一级蜗轮蜗杆减速器课程设计412%1%315
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共37页)
编号：522988
类型：共享资源
大小：1.20MB
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：
-
一级蜗轮蜗杆减速器课程设计412%1%315,减速器课程设计
- 内容简介：
-
1 机械设计课程设计说明书 设计项目：单级蜗杆减速器 学号： 09405100104 姓名： 李翔 专业： 机械设计制造及其自动化 指导老师： 李历坚 nts 2 前 言 在本学期临近期末的近半个月时间里，学校组织工科学院的学生开展了锻炼学生动手和动脑能力的课程设计。在这段时间里，把学到的理论知识用于实践。 课程设计每学期都有，但是这次和我以往做的不一样的地方： 单独一个人完成一组设计数据 。这就更能让学生的能力得到锻炼。但是在有限的 时间里完成对于现阶段的我们来说比较庞大的“工作”来说，虽然能够按时间完成，但是相信设计过程中的不足之处还有多。希望老师能够指正。总的感想与总结有一下几点： 1.通过了 1周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 2.由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准 3.在设计的过程中，培养了我综合应用机械设 计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 最后，衷心感谢老师的指导和同学给予的帮助，才能让我的这次设计顺利按时完成。 nts 3 第一章 .传动装置总体设计 . 4 第二章 电动机的选择 . 5 Y132S1-2. 6 Y132S-4. 6 Y132M2-6. 6 第三章 计算传动装置的运动和动力参数 .错误 !未定义书签。 3.1 计算总传动比和各级传动比的分配 . 7 3.11 计算总传动比： . 7 3.2 蜗杆蜗轮的转速： . 7 3.3 功率 . 7 第四章 蜗轮蜗杆的传动设计 . 8 第五章 .轴的设计计算及校核 . 15 5.1 轴的材料的选择，确定许用应力 . 15 5.2 蜗轮轴的结构设计 . 16 5.2.1 确定各轴段直径 . 16 5.3 蜗杆轴的设计 . 20 5.3.1 轴的材料的选择，确定许用应力 . 20 5.3.2 确定各轴段直径 . 20 5.3.4 蜗杆轴的强度校核 . 21 第六章轴承的校核 . 24 6.1 校核 30306. 24 6.2 校核 303110 . 26 第七章 键联接的选择与校核 . 28 7.1 选择键联接的类型和尺寸 . 28 7.2 校核键联接的强度 . 28 第八章 密封和润滑 . 30 第九章 . 铸铁减速器箱主要结构尺寸 . 31 9.1 箱座高度 . 31 9.2 箱体的刚度设计 . 31 第十章 . 减速器附件的设计 . 33 10.1 窥视孔及视孔盖 . 33 10.2 通气器 . 33 10.3 油标尺 . 34 10.4 放油孔与螺塞 . 34 10.5 启盖螺钉 . 35 10.6 定位销 . 35 10.7 吊装置 . 35 nts 4 参数选择 ： 卷筒直径： D=315mm 运输带有效拉力： F=2000N 运输带速度： V=1m/s 工作环境：三相交流电源，三班制工作，单向运转，载荷平稳，空载启动， 常温连续工作 第一章 .传动装置总体设计 根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机 连轴器 减速器 连轴器 带式运输机。根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度 V 4 5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见，采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固 定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。 nts 5 第二章 电动机的选择 由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用 Y系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优 点。一般电动机的额定电压为 380V 根据生产设计要求，该减速器卷筒直径 D=315mm。运输带的有效拉力F=2000N，带速 V=1m/s，载荷平稳，常温下连续工作，电源为三相交流电，电压为 380V。 1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为 380V， Y系列 2、 传动滚筒所需功率 Pw=FV/1000=2000*1/1000=2.0kw 3、 传动装置效率：（ 根据参考文献机械设计课程设计 杨光 李波主编 高等教育出版社 第 64-66页表 4-4得各级效率如下）其中： 蜗杆传动效率 1=0.70 搅油效率 2=0.95 滚动轴承效率（一对） 3=0.98 联轴器效率 c=0.99 传动滚筒效率 cy=0.96 所以 ： = 1 2 33 c2 cy =0.7 0.99 0.983 0.992 0.96 =0.633 电动机所需功率 ： Pr= Pw/ =2.0/0.633=3.16KW 传动滚筒工作转速 ： nw 60 1000 v / 315 60.7r/min 根据容量和转速， 根据参考文献机械零件设计课程设计 吴宗泽 罗圣国编 高等教育出版社 第 155 页表 12-1 可查得所需的电动机 Y 系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如表 2-1: 表 2-1 nts 6 方案 电动机型号 额定功率 Ped kw 电动机转速 r/min 额定转矩 同步转速 满载转速 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0 4 Y160M-8 5.5 750 720 2.0 电动机转速可选范围： nd =i*wnnd=(1070)*60.7=6074246r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见 第3 方案 比较适合。因此选定电动机机型号为 Y132M2-6其主要性能如下表 2-2： 中心高H 外形尺寸 L（ AC/2 AD）HD 底角安装尺寸 A B 地脚螺栓孔直径 K 轴身尺寸 D E 装键部位尺寸 F G D 132 515（ 270/2210） 315 216178 12 38 80 10 3338 nts 7 第三章 计算传动装置的运动和动力参数 3.1 计算总传动比和各级传动比的分配 3.11 计算总传动比： 8.517.60960 wnnmia3.12 各级传动比的分配 ：犹豫为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 3.2 蜗杆蜗轮的转速： 蜗杆转速和电动机的额定转速相同 蜗轮转速： m in/8.6015 .8960 rn 滚筒的转速和蜗轮的转速相同 3.3 功率 蜗杆的功率： p1=3.16 0.99=3.13KW 蜗轮的功率： p2=3.16 0.73 0.98=2.26kW 滚筒的功率： p3=2.26 0.98 0.99=2.19Kw 3.4 转矩 mNnpTmmd .44.31960 16.395509550 mNiTT d .12.3199.0144.31111 mNiTT .04.47798.099.08.1512.3121a12 mNiTT .38.45396.099.0104.47732323 ai=15.8 n=43.68 r/min p1=3.13KW p2=2.26KW p3=2.19KW 运动和动力参数计算结果整理于下表 3-1： nts 8 参数 电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒 转速 (r/min) 960 960 60.8 60.8 功率 (P/kw) 3.16 3.13 2.26 2.19 转矩 (N m) 31.44 31.12 477.04 453.38 传动比 i 15.8 效率 0.99 0.73 0.96 第四章 蜗轮蜗杆的传动设计 蜗杆的材料采用 45 钢，表面硬度 45HRC，蜗轮材料采用 ZCuA110Fe3,砂型铸造。 以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由 机械设计 第八版主编 濮良贵 纪名刚 ，副主编 陈国定 吴立言 高等教育出版社出版 2006 年 第 11 章蜗杆传动为主要依据。 表 4 1蜗轮蜗杆的传动设计表 项 目 计算内容 计算结果 中心距的计算 蜗杆副的相对滑动速度 smTnV s/83.338.453960102.5102.5343214参考文献 5第 37页 （ 23式） 3m/sVs7m/s 当量摩擦 系数 3m/sVs7m/s 37.1024.0vvf选 ad/1 在图 11.20 的 i=16 的线上，查得 ad/1 =0.48 11 7.01 ad /1 =0.48 11 89.01 nts 9 值 蜗轮转矩 mNinPiTT.04.44289.08.159601016.355.955.93111112 mNT .04.4422 使用系数 按要求查表 11.5 15.1AK 转速系数 见表 11-16 ： 815.0nf815.0nf弹性系数 根据蜗轮副材料，见公式 11-11 21160 MPaZ E 寿命系数 13.1120003hh Lf 13.1hf 接触系数 由于计算有现成的数据 1d /a=0.48,按图 11.18查出 6.2Z 涡轮基本许用应力 根据涡轮材料和金属硬度，从表 11-7中查得 ， H M P a268,H 接触疲劳最小安全系数 1maxlim FFF CCS其中： limFC 为涡轮齿根应力系数，由表 11-17 查出 maxFC为涡轮齿根最大应力系数，由公式3.1m in HS nts 10 maxFC=2max2bmFnt中心距 mmZZKTaHE62.78)26813.16.2160(442 04015.1)(32322mma 80 传动基本尺寸 蜗杆头数 根据要求的传动比和效率选择 ,配合中心距要求，由表 11-2查出 Z1=2 蜗轮齿数模数 根据中心距尺寸，由表 11-2查出 Z2=31 m=4 蜗 杆分度圆 直径 根据中 心距尺寸，由表 11-2查出 mmd 401 蜗 轮分度圆 直径 1 2 431422 mzd mmd 1242 蜗杆导程角 根据中心距尺寸，由表 11-2查出 31.11 变位系数 根据中心距尺寸，由表 11-2查出 x=-0.500 蜗杆齿顶圆 直 484124022 *111 mhdhdd aaa表 481 ad mm nts 11 径 11.3 蜗杆齿 根圆 直径 4.30)42.041(240)(211 chdd af表 11.3 301 fd mm 蜗杆齿宽 根据蜗杆头数和变位系数查表 11-4得出蜗杆齿宽计算公式 mzb )5.10( 11 501b mm 蜗轮齿根圆直径 4.1 1 0)2.05 0 0 0.01(421 2 4)(2 *22 cxhmdd af1112 fdmm 蜗轮齿顶圆直径（喉圆直径） 122)450 0 0.0(1(2124)(222 xmhdd aa1222 admm 蜗轮外径 126412222 mdd ae1262 ed mm 蜗轮咽喉母圆半径 192/12280222 ag darmmrg 192 蜗轮齿宽 B 4875.075.01 ad=36 5.3014405.0(42)15.0(2 12mdmbB=36mm 312 b mm nts 12 蜗杆圆周速度 01.2100060/9604014.3100060/111 ndv 1v =2.01m/s 相对滑动速度 05.231.11c o s/01.2c o s/01 vv s 05.2sv m/s 当量摩擦系数 由表 11.18查得 0.20 3 5.0vvf轮齿弯曲疲劳强度验算 许用接触应力 85.1893.126813.1815.0m i n,HHhnH sffM P aH 190 最大接触应力 08.1318044 20415.16.2160332aTKZZ AEH M P aM P aH 19008.131 合格 齿根弯曲疲劳强度 YYmdd KT FaF 221253.1 (Zv2=32.98,9142.01401 Y ,X2=0.5000, 32.32 FaY M P aF 88.125 弯曲疲劳最小安全系数 结合设计需求选择 4.1m in FS 许用弯曲 91.894.1 88.1 2 5 m i n F FF SMPaF 91.89 nts 13 疲劳应力 轮齿最大弯曲应力 21.671245.3044420 4015.122222dmbTK AFM P aM P aF 91.8921.67 合格 蜗杆轴扰度验算 蜗杆轴惯性矩 5441 1026.164 4014.364 dI 451026.1 mmI 允许蜗杆扰度 04.010 00/4010 00 1 dymmy 04.0 蜗杆轴扰度 026.0)9.0(48)t a n2()2(483222221132121 dEIdTdTLEI FFy rt 026.0 ymmy 合格 温度计算 传动啮合效率 8.0)50.18.5(8.5)(001tgtgtgtgv83.01 搅油效率 根据要求自定 99.02 轴承效率 根据要求自定 99.03 总效率 81.0 99.099.083.0321 81.0 散热 参考课本公式 11-23和 11-24 238.2 mmS nts 14 面积估算 )( )1(1000 0 ad ttPS 箱体工作温度 37201038.25.1)81.01(16.3100 0)1(100 000 tSaPtda此处取wa=15w/（ mc） CCt 80371 合格 润滑油粘度和润滑方式 润滑油粘度 根据 05.2svm/s由表 11-21选取 smmvC /350 240 给油方法 由表 11-21 采用油池润滑 nts 15 第五章 .轴的设计计算及校核 5.1 轴的材料的选择，确定许用应力 考虑到减速器为普通中用途 中小功率减速传动装置，轴 主要传递 蜗轮 的转矩。 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 查机械设计书表得 b=640MPa -11=55MPa 取 A=115，于是得 d mmnpA 4.388.6026.2115 333 轴的最小直径为 d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号 计算转矩caT=3TKA,查机械设计书表 ，选取 AK =1.2，则有 caT=KT=1.2 9.550 610 2.26/60.8 =426N.m 考虑 轴头 有一键槽 ，将轴径增大 5% ，即d=38.4*1.05=40.32mm，因轴头安装联轴器，根据联轴器内孔直径取最小直径为 d=41mm 选联轴器 查表 GB 4384-1997 选 WH6滑块联轴器 ，标准孔径 d=42mm 合格 45 钢 b=640MPa -11=55MPa mmd 4.38min AK =1.2 caT=426N.m WH6滑块联轴器 计算及说明 结果 nts 16 计算及说明 结果 5.2 蜗轮轴的结构设计 5.2.1 确定各轴段直径 半联轴器的孔径 d1=42mm,故取 d12=42mm,半联轴器长度L=101mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm。 根据 蜗轮 结构尺寸 ，取 (45d=55mm)。为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2轴段右段需制出一轴肩，故取 2-3段直径23d=45mm;左端用轴端挡圈定位， 按轴端直径取挡圈直径 D=47mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1-2段的长度应比 L1短一些，现取 L12=82mm。 初步 选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 ( mmd 4523 )，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 302010 ， 其 基 本 尺 寸mmmmmmTDd 75.219050 ，故 ( mmdd 507834 ，而 mml 75.2178 )。 从参考文献 2中查表 13-1得： 表 6 轴 承 型 号 外形尺寸（ mm） 安装尺寸（ mm） 基本额定动载荷 Cr/kN 30210 d D T B C da min Da max ra max 50 90 21.75 20 17 57 83 1.5 63 右端滚动轴承采用轴肩 进行轴向定位。取轴肩高度 h=5mm，因此，取67d=60mm。蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取 h=5mm，则轴环直径56d=65mm。 轴环宽度 1.4bh ，则取56l=10mm。 轴承端盖的总宽度 为 20 mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 20 ，故取 mml 4023 。轴承宽度为 21.75mm，取挡圈宽度为 17mm，所以34l=22+17+2=41mm。45l=（ 1.2 1.8）45d，则取45l=74mm；取67l=16mm。 d1=42mm d2=45mm d3=50mm d4=55mm d5=65mm d6=60mm d7=50mm L1=82 L2=40 L3=41 L4=74 L5=10 L67=16 L7=21.75 75.284总L nts 17 所选轴承的外形如前面所选轴承图所示。 设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为 2L ，左侧的长度为3L，则： 13126863953321LLLLLmmL水平面的支承反力（图 a） 蜗轮的分度圆直径 d=124mm； 转矩 T=477.04N m 蜗轮的切向力 Ft=2T/d=2 477.04/（ 124 1000） =7694.2N 蜗轮的径向力 Fr=Ft tan =7694.2 tan20 =2800.5N 蜗轮轴向力 Fa=Ft tan =2800.5 tan11.3 =560.1N （ a） 求水平面 H 内的支反力及弯矩 由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。 HAF = 1.384727 6 9 4 .22/ FtF HB N C截面处的弯矩 99.2512131.01.38472 LFM HAHC N （ C）求垂直 平面 V 内 的支反力及弯矩 支反力 Ft=7694.2N Fr=2800.5N Fa=560.1N HAF = 1.3847 N HBF = 1.3847 N HCM=251.99 nts 18 由 0 AM 得 022 222 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 222 N3.166 513121241.5602131( 280 0 .5 NF v bFrF VA 2.11353.16652 8 0 0 . 52 截面 C 左侧的弯矩 NmLF v aM v c 36.742131.02.113521 截面 C 右侧的弯矩 mNLF v bM v c 08.1092131.03.1 6 6 522 求合成弯矩 截面 C 左侧的合成弯矩 mNMMM VCHCC 73.262)36.74(99.251 222121 截面 C 右侧的合成弯矩 mNMMM VCHCC 59.27408.10999.251 222222 计算转矩 mNnPT 98.3548.6026.295509550 2 求当量弯矩 因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a =0.6,危险截面 C 处的当量弯矩为 : 222 98.3546.0259.274)( aTMecM C =347.51N*m 计算截面 C处的直径，校验强度 mmM e cd a 11.40551.0 100098.3541.0 331因此处有一键槽，故将轴径增大 5%，即： d=40.11*1.05=42.12mm 而结构设计中，此处直径已初定为 60mm， 2MvcmN 08.109 1CM mN 73.262 2CM= mN 59.274 T= mN 98.354 ecM =347.51N*m ad=40.11mm 强度足够 nts 19 故强度足够 . FFFFFFFFrFFFMFTMMMTMMMFFMratv1v2h2h1th2v1,v1v1av2av21F h1wM2hhv=F a D a2 a(a)(b)(c)(d)(e)1234 56 78A B C DLLLL 1 L 2 L 3图 5-3 nts 20 5.3 蜗杆轴的设计 5.3.1 轴的材料的选择，确定许用应力 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。 选取轴的材料为 45 钢，淬火处理。 45 钢 计算及说明 结果 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 d A mmnp 05.1796013.3115 33 0 Tc=1.2*9550*3.13/960=37.36mm 5.3.2 确定各轴段直径 查表 GB 4384-1997 选用 LX2 型弹性柱销联轴器，半联轴器的 孔径 d1=25mm,故取d12=25mm,半联轴器长度 L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。 轴的结构设计 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2 轴段右段需制出一轴肩，故取 2-3段直径 d23=28mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=44mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1-2段的长度应比 L1短一些，现取 L12=42mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参 照工作要求并根据 2823 dmm，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚 子 轴 承 30206 ， 其 基 本 尺 寸mmmmmmTDd 25.176230 ，故 mmdd 307834 ，d=17.05mm d1=25mm d2=28mm d3=30mm d4=40mm d5=37mm d6=40mm d7=30mm L1=42 L2=40 L3=17.25 L4=10 L5=110 L6=10 L7=17 nts 21 则 mml 1778 。 3)由于蜗杆的齿根圆为 38 mm，故取轴段 3756 dmm。蜗杆的轴承内侧采用轴环定位，轴肩高度 h 0.07d ，故取 h=5mm，则 轴环 处的直径 mmdd 406745 ， 轴 环 宽 度 1.4bh ，取mmll 106745 。 4)轴承端盖的总宽度为 20 mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 20 ，故取 mml 4023 。 5)由于箱体由蜗轮决定，轴承采用脂润滑，蜗杆齿宽mmb 501 ，滚动轴承宽度 mmT 25.17 ，则 34 1 7 .2 5l mmmml 1103025056 5.3.4 蜗杆轴的强度校核 按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图和蜗轮轴相似，故不再作图） 计算及说明 结果 nts 22 FFFFFFFFrFFFMFTMMMTMMMFFMratv1v2h2h1th2v1,v1v1av2av21F h1wM2hhv=F a D a2 a(a)(b)(c)(d)(e)12 34 5678AB C DL 1 L 2 L 3图 5-2 设蜗杆齿宽的法 向中心线的有侧长为 2L ，左侧的长度为3L，则： mmLLLmmLmmLmmL5.17775.8875.8825.3105.757514402132321水平面的支承反力（图 a） Ft1=Fa2=560.1N Fr1=Fr2=2800.5N Fa1=Ft2=7694.2N Ft1=560.1N Fr1=2800.5N Fa1=7694.2N nts 23 由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。 HAF = NFtF HB 05.28 0256 0. 12/ C截面处的弯矩 mNLFM HAHC 85.2421775.005.2802 （ C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩 支反力 由 0 AM 得 022 111 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 111 N2.22675.1772402.769425.1775.2800( NF v bFrF VA 3.5332.2 2 6 75.2 8 0 01 截面 C 左侧的弯矩 mNLF v aM v c 6.2421775.05.27721 截面 C 右侧的弯矩 mNLF v bM v c 2.20121 7 7 5.02.2 2 6 722 求合成弯矩 截面 C 左侧的合成弯矩 mNMMM VCHCC 97.346.2485.24 222121 截面 C 右侧的合成弯矩 HAF = 05.280 N HCM mN 85.24VAF N3.5332Mvc mN 2.201 1CM mN 97.34计算及说明 结果 nts 24 mNMMM VCHCC 7.2022.20185.24 222222 计算转矩 ： mNnPT 14.3196013.39 5 5 09 5 5 0 1 求当量弯矩 因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a =0.6,危险截面 C 处的当量弯矩为 : 222 34.316.022.201)(2 aTMecM cv =202.1N*m 计算截面 C处的直径，校验强度 mmM e cd 24.33551.0 1 0 0 01.2021.0 331因此处有一键槽，故将轴径增大 5%，即： d=33.24*1.05=34.9mm 而结构设计中，此处直径已初定为 96mm， 故强度足够 第六章轴承的校核 6.1 校核 30306 查表 GB/T297-1994 额定动载荷 Cr=90.8 103 N 基本静载荷 Cor=115*103 N (1) 求两轴承受到的径向载荷 Fr1和 Fr2 由前面设 计蜗轮时求得的： Fr1v=VAF= 2.1135 N 2CM mN 7.202ecM =202.1N*m 强度足够 nts 25 计算及说明 结果 Fr2v=VBF 3.1665N Fr1H= HAF =3847.1 N Fr2H= HBF =3847.1 N Fr1= 1.40111.38472.1135 222121 HFrvFrN Fr2= 1.41921.38473.1665 222222 HFrvFrN （ 1） 求两轴承计算轴向力 Fa1和 Fa2 查表 GB/T297-1994 可知 e=0.4 附加轴向力 轴向力 FA=560.1N 轴承 2 端被压紧，故 求当量动载荷 P1 和 P2 33.01.4 0 11 03.1 3 3711 FrFae 查 表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0 eFrFa 47.01.4192 47.195722查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.5 计算 P1、 P2，由于载荷平稳取 fp=1,则 Fr2v 3.1665 N Fr1H=3847.1 N Fr2H=3847.1 N Fr1= 1.4011 N Fr2 = 1.4192 N e=0.4 1SF N03.13372SF N37.13971aF N03.13372aF N47.1957NYFF RS 03.13375.12 1.40112 11 NYFF RS 37.13975.12 1.41922 22 21 13.18431.50603.1337 FSNFFS A NFSF a 03.1 3 3 711 NFFSF Aa 47.1 9 5 722 nts 26 计算及说明 结果 验算轴承寿命 因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 所 以轴承满足寿命要求。 6.2 校核 303110 查表 GB/T297-1994 额定动载荷 Cr=73.2 103 N 基本静载荷 Cor=92.0*103 N (1) 求两轴承受到的径向载荷 Fr1和 Fr2 由前面设计蜗轮时求得的： Fr1v=VAF= 74.250 N Fr2v=VBF 36.852N Fr1H= HAF =302.8 N Fr2H= HBF =302.8N Fr1= 14.3938.30274.250 222121 HFrvFrN Fr2= 55.9048.30236.852 222222 HFrvFrN 求两轴承计算轴向力 Fa1和 Fa2 查表 GB/T297-1994 可知 e=0.42 附加轴向力 1SFN377 2SFN28.644 2p N4.4801 hLh4102.13 轴承满足寿命要求 NYFF RS 3 7 74.12 8.1 0 5 52 11 NyFxFP ar 9.1 5 3 7111 NyFFp ar21.249323.11185.166.20394.0)4.0 222 7 2 0 0 0101.6)()(721.2 4 9 39 0 8 0 068.431 6 6 7 01 6 6 7 0 310hPCnhLhL nts 27 轴向力 FA=7694.2N 轴承 2 端被压紧，故 求当量动载荷 P1 和 P2 35.08.105 537711 FrFae 查表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0 eFrFa 5.497.18 03 2.80 7122查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.4 计算 P1、 P2，由于载荷平稳取 fp=1,则 NyFxFP ar 8.527111 验算轴承寿命 因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 所以轴承满足寿命要求。 NYFF RS 28.6444.12 97.18032 22 21 2.807176 94 .2377 FSNFFS A NFSF a 37711 NFFSF Aa 2.807112 NyFFp ar7.102852.80714.197.18034.04.0 222 7 20 0 0102.13)()(47.1 0 2 8 57 3 2 0 09601 6 6 7 01 6 6 7 0 310hPCnhLhL nts 28 第七章 键联接的选择与校核 7.1 选择键联接的类型和尺寸 本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（ 蜗杆 ）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键 1此处轴的直径 d1=25mm。一处是减速器输出轴（ 蜗轮轴 ）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键 2此处轴的直径 1d =42mm。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键 3此处轴的直径 4d =55mm。一般 8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用 平键 联接，由于只是联接的是两根轴，故选用 圆头普通平键（ A）型 。而 键 3 的蜗轮在轴的中间，所以 也 选择 圆头普通平键（ A）型 。 根据 以上的数据，从文献 1表 6-1中查得键 1的截面尺寸为：宽度 b=8mm，高度 h=7mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列 ，可以确定取此键的长度 L=36mm（比伸入到联轴器的深度 短 一些）。查得键 2的截面尺寸为：宽度 b=12mm，高度 h=8mm。同理取此键的长度 L=70mm。查得键 3 的截面尺寸为：宽度 b=18mm，高度 h=11mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长 L=50mm。 7.2 校核键联接的强度 键 1处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 1的表 6-2查得许用挤压应力为 p=120 150MPa,取其平均值， p=135MPa。 根据轴的最小直径 d=42mm,选择键 b*h=12mm 8mm L=80mm l=L-b=36-8=28mm k=0.5 h=0.5 7=3.5mm 4.2525285.3 1012.312102 33 K ldT MPa =135MPa 合格 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。 键 2处键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，
- 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。
川公网安备: 51019002004831号