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[分享] 那位有二级斜齿轮减速箱说明书样本

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发表于 2010-12-19 14:44 | 显示全部楼层 |阅读模式
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式2级圆柱齿轮减速器 ) N3 ^! }% t6 q
目 录 % `  v# m6 y. S$ P
设计任务书……………………………………………………1 ) [' [& a7 V4 G. s+ d
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ' v" N% x8 U7 d9 ~) b; g
电动机的选择…………………………………………………4
' ^+ I$ y+ n, ~* n计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 $ G) g0 E, t0 X$ `4 ^" Q" J; n
传动件的设计计算……………………………………………5 1 i' Q; l' p+ G0 f, q- y) D) F& Q3 O
轴的设计计算…………………………………………………8
- d( B! l( S1 f3 I* y1 e0 Y) `" a5 H滚动轴承的选择及计算………………………………………14 0 ]# Q- n8 ?! e+ O: \  G( F
键联接的选择及校核计算……………………………………16 , X% q) V' ^7 Q8 W# }6 g
连轴器的选择…………………………………………………16 - c  R9 {5 Y- q1 e( D
减速器附件的选择……………………………………………17
8 g" Z5 K. S: b( b% v- d- v7 v润滑与密封……………………………………………………18
- |  q9 M1 i7 B: n& S# _1 k% t设计小结………………………………………………………18
- X, K. o' d+ l参考资料目录…………………………………………………18
. G% Y& {, a6 ~8 E4 ^3 u" B机械设计课程设计任务书
6 H1 Y$ I) F) [3 ]1 R8 W题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 ! S) c+ V. T% Q; ~
一. 总体布置简图
2 p$ C, P0 r7 ?* m1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器
- e- l+ }/ `) v6 c二. 工作情况: 载荷平稳、单向旋转   S; e- b: N/ v. {" l& v' S/ M1 @3 i
三. 原始数据
% ?" u5 m6 P1 _, ?( I1 |6 k鼓轮的扭矩T(N•m):850 鼓轮的直径D(mm):350 2 z) ?9 e  @; S, r& C; d
运输带速度V(m/s):0.7 带速允许偏差(%):5   B% p) f+ ]2 T
使用年限(年):5 工作制度(班/日):2 # E; d1 b! t9 o( c
四. 设计内容
; @9 R( y& D0 \1 a$ ^* c1 O1. 电动机的选择与运动参数计算; 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核; 6. 装配图、零件图的绘制 + v1 K# j; `. ?$ \
7. 设计计算说明书的编写
+ Q6 \. A, f% x五. 设计任务
9 k. Y! `, E! T* }. f1. 减速器总装配图一张 2. 齿轮、轴零件图各一张3. 设计说明书一份 & A5 [, }, i: X; w+ ~
六. 设计进度
" H# o# I2 c6 g. A2 I, t1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 7 \, j3 S& d7 \, G3 X+ \  c& J* N
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
' c" W: s6 C& @, F) v2 u4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 / a# h# I- G5 K4 ?+ Y
传动方案的拟定及说明 ) e6 J% h7 B* h
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
5 [5 x9 w: w  E5 w# g7 o) C! Z2 s本传动机构的特点是: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。 0 A4 i  M9 V/ ?- l
电动机的选择
2 L# _  R+ N* z5 f. w" M1.电动机类型和结构的选择
2 _2 ^* i. D8 o% `% O- d+ V因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 , g$ R5 V+ P( O3 ^3 A) Q
2.电动机容量的选择
  |0 y5 L6 f3 h1) 工作机所需功率Pw Pw=3.4kW 2 H" x0 m1 _9 o
2) 电动机的输出功率 Pd=Pw/η η= =0.904 Pd=3.76kW
8 l& L& Z& h1 x% m3.电动机转速的选择 nd=(i1’•i2’…in’)nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机
2 Z: o9 z/ Z' c; O4.电动机型号的确定 ! U0 J3 n5 D4 E& W6 S
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 . }6 w" E- d, J" Y- B
计算传动装置的运动和动力参数
! `/ |% s) _  w! x- T1 l7 S# Q传动装置的总传动比及其分配
0 A% R, H5 y* w1.计算总传动比 " N7 l0 i4 R3 N, P5 m- P7 A( k1 a
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
4 j4 h7 u! {* ]i=nm/nw nw=38.4 i=25.14
- c3 Q$ K& i+ Z/ x2.合理分配各级传动比 / W4 D( I8 p% e
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 / A, H1 v4 \$ l3 H- c
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5
( o9 `- `: k, q8 j8 H2 d速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩 # j8 m& B; N8 x# S9 c6 a7 ^
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ( b2 A3 s2 s4 _& L& G; i+ P1 _
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 8 \2 s& [2 u( k  O2 r
转矩(N&#8226;m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 3 Q% N- q0 j# R/ I' N6 Z
传动件设计计算
8 y5 l1 S2 y. |7 J2 N" j1. 选精度等级、材料及齿数
) u# _% c* A8 q  Q3 j1) 材料及热处理; 3 V/ k; K  h; ], J9 }
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2 s8 ^8 |1 g- |2) 精度等级选用7级精度; ! c% W  R1 l- I  w8 i
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的;
6 X) j3 ^7 W, r; U4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 0 ^. J! D% w  }& j9 j# S
2.按齿面接触强度设计 8 C& E5 D' ~- {8 A9 k
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算
% ~. q+ g4 O5 \按式(10—21)试算,即 dt≥
: }. d  B5 \8 ]/ P) L1) 确定公式内的各计算数值
0 p% c& }# e- F# @3 A(1) 试选Kt=1.6 (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 ( ~1 ~+ v+ l, \  L. m; q
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 : S4 b- S; C2 s% ^
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62
& H2 [3 A, f4 Y1 U1 t4 B(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa # R4 d& j! n7 s% K  }: Q4 ]! U  q! L
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
; v) f, N* G1 R$ W/ h2 W. ?(7) 由式10-13计算应力循环次数 7 W1 |1 f" a4 Q
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 N2=N1/5=6.64×107 % U  y8 D# u1 c/ e
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95; KHN2=0.98
' V6 e" r! t# z& t# |+ {" J( V& Q(9) 计算接触疲劳许用应力 1 l* N, p$ n; a9 {, i# v+ `
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
9 v. l# f: f/ h# S0 W: m[σH]1==0.95×600MPa=570MPa [σH]2==0.98×550MPa=539MPa
" r1 f* w7 M; J; v[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa - P# i# m  w) j1 m
2) 计算
6 U: V1 o1 S& I9 f( }+ D0 D  r3 r(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85
6 j1 r5 s, z4 Z! k% P(2) 计算圆周速度 v= = =0.68m/s ( _3 G& |) E: K7 h0 y
(3) 计算齿宽b及模数mnt
% n0 ~( q8 P9 s. R/ ~5 j" y& gb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 7 o# W# I7 F+ U3 e3 K; A
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 ; B) @% @) Z/ h! O3 W* K# G
(4) 计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
1 C9 i$ c+ t2 ]! y5 ~) f: x(5) 计算载荷系数K ' {  K7 W! u' {
已知载荷平稳,所以取KA=1
$ P3 e; u/ \, a! k- M  n& P根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, 0 e2 K& x( ~1 h! b
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 # h& o% n) c* r4 z  G) F: ~' [6 z
由表10—13查得KFβ=1.36 % A( v/ U; I& I  S1 z* ^1 Z( @
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
2 |- B" P1 u) W. y, [! fK=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
7 k& m1 M4 d9 N& D# V3 W! y2 l(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 # a$ g* D& F, H* d4 P4 Y2 @
d1= = mm=73.6mm
9 V, }; V  t' n  p- s- _(7) 计算模数mn mn = mm=3.74 1 c( G; S" ^. e
3.按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥ 7 L8 E8 A; o$ J2 z* z4 f. z/ ^
1) 确定计算参数
7 M7 J+ e5 V. N! z. z  h& R(1) 计算载荷系数
* ^, L6 z# ?, ~. X8 KK=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 & s* \) K1 @; N# R* M6 m  T+ c
(3) 计算当量齿数 6 w/ X: Y. @/ r6 x* Q
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47   r* n1 V. K9 `) o
(4) 查取齿型系数
2 f1 U& H# ^, R8 L由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 ; t& W' u) `0 d
(5) 查取应力校正系数 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 ) z* ^0 }# Y4 @6 y, P$ X5 \% K! X
(6) 计算[σF] 9 o4 d: L! j1 L2 c
σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
8 M% R! k) C3 s' S. C4 e2 e[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
" l5 V  Z4 X# b- B" A1 R(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 6 l4 X* r# e* m
大齿轮的数值大。 - z; N; ^$ I: v/ j
2) 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5 , i0 J2 z+ R3 U6 K
4.几何尺寸计算 # f9 y; O# V9 X/ s4 N% h6 q1 [0 m$ q( _
1) 计算中心距 5 O) _6 u  j2 y$ r6 @( n! N! E' E4 \
z1 =32.9,取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圆整后取255mm + x' G1 ?! a! v, X" {* A: [4 r. M
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 1 t8 _7 H6 F* l1 z0 c$ A
β=arcos =13 55’50” 7 g, ~; g* [5 i- H+ n. Q6 r+ C* \4 S
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 7 [( x: Z! J. M8 z
d1 =85.00mm d2 =425mm
+ u3 j0 p3 `) t0 p. f4) 计算齿轮宽度
+ q5 x' T& D4 Q* \8 f! Mb=φdd1 b=85mm B1=90mm,B2=85mm ( K( h& K4 i8 _, L1 l
5) 结构设计
! T  |: T; v0 R1 |1 h% w# S1 y2 `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。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 % C0 n1 c3 y2 N3 ?) ?
轴的设计计算 3 U# P# ]& V' W
拟定输入轴齿轮为右旋 / n6 U  K* i/ J/ y2 o# g4 ~
II轴:
# I4 p$ [3 H+ q( q1.初步确定轴的最小直径 d≥ = =34.2mm : J+ g5 E5 v6 S' q2 c
2.求作用在齿轮上的受力 6 R* i+ l' A5 |9 R8 h: a
Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N;
5 j! W  j; ?) g, T# PFt2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 4 E: \& n: ?- A7 j- E) t
3.轴的结构设计
5 _" |# v, ?! A* E1) 拟定轴上零件的装配方案 . z; Q  q# J" [1 T  J. ]
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 & W3 f' p* a, t" o: Y  |
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ' ?8 f8 |( I8 X! T& y0 g
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 : W3 R. t$ C% t5 [' v8 y6 T  e/ G) O/ R
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 0 @& X' ?# M" y; F; E) |$ `
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ) ~- e) g9 p% G  \( C
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 1 ^* k- y! ~) z. X3 N& s
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
, y0 ^2 w$ |! D# @+ o1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。
9 t* R, z3 k! G5 `7 [- ^2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。
9 F1 n# Y& ^7 `- a( S0 Y4 P3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 1 F1 D0 @+ U, z4 b' s5 z0 N% }
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 2 p; Q( }) Q7 y/ a5 X/ g
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。
! m) |( `4 G1 b( N' A6. VI-VIII长度为44mm。 5 q) T9 C' f8 y( b" |4 I( ~; L; M
4. 求轴上的载荷 4 d; D  X+ l1 a- R) j! \1 H
66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N * R0 D* g% D7 R
查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 5 \' L1 P0 z& @, y1 y' t
因为两个齿轮旋向都是左旋。 故:Fa1=638N Fa2=189N
: x& T. r4 q, ?$ L5.精确校核轴的疲劳强度 . I5 B) p8 ~1 w* t+ _+ Q  W
1) 判断危险截面 ! N# x+ [" ~, V/ N' u
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 5 P3 @7 W( x4 I* F- Z
2) 截面IV右侧的
/ h1 \; N4 N4 T7 B+ q截面上的转切应力为
. v6 K( N/ A+ E( N( f/ b/ Q由于轴选用40cr,调质处理,所以([2]P355表15-1) 9 ~  `& k, T( f' Q) {
a) 综合系数的计算
' |& u: e$ V0 r& h/ Z* G" `- s8 w由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , ,
3 z3 }( b4 d% M8 c" M3 D7 Y([2]P38附表3-2经直线插入) - |4 M) T' z& p
轴的材料敏感系数为 , , ([2]P37附图3-1) 故有效应力集中系数为
$ C0 ]- X) L6 h) X" Q查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3)
% {+ [  e( E$ U. A8 I轴采用磨削加工,表面质量系数为 , ([2]P40附图3-4) ' V7 y- `6 w/ E' @
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为
# y# ^, k+ Z/ b% P8 j( B! @. ab) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 ,
$ t6 n: j" Y6 S) F) @/ [c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 ) b$ c* D+ N3 Y6 W$ K
故轴的选用安全。
, l$ G, t1 q5 y8 II轴:
1 O# ]: ?: j! \# ^4 M1.作用在齿轮上的力 ! N9 |$ P! O! H
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5
% \( x7 C! T4 G2.初步确定轴的最小直径 3.轴的结构设计 " B! Y* W6 Y9 N  M+ S/ ^0 l, @
1) 确定轴上零件的装配方案
, ^: d! V+ X3 X" J$ Z9 l6 P( e2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 $ E# z. ?3 O8 k, m& U
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 & x  m% T0 Q0 T$ _4 D
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。
& p/ B+ S1 o6 P) k: Xf) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。
  v( j& ]' p% og) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 $ M0 `& _& x- w0 A8 s) w6 U
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 ( K+ M* G9 X8 {( O+ X) o/ m% ?
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。
+ F7 z& \  s" i( l( F  yj) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。
+ X3 H7 U' U' Z$ @; [2) 各段长度的确定 4 e' ]! ~; X$ H+ o0 k0 }+ S4 Q$ M
各段长度的确定从左到右分述如下:
3 y) V, m2 H; A8 H$ C) L, n/ F; pa) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。
2 W; i; L5 Q7 vb) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 5 Y0 B, M$ M. v, i
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。
, {  H9 y- p8 q5 w; l! wd) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。
' Y& _& w9 R3 O" [2 J: u6 {& de) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。
" G$ U: r+ n5 k- s7 wf) 该段由联轴器孔长决定为42mm
9 q4 P" ^! d$ r# C4.按弯扭合成应力校核轴的强度
4 a3 r* S% R3 J  T7 s1 Q. U$ z& wW=62748N.mm T=39400N.mm
6 N  G/ n1 H/ m; n& Z45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 / r* a' O8 h) c# J0 q0 J4 W
& X* u* r6 p+ V; ~$ [( i
III轴
% _0 G) N( m" q' W1.作用在齿轮上的力 2 G/ d& @7 r7 ]- S# F
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 7 e: x* N4 l7 V1 s% P
2.初步确定轴的最小直径 2 O5 m. P3 M6 g7 I" E. \! K" |
3.轴的结构设计
, A" x; @3 @' [, K1) 轴上零件的装配方案 8 V7 W9 `, l" v
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 + W8 Y1 @- E0 k4 |. D$ k
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 8 H6 H  Y+ u( `0 v+ c) n, b
直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 8 j$ i% D0 Q5 X' `6 ]
5.求轴上的载荷 3 _, ?) x* t8 k" h" T2 |. @% f
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
* p" c& j0 o5 ^+ k  O; f" V5 Y! @6. 弯扭校合 . o1 r% U! Z$ o1 z% ?2 ]
滚动轴承的选择及计算 $ ]+ c1 x) m- F; Q
I轴: , V/ k* Y, `* X( N) H! }
1.求两轴承受到的径向载荷
  l) Z5 L. O+ f$ a" N. Q* Y. G% Q/ B5、 轴承30206的校核 3 p. _' G2 d' t( q5 O
1) 径向力 2) 派生力 3) 轴向力 由于 ,所以轴向力为 ,4) 当量载荷
* m1 W) H; w) v' Q由于 , , 所以 , , , 。
2 ], z. O# D) [1 f* u2 ]) h由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
9 h# F1 h$ \  I1 F4 S5) 轴承寿命的校核
) i" ^4 P2 g* R% U/ @, nII轴: . ], }( A8 x- ], V3 A- L
6、 轴承30307的校核 % U$ [6 `8 P* q8 i2 K
1) 径向力 2) 派生力 3) 轴向力 由于 , 所以轴向力为 ,
6 w( I2 r+ M  @: G- T  ?5 K4) 当量载荷 由于 , ,所以 , , , 。 6 S8 |0 s3 C8 @8 L7 p6 C
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
3 Q! |- x) G) {; x' U  Y5) 轴承寿命的校核 & v2 }2 a; V9 \" U/ d6 y
III轴:
4 A' M) j* l, O+ L3 G7 D" R7、 轴承32214的校核 ) d3 B7 k0 ^0 d
1) 径向力 2) 派生力 3) 轴向力 $ e' T- s8 C) W
由于 ,所以轴向力为 , " J+ N3 x+ A8 G6 ]8 O/ V
4) 当量载荷 由于 , , 所以 , , , 。
2 W0 {% j; X6 u; o; E由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
4 `7 y, M6 q- T  _8 H$ l! v5) 轴承寿命的校核
1 o9 s1 Y: c( F1 f3 k4 W- i# ~键连接的选择及校核计算 * N" T! Z7 ^2 C5 n0 Q: K( O

4 |) ?! i1 ?% H- X) H: C$ b% w代号 直径
- v1 k: L& L8 k; F' T(mm) 工作长度 (mm) 工作高度 (mm) 转矩(N&#8226;m) 极限应力(MPa) + [& {3 D) P" M) L: O
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 8 [- d! `6 u, d1 g
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 9 e' z' M, ~& \+ K
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2
% j$ m1 ^2 \. l. a( R/ z! b低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5
5 A& U7 S8 B" @1 W6 J$ n18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 , H, i6 {! ^# R2 l
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 ; B- q: ?+ K! s; O
连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它 + L1 @) z* U4 p. W4 N# \+ B4 L
高速轴用联轴器的设计计算
' }' {* ^9 \! s" D" G由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , " U# i; q4 G6 u8 K7 P( n, q
计算转矩为
9 a7 S* r" D$ K' x1 M所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) ! ~$ e9 r! ]4 F7 `
其主要参数如下: 8 E' ^7 N: u. l% _* q) h
材料HT200 公称转矩 轴孔直径 , 轴孔长 , 装配尺寸 半联轴器厚
5 z% m$ a( V  }) N([1]P163表17-3)(GB4323-84 ( j# \  _  v- o! F% b3 ]6 L
三、第二个联轴器的设计计算
6 Q/ u! b6 [6 _) \由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , * W3 c; ]- N/ i9 Q) x/ E
计算转矩为 ' y7 G( S1 B" ?) E5 a6 X
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84)
- d) i; j/ t  b& G! Q) _0 j其主要参数如下: & ~# x8 H  p* n2 x2 t
材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 ,装配尺寸 半联轴器厚 - e, k" R  S4 e* }$ u3 s
([1]P163表17-3)(GB4323-84
; E' i8 Z. v0 k! f* f$ Y7 r8 L减速器附件的选择
* z1 X, _$ ]4 j) b: X' h2 e% g通气器
2 M* n( r; R' s* G. N) ?由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 8 E% L- ^; A3 T
油面指示器 选用游标尺M16
, K3 C3 n" ]# _) H& m起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M16×1.5
  V! F2 u% |; V; T, I二、润滑与密封 ; m, ?, n% M- i5 A/ K6 m7 @
一、齿轮的润滑 0 i0 l: c, u% p5 ^' o* [, K8 b. Q
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。
% G$ M# f7 ?% i  ^二、滚动轴承的润滑
( p0 `# n* \8 I) `- f9 V由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 - Y/ N7 e' A+ Q- l4 t' u" v
三、润滑油的选择 # r" d# {3 p/ q
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 , |: Z: i7 s7 O7 g; E4 Z
四、密封方法的选取
0 n: T0 ~6 p" R& O. L5 e& X选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 + p, m8 ^: R9 C: X/ D: U$ J% ?8 }+ [  e
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 % e; p! j7 J9 L- G& m- g
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 % f* R$ U" f3 @, T6 `8 ?& a
设计小结 . X4 t0 _+ p) e4 I/ n. ~' L
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。
发表于 2011-6-27 13:06 | 显示全部楼层
哎 现在在找这个、、、 需要的是 那种 有图的。。。
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