二级圆锥圆柱减速器课程设计267%1.1%400%247.doc
二级圆锥圆柱减速器课程设计267%1.1%400%247
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共27页)
编号：522929
类型：共享资源
大小：1.54MB
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：
-
二级圆锥圆柱减速器课程设计267%1.1%400%247,减速器课程设计
- 内容简介：
-
机械设计课程设计计算说明书 学 院： 工程机械学院 专 业： 机械设计制造及自动化 姓 名： 赵 亢 学 号： 2504070103 指导教师： 马志奇 完成日期： 2010/6/25 nts机械设计课程设计任务书 带式输送机传动装置设计 原始数 据 : 已知条件： 1输送带工作拉力 F = 7 kN； 2输送带工作速度 v =1.1 m s(允许输送带速度误差为 5 ) 3滚筒直径 D = 400 mm； 4滚筒效率 =0.96(包括滚筒与轴承的效率损失 )； 5工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6使用折旧期 8年； 7工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度 35 ； 8动力来源 电力，三相交流，电压 380 220V； 9检 修间隔期 四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修； 10制造条件及生产批量 一般机械厂制造， 小 批量生产。 设计工作量： 1减速器装配图 1张 (A0或 A1)； 2零件工作图 1 3张； 3设计说明书 及装配草图 1份。 题 号 参 数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 输送带工作拉力 F kN 7 6.5 6 5.5 5.2 5 4.8 4.5 4.2 输送带工作速度 v (m s) 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 滚筒直径 D mm 400 400 400 450 400 500 450 400 450 nts附：参考传动方案 理由： 我选择方案三进行设计，方案三采用圆锥圆柱减速方案，可以将力矩方向由竖直方向改变为水平方向，并且采用圆柱斜齿轮传动，可以传递较大的力矩。并且传动较为平稳，由摩擦引起的效率损失较小。 方案一 方案 二 方案三 方案 四 nts 目 录 一、 机械设 计课程设计任务书 2 二、 电动机的选择 5 三、 传动系统的运动和动力参数计算 5 四、 传动零件的计算 6 五、 轴的计算 13 六、 轴承的计算 21 七、 键连接的选择及校核计算 24 八、 减速器设计尺寸及附件的选择 24 九、 润滑与密封 25 十、 设计小结 25 十、 参考资料目录 26 nts5 计算与说明 主要结果 一、电动机的选择 1、电动机转速的确定 工作机转速 m in/53601 0 0 0 rD vn 锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为 i=8 15 电动机转速应在 innd 范围内即 424 795 所以选取电动机同步转速为 750r/min 2、电动机功率的确定 查 1表 12-8 类别 效率 数量 弹性柱销联轴器 0.995 2 圆柱齿轮（ 8 级，稀油润滑） 0.97 1 圆锥齿轮（ 8 级，稀油润滑） 0.97 1 圆锥滚子轴承（一对）（稀油润滑） 0.98 3 计算得传动的装置的总效率 8767.0a又有工作机效率为 96.0w工作机功 率 96.01000 1.170001000 ww FvP 8.02 所需电动机输出功率为awd PP =9.15 计算得 kWPd 15.9查 1表 19-1，选则电动机额定功率为 11kW 最后确定电机 Y系列三相异步电动机，型号为 Y180L-8，额定功率 11kW，满载转速 mn730r/min。 二 、传动系统的运动和动力参数计算 1、分配各级传动比 总传动比 90.13nni ma由课程设计任务书可得 ，推荐aii 25.01 ，且 31i ， 得 31i ， 63.42 i 同 步 转 速 为750r/min 确定电机 Y系列三相异步电动 机，型号为 Y180L-8 额定功率 11kW， 满载转速 mn 730r/min 31i ， 63.42 i nts6 2、由传动比分配结果计算轴速inn m 各轴输入功率 dPP各轴输入转矩nPT 9550将计算结果列在下表 轴名 参数 电动机轴 轴 轴 轴 工作机轴 转速 n （ r/min） 730 730 243 53 53 功率 P（ kW） 9.15 9.10 8.65 8.23 8.19 转矩 T ( mN ) 119.70 119.10 340.13 1482.41 1474.99 传动比 i 1 3 4.63 1 效率 0.995 0.951 0.951 0.995 三 、传动零件的计算 1、圆锥直齿齿轮传动的计算 选择齿形制 GB12369-90，齿形角 20 设计基本参数与条件：齿数比 u=3，传递功率 kWP 9.101 ，主动轴转速 min/7301 rn ，采用两 班制工作，寿命 8 年（一年以 300 天计），小锥齿轮悬臂布置。 （ 1）选择齿轮材料和精度等级 小齿轮 材料选取 45 号钢调质， 大齿轮材料选取 45 号钢正火。小齿轮齿面硬度为 250HBS， 大齿轮 齿面硬度为 210HBS。 精度等级取 7 级。 试选小齿轮齿数 191 z .5719312 uzz 取 572 z 调整后 u=z2z1=1957=3 （ 2）按齿面接触疲劳强度设计 查 3(10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式 3 2121 )5.01()(92.2 uTKZdRRtHEt 小齿轮材料为 45号钢调质，大齿轮材料为 45 号钢正火。小齿轮齿面硬度为 250HBS，大齿轮齿面硬度为210HBS nts7 试选载荷系数： 6.1tK。 计算小齿轮传递的扭矩： mmNnPT 1 1 9 1 0 41055.9 1161 取齿宽系数： 30.0R 确定弹性影响系数：由 3表 10-6， 218.189 MPaZ E 确定区域系数：查 3图 10-30，标准直齿圆锥齿轮传动： 5.2HZ 根 据 循 环 次 数 公 式 3 式 10-13 ， 计 算 应 力 循 环 次 数 ：911 1068.1)830082(17306060 hjLnN 912 10.70 uNN 查 3图 10-19 得接触疲劳寿命系数： 94.01 HNK， 95.02 HNK 查 3 图 10-21(d) 得 疲 劳 极 限 应 力 ： M PaH 6001lim ，M P aH 5702lim 由 3式 10-12 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数0.1HS ， M P aSKHHHNH 5 6 4 1l i m11 ， M P aSKHHHNH 5.5 4 1 2l i m22 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径： mmdt 84.931 ， 则 mmddRtm 76.79)5.01(11 11 齿轮的圆周速度 smndv m /05.31 0 0 060 11 12 计算载荷系数： a：齿轮使用系数，查 3表 10-2 得 0.1AK b：动载系数，查 3图 10-8 得 17.1vKc：齿间分配系数，查 3表 10-3 得 1 FH KKnts8 d：齿向载荷分布系数beHFH KKK 5.1查 3表 10-9 得 25.1beHK ，所以 875.1 FH KKe：接触强度载荷系数 19.2875.1117.10.1 HHvA KKKKK13 按载荷系数校正分度圆直径 mmKKdd tt 16.104/311 mmzdm 48.511 取标准值，模数圆整为 mmm 6 14 计算齿轮的相关参数 mmmzd 11 461911 ， mmmzd 34 265722 43.18a rc ta n211 zz， 57.7190 12 mmzzdR 20 4.18 021)( 2121 15 确定齿宽： mmRb R 41.49 圆整取 mmbb 4921 (3)校核齿根弯曲疲劳强度 1 载荷系数 19.2K 2 当量齿数 0.20cos 111 zz v， 80 .31cos 222 zz v 3 查 3表 10-5 得 80.21 FaY， 55.11 SaY， 31.22 FaY， 85.12 SaY 4 取安全系数 4.1FS 由 3图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 92.01 FNK， 9.02 FNK查 3图 10-20(c)得弯曲疲劳极限为： MPaFE 4401 ， MPaFE 4252 许用应力 M P aSK F FEFNF 1.289 111 mmd 1141 ，mmd 3422 18.431 ， 71.572 mmR 180.204 mmbb 4921 nts9 M P aSKFFEFNF 2.273 222 5 校核强度，由 3式 10-23 )5.01(2 22 1 FRSaFaF zbm YYKT 计算得 11 9 3 .5 0 FF M P a 22 80 .81 FF M P a 可知弯曲强度满足，参数合理。 2、圆柱斜齿齿轮传动的计算 设计基本参数与条件：齿数比 u=4.63，传递功率 kWP 8.651 ，主动轴转 速 min/2431 rn ，采用两 班制工作，寿命 8 年（一年以 300 天计）。 （ 1）选择齿轮材料、精度等级和齿数 小齿轮材料选取 40Cr 钢表面淬火 ，大齿轮选取 45 号钢正火 ，小齿轮齿面硬度为 260HBS，大齿轮齿面硬度为 210HBS。 精度等级取 7 级。 试选小齿轮齿数 231 z 49.1062363.412 uzz 取 1062 z 调整后 61.42310612 zzu 4 初选螺旋角 12 （ 2）按齿面接触疲劳强度设计 查 3(10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式 3 211 )(12HHEdtt ZZuuTKd 1 试选载荷系数： 8.1tK 2 计算小齿轮传递的扭矩： mmNnPT 3 4 0 1 2 51055.9 1161 3 取齿宽系数： 9.0d小 齿 轮 材 料 为40Cr 钢表面淬火，大齿轮为 45 号钢正火，小齿轮齿面硬度为 260HBS，大齿轮齿面硬度为210HBS。 nts10 4 确定弹性影响系数：由 3表 10-6， 218.189 MPaZ E 5 确定区域系数：查 3图 10-30，标准斜齿圆柱 齿轮传动： 5.2HZ 6 根 据 循 环 次 数 公 式 3 式 10-13 ， 计 算 应 力 循 环 次 数 ：811 106.58300822436060 hjLnN 812 102.1 uNN 查 3图 10-19 得接触疲劳寿命系数： 95.01 HNK， 97.02 HNK查 3 图 10-21(d) 得疲劳极限应力： M PaH 6001lim ，M PaH 5502lim 由 3式 10-12 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数0.1HS ， M P aSKHHHNH 5 7 0 1l i m11 ， M P aSKHHHNH 5.533 2l i m22 M P aHHH 75.5512 21 7 由 3图 10-26 查得 56.186.078.021 8 代入数值计算 ： 小齿轮直径 mmdt 0489.1 9 圆周速度 smndv t /1 .1 3100060 11 10 齿宽 b 及模数ntm， mmmmdb td 8 0 . 1 48 9 . 0 49.01 mmzdm tnt 3 .7 9c o s11 mmmh nt 8 .525.2 54.10/ hb 11 计算纵向重合度 55.1ta n3 1 8.01 zdnts11 12 计算载荷系数： a：齿轮使用系数，查 3表 10-2 得 0.1AK b：动载系数，查 3图 10-8 得 1.1vKc：齿间分配系数，查 3表 10-3 得 2.1 FH KKd：查 3表 10-4 得齿向载荷分布系数 41.1HK查 3图 10-13 得 28.1FKe：接触强度载荷系数 1 .8 641.14.11.10.1 HHvA KKKKK13 按载荷系数校正分度圆直径 mmKKddtt 88.07311 14 计算模数 mmzdm n 3 .7 5c o s11 (3)按齿根弯曲强度设计 由 3式 10-17 3 2121c o s2FSaFadnYYzYKTm 1 计算载荷系数 69.1 FFvA KKKKK 2 由纵向重合度 55.1，从 3图 10-28 得 91.0Y 3 计算当量齿数 6.24cos 311 zz v3.11 3co s 322 zz v 4 由 3 图 10-20 得 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限 MPaFE 5001 ，MPaFE 3802 5 由 3图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 90.01 FNK， 95.02 FNK 6 取弯曲疲劳安全系数 4.1FS nts12 由 3式 10-12 得 M P aSK F FEFNF 4.321 111 M P aSKFFEFNF 9.257 222 7 由 3表 10-5 得齿形系数 63.21 FaY， 17.22 FaY得应力校正系数 586.11 SaY， 80.12 SaY 8 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较。 012 97 8.0111 FSaFa YY ， 01 5 14 5.0 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 9 计算得 mmmn 2.72， 取 mmmn 3.010 校正齿数 292 8. 71c o s11 nmdz ， 1321 3 2. 3 712 uzz 11 圆整中心距 mmmzza 2 4 6 .8 8c o s2 )( 21 圆整为 mma 247 12 修正螺旋角 1 1 .9 82 )(a r c c o s 21 a mzz 变化不大，不必修正前面计算数值。 13 计算几何尺寸 mmmzd 8 8 .9 4c o s11 ， mmmzd 4 0 4 .8 2c o s22 mmdb d 8 0 .0 4 61 ，取齿宽为 mmB 851 ， mmB 802 14 校正传动比 55.4291 3 2122 zzi%5%728.1%100222 i ii 符合设计要求 291 z ， 3212 z mma 247 1.981 mmd 88.941 ，mmd 404.822 mmB 851 mmB 802 nts13 四 、轴的计算 1、 I 轴的计算 (1) 轴上的功率 kWP 9.101 ，转速 min/7301 rn ， 转 矩mmNT 11 91 041 。 (2)求作用在齿 轮上的力 已知高速级小锥齿轮的分度圆直径为 mmd 1141 根据 3式 10-22 确定作用在锥齿轮上的圆周力、轴向力和径向力。 圆周力 NdTF t 5.20892 11 轴向力 NFFta 4.240c o sta n 1 径向力 NFFtr 7 2 1 .5s inta n 1 (3)初估轴的最小直径 先按 3式 15-2 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 3表 15-3，取 1100 A，于是得 mmnPAd 25.513110m i n 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径 21d 与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查 3表 14-1 mmNTKT Aca 1786561191045.11 查 2表 12-3 和表 8-7， 可得： 电动机 输出轴 直径为 48mm， 选取型号为HL4 的 联轴器 ， 从动端 孔径选为 42mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为84mm。 (4)轴的结构设计 如下图 1 轴段 1-2，由联轴器型号 可 得 直径为 42mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于 联轴器与轴的配合长度 84mm，取 为 82mm。 2 轴段 3-4，先初选轴承型号，由于轴承同时受有径向力和轴向力，因nts14 此 选择圆锥滚子轴承，型号取 30210，内径 50mm。所以轴段直径为50mm，长度应略小于轴承内圈宽度 20mm，取为 19mm。 3 轴段 2-3， 轴段 1-2 右段应有轴肩定位，取该段直径为 49mm，保证轴肩定位尺寸，同时使得轴承左端直径小于右端，有利于轴承的拆卸。 此处 轴承端盖及套杯厚度为 15mm 左右，且轴臂需要伸出箱体外壁1020mm，因此取该段长度为 35mm。 4 轴段 5-6， 使用 30210 圆锥滚子轴承，同轴段 3-4。 5 轴段 6-7，为了保证该段左侧的轴肩高度，同时已知轴段 5-6 直径为50mm，因此取该段直径为 42mm，即小锥齿轮内径为 42mm，并由此可以取 小齿轮轮毂的长度为 46mm。齿轮左端面距离套杯约为 8mm，再加上套杯厚度 8mm。取轴段长度为 61mm。 6 轴段 4-5，由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨距应 取悬臂长度的大约两倍，由此计算出轴段长度为 120mm。又有轴肩定位的需要，轴肩高度取 3.5mm，所以轴段直径取 60mm。 7 零件的周向定位 查 1表 14-24 得 左端半联轴器定位用平键，宽度为 12mm，长度略小于轴段，取 80mm，选取键 8012 ， 右端小齿轮定位用平键，宽度为 12mm，长度略小于小齿轮轮毂 ，取45mm，选取键 4512 。 8 轴上圆角和倒角尺寸 参考 1表 12-13，取轴端倒角为 2mm，圆角取 1.6mm (5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示 (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据 3式 15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M PaW TMca 78.11)( 212 查 3表 15-1 得 MPa60 1 ，因此 1 ca， 轴安全。 MPaca 78.11 nts15 2、 II 轴的计算 (1) 轴 上 的 功 率 kWP 65.82 ， 转 速 min/2432 rn ，转矩mmNT 3 40 1 252 ， (2)求作用在齿轮上的力 大圆锥齿轮：已知低速级大圆锥齿轮直径为 mmd 3422 由 3式 10-22 可得 圆周力 NdTF t 198 92 22 ，轴向力 NFFta 2 2 9c o sta n 2 ，径向力 NFFtr 687s inta n 2 圆柱齿轮： 已知 高速级小圆柱齿轮直径 mmd 92.881 ，螺旋角98.11 。 圆周力 NdTF t 76482 120 ，轴向力 NFFta 1623ta n00 ，径向力NFF ntr 1 2 3 8c o sta n0 。 (3)初估轴的最小直径 先按 3式 15-2 初步估算轴的最小直径。 由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为 40Cr，调质处理。根据 3表 15-3，取 1000 A，于是得 mmnPAd 90.323220m i n (4)轴的结构设计 1 轴段 1-2，因为该轴上同时存在轴向力和径向力。因此选用圆锥滚子轴承。选用轴承型号为 30210，轴段直径为 50mm， 考虑到低速级大锥nts16 齿轮应与内壁间距保持 1015mm。并考虑轴承套在轴上的长度 。 且轴承与内壁间距应在 58mm 左右，综合其他各种因素考虑， 取轴段长度为44mm。 2 轴段 2-3， 考虑齿轮孔径与轴肩高度的综合因素，直径取为 57mm。齿轮轮毂长度为 59mm，轴段长度 比轮毂 长度略小， 定为 58mm。 3 轴段 4-5，由设计结果，小齿轮分度圆直径为 88.92mm，齿宽为 85mm，此轴段长度应略小于小齿轮齿宽，取为 83mm。为了保证左侧的轴肩定位，取轴径为 42mm 4 轴段 5-6， 用于装轴承，直径取 50mm。 轴承应该距离箱体内壁 58mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁 1015mm，再加上轴承 轴上 厚度，取长度为 44mm。 5 轴段 3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为 25mm，又有定位需要，轴径取 65mm。 6 零件的周向定位 查 2表 4-1 得 左侧 齿轮定位用平键，宽度为 12mm，长度略小于轴段，取 45mm，选取键 4512 右侧齿轮定位用平键，宽度为 12mm。长度略小于轴段，取 80mm，选取键 8012 7 轴上圆角和倒角尺寸 参考 1表 12-13，取轴端倒角为 2mm，圆角取 1.6mm (5)求轴上的载荷 该轴上锥齿轮处轴上载荷 小于圆柱齿轮处载荷，只需校核圆柱齿轮轴上齿轮 1/2 处的弯矩与扭矩强度。 根据轴的结构图和受力情况得出所测轴截面 所受力和弯矩扭矩 如表所示 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNNHNH 5.421 ,5.129F21 NF NNVNV 5967 ,3670F21 弯矩 M mmNNH26028Mmm46155MH21 ， mmNM V 368462 总弯矩 mmNM 3 7 1 3 4 23 6 8 4 6 24 6 1 5 5 221 mmNM 36938036846226028 222 扭矩 T mmNT 4.34 01 252 弯矩和扭矩图如下： nts17 (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据 3式 15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M P aW TMca 04.20)( 2221 前已确定，轴的材料为 45Cr,调质处理。 查 3表 15-1 得 MPa70 1 ，因此 1 ca。 另外小齿轮的两个端面处较危险 ，右端按照轴颈 50mm，若弯扭组合按照最大处计算，有 M P aWTMca 90.33)( 2221 ，所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。 (7)精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 轴段 1-2， 2-3， 3-4， 4-5， 6-7 等各段界面上虽然有键槽、轴肩及齿轮的过盈 配合所引起的应力集中 ，但是由于轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕所设定的。所以这些轴段的截面无需校核。 由上述计算已知小齿轮中点处应力最大， 而小齿轮两边处的截面由于过盈配合引起的应力集中比较严重。对于小齿轮右侧截面，只 承受弯矩而并不传递扭矩，且轴径较大，因此无需校核。而小齿轮中点处尽管弯曲应力最大，但是由于过盈配合及键槽所引起的应力集中都在两端，因此该处截面也无需校核。综上所述，只需要校核小齿轮左侧截面的 左 侧面即可。 设该截面为 A MPaca 04.20 nts18 A 截面的左侧 抗弯截面系数 33 5.2 7 4 6 21.0 mmdW 抗扭截面系数 33 549252.0 mmdW T 截面的弯矩为 mmNM 3 1 7 23 21 0 3 35 47.462.89 1 0 3 35 43 7 1 34 2 截面 4 上的扭矩为 mmN 34 01 25T 2 截面上的弯曲应力 M P aWMb 55.115.27462317232 截面上扭转切应力 M P aWTTT19.6549253401252 轴的材料为 40Cr，调质处理。由 3表 15-1 查得 M P aM P a 200,355,M P a735 11B 。 综合系数的计算 查 3附表 3-2，由 027.0606.1 dr， 08.1dD用插值法 ，得因轴肩而形成的理论应力集中为 50.2 ， 03.2 ， 由 3附图 3-1 得轴的材料敏感系数 为 81.0q， 85.0q， 则有效应力集中系数为，按 3式（附表 3-4） 87.1)1(1 qk 52.1)1(1 qk 由 3附图 3-2， 3-3 查得尺寸系数为 73.0，扭转尺寸系数为84.0 ， 查 3附图 3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为 82.0 ， 轴表面未经强化处 理，即 1q ，则综合系数值为 78.211 kKnts19 03.211 kK碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 1.0， 05.0安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 40.131 maKS 75.531 maKS 5.100.1322 SSS SSS ca故此处安全。 综上得出，此轴疲劳强度 达到要求。 3、 III 轴的计算 (1) 轴上的功率 kWP 23.83 ，转速 min/533 rn ，转矩mmNT 14824063 ， (2)求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮直径 mmd 87.4042 ，螺旋角 98.11 圆周力 NdTF t 732 32 11 ，轴向力 NFFta 1 5 5 4tan ，径向力NFF ntr 2725c o sta n (3)初估轴的最小直径 先按 3式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr，调质处理。根据 3表 15-3，取 970 A，于是得 mmnPAd 04.523330m i n ，此处有一个平键，直径增加 5%，得出直径最小为 54.75mm。 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径 21d 与联5.100.13SSca nts20 轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查 3表 14-1 mmNTKT Aca 2 2 2 3 6 0 91 4 8 2 4 0 65.13 选取型号为 HL6，孔径选为 60mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为107mm。 (4)轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如下图 1 轴段 1-2，由联轴器型号得直径为 60mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于 107mm，取 106mm。 2 轴段 3-4， 因轴上有径向力和轴向力，因此选取圆锥滚子轴承，轴承型号为 30214，由轴承内圈直径得轴段直径为 70mm。轴承轴上距离为24mm，为方便装卸，取轴段长度略小，为 23.5mm。 3 轴段 2-3， 考虑与左侧轴段的轴肩高度和右侧轴承的高度，取轴径为68.4mm。 考虑轴臂伸出长度应在 1020mm 左右，并综合考虑内外壁与轴承端盖厚度因素，取轴段长度为 35mm。 4 轴段 4-5， 左端用于轴承定位，取轴肩高度为 5mm，因此轴径为 80mm。考虑轴承应距离箱体内壁 58mm，并且该段和轴段 5-6 的总长需要保证低速级大齿轮与小齿轮的中的配合。因此综合考虑后，取该段长度为90mm。 5 轴段 6-7，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮 孔径 80mm，长度略小于轮毂 80mm，长度取为 79mm。 6 轴段 5-6，经计算得，该段长度为 13.5mm。此处作为尺寸封闭环，用来保证大齿轮端面到远端内壁的距离为 97.5mm。又用作齿轮轴向定位，因此取轴肩高度为 6mm，轴径为 92mm。 7 轴段 7-8，为了保证大齿轮距离内壁 1015mm，并与小齿轮相配合 的条件，取大齿轮与内壁之间距离为 12.5mm。同时为了保证轴承距离内壁 58mm，轴承轴上厚度为 24mm。因此取该段长度为 44mm。轴径取为轴承内 圈直径 70mm。 8 零件的周向定位 查 1表 14-24 得 左端 联轴器定位用平键，宽度为 18mm，长度略小于轴段，取 100mm，选取键 10018 ， 右端大齿轮定位用平键，宽度为 22mm，长度略小于轴段，取 70mm，选取键 7022 。 9 轴上圆角和倒角尺寸 参考 1表 12-13，取轴端倒角为 2mm，圆角取 1.6mm (5)求轴上的载荷 nts21 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩 如图所示 (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据 3式 15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M PaW TMca 41.19)( 212 查 3表 15-1 得 MPa70 1 ，因此 1 ca，轴安全。 五 、轴承的计算 1、 I 轴的轴承校核 轴承 30210 的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力 NFFFVHr 9.993212 11 ， NFFFVHr 2.32 002 22 22 查 2表 6-7，得 Y=1.4， e=0.42， kNC r 2.73 派生力 NYFF rd 0.3552 11 ， NYFF rd 9.1 1 4 22 22 轴向力 NFa 4.240，左侧轴承压紧 由于12 3.1 3 8 39.1 1 4 24.2 4 0 dda FNFF ， 所以轴向力为 NFa 3.13831 ， NFa 9.11422 当 量载荷 ： 由于 eFF ra 39.111， eFF ra 36.022， MPaca 41.19 nts22 所以 4.0AX ， 6.1AY ， 1BX ， 0BY 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 1.1pf，故当量载荷为 NFYFXfP aArAp 9.2871)( 111 ，NFYFXfP aBrBp 2.3520)( 222 轴承寿命的校核 对于滚子轴承，有310hhPCrnL h 480001010.1)(6010 61161 hhPCrnL h 4 8 0 0 01059.5)(6010 52162 2、 II 轴的轴承校核 轴承 30210 的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力 NFFFVHr 36 72212 11 ， NFFFVHr 5 98 22 22 22 查 2表 6-7，得 Y=1.4， e=0.42， kNC r 2.73 派生力 NYFF rd 13112 11 ， NYFF rd 213 62 22 轴向力 NNNFa 13942291623 ，右侧轴承压紧 由于21 270513111394 dda FNNNFF ， 所以轴向力为 NFa 13111 ， NFa 27052 当量载荷 ： 由于 eFF ra 36.011， eFF ra 45.022， 所以 1AX ， 0AY ， 4.0BX ， 6.1BY 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 1.1pf，故当量载荷为 NFYFXfP aArAp 2.4039)( 111 ，NFYFXfP aBrBp 9.7392)( 222 hhL h480001010.1 61 hhL h480 001059.5 52 nts23 轴承寿命的校核 hhPCrnL h 4 8 0 0 01006.1)(6010 61261 hhPCrnL h 4 8 0 0 01042.1)(6010 52262 3、 III 轴的轴承校核 轴承 30214 的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力 NFFFVHr 3.3188212 11 ， NFFFVHr 7.51 312 22 22 查 2表 6-7，得 Y=1.4， e=0.42， kNC r 132 派生力 NYFF rd 7.1 13 82 11 ， NYFF rd 8.18322 22 轴向力 NFa 8.1553，左侧轴承压紧 由于12 6.3 3 8 68.1 8 3 28.1 5 5 3 dda FNNNFF ， 所以轴向力为 NFa 6.33861 ， NFa 8.18322 当量载荷 由于 eFF ra 06.111， eFF ra 36.022， 所以 4.0AX ， 6.1AY ， 1BX ， 0BY 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 1.1pf，故当量载荷为 NFYFXfP aArAp 7 3 6 3)( 111 ， NFYFXfP aBrBp 5 6 4 5)( 222 轴承寿命的校核 hhPCrnL h 4 8 0 0 01070.4)(6010 61361 hhPCrnL h 4 8 0 0 01014.1)(6010 72362 hhL h480001006.1 61 hhL h480001042.1 52 hhL h480001070.4 61 hhL h480001014.1 72 nts24 六 、 键连接的选择及校核计算 将各个连接的参数列于下表 键 直径 mm 工作长度mm 工作高度mm 转矩 Nm 极限应力Mpa 8012 42 68 2.5 119.10 33.36 4512 42 33 4 119.10 42.97 5616 57 40 5 340.13 59.67 8018 60 62 5.5 340.13 33.25 10018 60 82 5.5 1482.41 109.56 7022 80 48 7 1482.41 110.30 查 3表 6-2 得 MPap 120 ，所以以上各键强度合格。 七 、减速器 设计尺寸及 附件的选择 减速器设计资料 名称 符号
- 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