z ，则大齿轮齿数 39.7559.32134 ziz 取 754 z 2). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则 :先由 齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 23 33 )(132.2HEdtZuuKTd 1.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数 3.1tK 。 2.计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT 46.3 1036.10105593.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数 1d 。 4.由机械设计表 10-6查得材料的弹性影响系数 MPaZ E 8.189 。 5.由机械设计图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 6 0 01l i m ；大齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 5 502l im 。 6.计算应力循环次数 93 10720.01082365157.2056060 hjLnN 834 102 0 01.0 iNN7.由机械设计图 6.6取接触疲劳寿命系数 96.03 HNK ； 98.04 HNK 。 8.计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1 M P aM P aSK HHNH 57660096.0 3l i m33 nts M P aM P aSK HHNH 53955098.0 4l i m44 2.设计计算 1. 试算小齿轮分度圆直径 td3 ，代入 H 中较小的值。 mmZuuKTdHEdt 363.64)(132.2 23 33 2.计算圆周速度 v 。 smndv t 692.01 0 0 06057.205363.641 0 0 060 3/ 计算齿宽 b bd 3 1 6 4 . 3 6 3 6 4 . 3 6 3t m m m md 计算齿宽与齿高之比 b/h 116 4 . 3 6 33 . 0 6 5212 . 2 5 2 . 2 5 3 . 0 6 5 6 . 8 9 66 4 . 3 6 39 . 3 36 . 8 9 6tttm m m mh m m m mbhdmzm 3.计算载荷系数 K 查表 10-2得使用系数 AK =1.0;根据 smv 692.0/ 、由图 10-8 得动载系数 10.1VK 直齿轮 1FKK ；由表 10-2查的使用系数 1AK 查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置1.423K 由 b/h=9.33 1.423K 由图 10-13 得 1.35FK 故 载 荷 系 数 1 1 . 1 0 1 1 . 4 2 3 1 . 5 6 5AVK K K KK 4.校正分度圆直径 1d 由机械 设计， mmmmKkdd tt 6 2 6.703.1/5 6 5.13 6 3.64/ 3333 nts 5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数 m mmzdm 36.321/626.70/ 332 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 332 232 F a S aFK T Y Ymdz 1.确定公式内的各参数值 1.由机械设计图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaF 5803lim ；大齿轮的弯曲强度极限 MPaF 3804lim ； 2.由机械设 计图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 92.03 FNK ， 94.04 FNK 3.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数 0.2STY ,得 M P aSYK FESTFNF 57.3284.1/92.0500 333 M P aSYK FESTFNF 14.2554.1/94.0380 444 4.计算载荷系数 K 1 1 . 1 0 1 1 . 3 5 1 . 4 8 5AV FFK K K KK 5.查取齿形系数 3FaY 、 4FaY 和应力修正系数 3SaY 、 4SaY 由机械设计表查得 76.23 FaY ； 26.24 FaY ； 56.13 SaY ； 764.14 SaY 6.计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较； 01 3 10 4.0 3 33 F SaFaYY 0 1 5 6 2 5.0 4 44 F SaFaYY 大齿轮大 nts 7.设计计算 432 22 1 . 4 8 5 1 0 . 3 6 1 0 0 . 0 1 5 6 2 5 2 . 2 21 2 1m m m m m 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术 2m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.22 并就进圆整为标准值 2m =2.5mm 接触强度算得的分度圆直径 3d =70.626mm，算出小齿轮齿数 3327 0 . 6 2 3 282 . 5dmz 大齿轮 52.10059.32834 ziz 取 1002 z 这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 2.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径 1d 、 2d mmmzd 705.228233 mmmzd 2505.2100244 2.计算中心距 mmdda 1602/)25070(2 43/ 3.计算齿轮宽度 mmdb d 707013 取 mmB 702 ， mmB 751 。 3.轮的结构设计 大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下： nts 轴孔直径 d 48mm 轮毂长度 l 与齿宽相等 轮毂长度 l 与齿宽相等 )(70 mml 轮毂直径 )(8.76486.16.11 mmdD 取 )(761 mmD 轮缘厚度 )(100 mm 腹板厚度 )(22 mmc 腹板中心孔直径 )(1540 mmD 腹板孔直径 )(240 mmd 齿轮倒角 取 )(2 mmn 齿轮工作图如下图所示 nts 七 .齿轮传动参数表 名称 符号 单位 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 中心距 a mm 125 160 传动比 i 4.67 3.59 模数 m mm 2 2.5 压力角 20 20 齿数 Z 222 103 28 100 分度圆直径 d mm 44 206 670 250 齿顶圆直径 da mm 48 210 75 255 齿根圆直径 df mm 39 201 63.75 243.75 齿宽 b mm 50 45 75 70 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 热处理状态 调质 调质 调质 调质 齿面硬度 HBS 280 240 280 240 八 .轴的结构设计 1.初选轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢，热处理为正火回火。 1轴 31 1 4 . 7 2Pd C m mn ，考虑到联轴器、键槽的影响，取 d1=30 2轴 32 2 4 . 3 1Pd C m mn ，取 d2=35 3轴 33 3 6 . 8 8Pd C m mn ,取 d3=38 2.初选轴承 1轴选轴承为 30207 2轴选轴承为 30207 3轴选轴承为 30208 各轴承参数见下表： 轴承代号 基本尺寸 /mm 安装尺寸 /mm 基本额定 /kN d D B da Da 动载荷 Cr 静载荷Cor 30207 35 72 17 42 62 54.2 63.5 30208 40 80 18 47 69 63.0 74.0 nts 3.确定轴上零件的位置和固定方式 1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用 圆锥滚子轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性 柱销 联轴器。 2轴： 高 速级采用 实心齿轮 ， 采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低 速级用自由 锻造齿轮， 自由 锻造齿轮 上 端用轴肩固定， 下 端用套筒固定，使用 圆锥滚子轴承承载。 3轴：采用 自由 锻造齿轮，齿轮 上 端用 套筒固定， 下 端用轴肩固定，使用 圆锥滚子 轴承承载， 下 端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。 4.各轴段长度和直径数据见下图 九 .轴的校核计算 1. 1轴强度校核 1 1). 高速 轴的强度校核 由前面选定轴的材料为 45钢，调制处理，由 工程材料及其成形基础 表查得 抗拉强度 b =735Mpa 2） . b .计算齿轮上受力（受力如图所示） nts 切向力 NdTFte 1088441094.2322 311 径向力 NFF tere 3 9 63 6 4.01 0 8 820t a n 3） .计算弯矩 水平面内的弯矩： m a x 3 9 6 1 3 4 4 7 1 3 7 7 9 . 0 5 .181rey F a bM N m ml 垂直 面内的弯矩： m a x 1 0 8 8 1 3 4 4 7 3 7 8 5 7 . 5 9 .181tez F a bM N m ml 故 2 2 2 21 3 7 7 9 . 0 5 3 7 8 5 7 . 5 9 4 0 2 8 7 . 2 1 .yzM M M N m m 取 =0.6， 计算轴上最大应力值： 22 232 1m a x 34 0 2 7 8 . 2 1 0 . 6 2 3 . 9 4 1 00 . 1 3 8MTW 7 7 . 9 3 7 3 5bM P a M P a 故高速轴安全 ， 合格。 弯矩图如下： nts 2 1). 低速轴的强度校核 由前面选定轴的材料为 45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度 b =735Mpa 2） . b .计算齿轮上受力（受力如图所示） 切向力 NdTF te 2 8 8 22501025.36022 343 径向力 NFF tere 1049364.0288220t a n nts 3） .计算弯矩 水平面内的弯矩： m a x 1 0 4 9 6 7 1 1 9 . 5 4 5 0 3 3 . 8 8 .1 8 6 . 5reyF a bM N m ml 垂直面内的弯矩： m a x 2 8 8 2 6 7 1 1 9 . 5 1 2 3 7 2 5 . 1 1 .1 8 6 . 5tezF a bM N m ml 故 2 2 2 24 5 0 3 3 . 8 8 1 2 3 7 2 5 . 1 1 1 3 1 6 6 6 . 0 7 .yzM M M N m m 取 =0.6， 计算轴上最大应力值： 22 232 3m a x 31 3 1 6 6 6 . 0 7 0 . 6 3 6 0 . 2 5 1 00 . 1 4 8MTW 2 2 . 8 9 7 3 5bM P a M P a 故 低 速轴安全，合格。 弯矩图如下： 中间轴的校核，具体方法同上，步骤略，校核结果合格。 nts 十 .滚动轴承的选择 及寿命校核 考虑轴受力较小且 主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承 轴 30207两个，轴 30207两个，轴选用 30208两个 (GB/T297-1994) 寿命计算： 轴 1.查机械设计课程设计表 8-159，得深沟球轴承 30207 54.2rC kN 0 63.5rC kN 2.查机械设计得 X=1, Y=0 3.计算轴承反力及当量动载荷： 在水平面内轴承所受得载荷 12 5442ter H r H FF F N 在水平面内轴承所受得载荷 12 1982rer V r V FF F N 所以轴承所受得总载荷 2 2 2 21 2 1 1 5 4 4 1 9 8 5 7 8 . 9 1r r r r H r VF F F F F N 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷： 1 . 2 1 5 7 8 . 9 1 0 6 9 4 . 7 6p r aP f X F Y F N 4.已知 预期得寿命 10年，两班制 hL h 58400365108210 基本额 定动载荷 3 36660 6 0 9 6 0 5 8 4 0 06 9 4 . 7 6 1 0 . 4 1 5 4 . 21 0 1 0hrrnLC P k N C k N 所以轴承 30207安全， 合格 轴 1.查机械设计课程设计表 8-159，得深沟球轴承 30208 63.0rC kN 0 74.0rC kN nts 2.查机械设计得 X=1, Y=0 3.计算轴承反力及当量动载荷： 在水平面内轴承所受得载荷 12 14412 ter H r HFF F N 在水平面内轴承所受 得载荷 12 5 2 4 . 52 rer V r VFF F N 所以轴承所受得总载荷 2 2 2 21 2 1 1 1 4 4 1 5 2 4 . 5 1 5 3 3 . 4 9r r r r H r VF F F F F N 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷： 1 . 2 1 1 5 3 3 . 4 9 0 1 8 4 0 . 1 9p r aP f X F Y F N 4.已知预期得寿命 10年，两班制 hL h 58400365108210 基本额定动载荷 3 36660 6 0 5 7 . 2 6 5 8 4 0 01 8 4 0 . 1 9 2 6 . 0 7 6 3 . 01 0 1 0hrrnLC P k N C k N 所以轴承 30208 安全，合格 。 中间轴上轴承得 校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承 30207 安全，合格。 十 一 .键联接选择及校核 1.键类型的选择 选择 45 号钢，其许用挤压应力 p =150Mpa 1 轴 左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为 32mm，轴段长 56mm， 所以选择单圆头普通平键 (A型 )键 b=8mm,h=7mm,L=45mm 2轴 轴段长为 73mm，轴径为 43mm，所以选择平头普通平键（ A型） 键 b=12mm,h=8mm,L=63mm 轴段长为 43mm，轴径为 43mm，所以选择平头普通平键（ A型） nts 键 b=12mm,h=8mm,L=35mm 3轴 轴段长为 68mm，轴径为 48mm，所以选择圆头普通平键（ A型） 键 b=14mm,h=9mm,L=58mm 右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为 38mm，轴段长 78mm， 所以选择单圆头普通平键 (A型 )键 b=10mm,h=8mm,L=69mm 2.键类型的 校核 1轴 T=23.94N.m ，3p2 2 2 3 . 9 4 1 0 1 1 . 63 2 3 7 3 . 5pT M p ad l k 则强度足够， 合格 2轴 T=103.60N.m ，3p2 2 1 0 3 . 6 0 1 0 3 6 . 54 3 3 3 4pT M p ad l k 则强度足够， 合格 3轴 T=360.25N.m ，3p2 2 3 6 0 . 2 5 1 0 8 0 . 33 8 5 9 4pT M p ad l k 则强度足够， 合格 ,均在许用范围内。 十二 .联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器 1.减速器进口端 )(12501 mNT 选用 TX3型（ GB/T 5014-2003）弹性套柱销联轴器，采用 Z型轴孔， A型键，轴孔直径 d=2230mm,选 d=30mm,轴孔长度 为 L=45mm 2.减速器的出口端 nts )(4004 mNT 选用 GY5型（ GB/T 5843-2003）弹性套柱销联轴器，采用 Y型轴孔， C型键，轴孔直径 d=5071mm,选 d=50mm,轴孔长度 为 L=60mm 十三 .减速器附件的选择 1.箱体设计 名称 符号 参数 设计原则 箱体壁厚 10 0.025a+3 =8 箱盖壁厚 1 8 0.02a+3 =8 凸缘厚度 箱座 b 15 1.5 箱盖 b1 12 1.5 1 底座 b2 25 2.5 箱座肋厚 m 8 0.85 地脚螺钉 型号 df M16 0.036a+12 数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 d1 M12 0.75 df 箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸 d2 M12 （ 0.5-0.6） df 连接螺栓的间距 l 160 150200 轴承盖螺钉直径 d3 8 （ 0.4-0.5） df 观察孔盖螺钉 d4 6 （ 0.3-0.4） df 定位销直径 d 9.6 （ 0.7-0.8） d2 d1,d2至外箱壁距离 C1 22 C1=C1min d2至凸缘边缘距离 C2 16 C2=C2min df至外箱壁距离 C3 26 df至凸缘边缘距离 C4 24 箱体外壁至轴承盖座端面的距离 l1 53 C1+ C2+(510) nts 轴承端盖外径 D2 101 101 106 轴承旁连接螺栓距离 S 115 1 40 139 注释： a取低速级中心距， a 160mm 2.附件 为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称 规格或参数 作用 窥视孔 视孔盖 130 100 为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为 Q235 通气器 通气螺塞 M10 1 减速器工作时，箱体内温度升高
- 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