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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 * r" j8 w7 y! G: c5 P
目 录
8 f0 Z* R+ z7 `" R; i/ B设计任务书……………………………………………………1
- ^6 _. x5 @. O: P& P9 h4 ?传动方案的拟定及说明………………………………………4
7 ?# _5 E+ g4 Y0 |4 t6 b- G电动机的选择…………………………………………………4
% X6 ] H5 N9 b3 I计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 % g+ l, X( L1 n- }* R7 P
传动件的设计计算……………………………………………5
, ~# ?! t" u/ R- P- { u4 ~轴的设计计算…………………………………………………8
: ] V5 N& i9 _! |7 X0 d滚动轴承的选择及计算………………………………………14 : E0 @* r+ Y9 D' q, @- G) _
键联接的选择及校核计算……………………………………16
5 F8 C# H) R# p$ V: p) f连轴器的选择…………………………………………………16
& c# h$ L- F/ {6 b/ a6 b: Y减速器附件的选择……………………………………………17
% ?% q# O: I% j# R t: A润滑与密封……………………………………………………18
" @* S+ a* i1 |# E设计小结………………………………………………………18
$ g0 ~# N: U6 ]; g P参考资料目录…………………………………………………18 : M2 L* P$ G6 r
机械设计课程设计任务书 ) x$ x/ t0 j `& R- X/ V
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
0 ` b9 V6 i: P- e- J一. 总体布置简图 # ^# }& v E5 S# A
1—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
' m, c5 x* k8 Q6 M9 P, C, G二. 工作情况: 载荷平稳、单向旋转
: c. b( P; T3 d) |三. 原始数据 - d! Z4 y* `. \: C, z1 ^2 Y
鼓轮的扭矩T(N•m):850 鼓轮的直径D(mm):350 4 q9 ]) m6 e9 X4 N* E3 j
运输带速度V(m/s):0.7 带速允许偏差(%):5 : C/ i0 x! N# G9 o/ Z" P1 d* a) k
使用年限(年):5 工作制度(班/日):2
0 p6 E# h2 m$ m3 u7 q: |& c2 R( O+ |四. 设计内容 ; r$ S' A* f1 N/ O2 K
1. 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
2 Z5 B M# t- c7. 设计计算说明书的编写
! Z& x9 U8 K: `) _# G2 R/ ~ D五. 设计任务
2 c1 Q: `' T% R7 a: V1 J* q3 e' I3 J1. 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 : ?* ^4 Y5 y' ^; g* x. e4 ]: i# s
六. 设计进度 3 ]9 x* e0 [% c, H+ b! S% G
1、 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
, { n( H1 j- ?' V% n3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 * d3 a( Q: Z/ D: |8 }
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
/ u; g: G& ^) M% c K% [传动方案的拟定及说明
/ N$ g6 r/ I4 J+ B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。 ! @4 h! ]' p& W+ p q
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。
$ O3 e- X* V, o( s) S6 ]7 n8 }" T电动机的选择
# N5 L ]- o" r; z3 m$ Y7 S& {1.电动机类型和结构的选择 # @ N' w; s' g0 T$ T
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。 ) y3 O) n9 i/ o6 t# ]* S
2.电动机容量的选择 $ t8 \0 t. t% A! ?* m
1) 工作机所需功率Pw Pw=3.4kW
+ O. d! r8 e; [4 }, [8 c# S6 M2) 电动机的输出功率 Pd=Pw/η η= =0.904 Pd=3.76kW
" q* k: R( \ T$ p4 M5 K3.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 9 A0 U$ h+ |* z7 Y
4.电动机型号的确定
) C1 @5 J0 F& Z( q. M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 4 W9 y+ i8 ~$ [3 ^ w B" v0 G
计算传动装置的运动和动力参数
$ a4 i9 C, {0 B" F" ^传动装置的总传动比及其分配
1 R' E& ~! F0 q; m. g: s1.计算总传动比
5 _" d' n- c3 g! A! v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:
9 z" z- T2 N! N: ti=nm/nw nw=38.4 i=25.14 1 J& |; P5 D3 R9 g: z# ^. ]
2.合理分配各级传动比 - J5 W* J( f& i) M6 _/ V9 S; r
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。
' [( y U- {( e% e因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 * E6 v* r; |1 i9 ^, l
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩
- J# G: v% O/ k0 R" q* F项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
4 ~8 l% l: g# H2 h" o- l* V转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57
. Z% Q# J: u( x' x0 L转矩(N•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
! l$ ]) u! D# m _! H" T1 i传动件设计计算
' X9 R1 k4 L, g! q1. 选精度等级、材料及齿数 , ^6 y, A, m8 q% {8 ^( b
1) 材料及热处理; " ~. E; O# A, G0 q7 H9 r
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。 8 [! |( K" Q% z& M" a
2) 精度等级选用7级精度; ' n' x+ T1 T% [7 ?3 Z" g# m0 T
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; , T( ^6 v, h- E( Q
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 5 |# [' K* a; o( Y; o
2.按齿面接触强度设计 ; @& V8 ~8 R7 l6 l, {" R1 ?! T. W
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 $ I4 v" Q& H( H4 ]" Q4 f5 c Y5 H
按式(10—21)试算,即 dt≥
4 Q7 L! v& L$ h1 t4 a b( N. |7 `1) 确定公式内的各计算数值
% H, c: U% J, n/ Q: K(1) 试选Kt=1.6 (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 : D$ D$ E8 ]) d: o8 _
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1
6 w2 n2 f8 Q' K; ?# r# D( A. R(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62
$ i" h) d* z( E(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa 2 ^4 |. ?, v. O" X) S
(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; - N y5 Z: d$ Y h
(7) 由式10-13计算应力循环次数 3 |( C, {7 D6 K/ E" X
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 N2=N1/5=6.64×107 I" w( v Q2 |2 Z2 h
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95; KHN2=0.98
8 e( `$ t3 b) q* G$ J(9) 计算接触疲劳许用应力
/ Y" f! o3 Q2 X0 D x. g取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 ) H' H3 n& n! V& J# Y7 c5 N, o- E, c
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa [σH]2==0.98×550MPa=539MPa - X# g; _$ @3 @2 b/ y, o
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa , X! T7 C G1 P: T' R# H9 z7 X
2) 计算
& Q4 }9 b/ S: R(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85
- m% L) B# s b$ h6 e1 ~(2) 计算圆周速度 v= = =0.68m/s # W' a+ R4 M$ r# V% J$ k
(3) 计算齿宽b及模数mnt # B1 M. r( q1 ]2 ]: {6 [, y& x; I
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 W% o" F7 r, ?4 `. G
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89
& \; F* w7 w& ~7 m- X(4) 计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
O# b6 e: ?$ f( H8 R7 k8 I(5) 计算载荷系数K
6 \/ p0 C1 x5 n# Y已知载荷平稳,所以取KA=1
1 B# J% J: r. S# G2 @+ r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, 9 v2 b( S& J4 f2 e& w
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 9 b6 ^+ ?/ P0 T/ X
由表10—13查得KFβ=1.36
; I6 `* N( k ^1 u, N2 ~+ s$ s% t由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 : E. |( _, r+ R; O) f, C0 g
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ; b0 M! C: C+ h 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 * i0 [: A! \) ~$ Y
d1= = mm=73.6mm
: X* c7 x$ r! L; W$ c(7) 计算模数mn mn = mm=3.74
9 ~3 X0 _, ]- Y" [1 b9 Q3 A& J# ~3.按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥
) K+ q( w7 B- w. m/ x4 M2 B! |1) 确定计算参数
; T! A! h. p0 u% T. m: N; j(1) 计算载荷系数 + V5 d0 i7 `& J) D2 b; @2 f9 m
K=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
6 S' ~0 E1 T O2 \) ]" t0 C(3) 计算当量齿数 , ^' A8 t1 S \7 T
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 8 f3 X! o) H! ]. d/ c: m' S {
(4) 查取齿型系数 0 V8 B/ x" N9 @4 o0 ]: y. m ~3 D
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 ) U3 J ?7 P7 U7 l' A
(5) 查取应力校正系数 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798
& b" ]$ n6 O+ m$ D(6) 计算[σF] ' N2 N+ Q2 O9 @, i5 \/ t
σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 6 P+ X4 ], M6 {+ _, R
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
+ z% u3 h5 F7 `, M- [(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468
( O6 X& v& {% @# I. f5 @大齿轮的数值大。
. d* B5 S6 K5 }4 c( r2) 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5 " R' _8 Q* r! r$ h7 v7 @+ k
4.几何尺寸计算 6 x/ \% F+ }) ?5 k! Y& R# T2 Y
1) 计算中心距 ' M& F0 a Q4 m0 B& f
z1 =32.9,取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圆整后取255mm
4 F+ E& i4 E; ^4 R4 f* P2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
: q! I! }# C; |3 ]# |# p; ]β=arcos =13 55’50”
7 u6 U' q) j! ]! O6 c; L+ N- v$ @1 g( _3) 计算大、小齿轮的分度圆直径
8 z) B& w& x8 ~, w2 Od1 =85.00mm d2 =425mm
9 T- z" l$ U q: B: h! a4) 计算齿轮宽度
9 z( }7 H4 Z* m6 u. Pb=φdd1 b=85mm B1=90mm,B2=85mm
7 d, G( s2 p5 G) g- ?5) 结构设计 / U" t; ^+ V/ M% J* E! S9 |
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。
( d3 b, Y, a0 A2 P轴的设计计算
2 v9 }9 c) O( {拟定输入轴齿轮为右旋 0 a! K, c6 v! s5 L9 }3 [
II轴:
! I. A+ Y4 w' M) k1.初步确定轴的最小直径 d≥ = =34.2mm
. x `, _+ S4 Q1 q1 H. Q& A3 p2.求作用在齿轮上的受力 " `, n; K7 G) n$ m' A3 m4 [
Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N; % D4 l; o# H1 a; m
Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N # Z* m* `/ w8 Z# d" [
3.轴的结构设计
2 G, {- g& y1 V( F" P8 a1) 拟定轴上零件的装配方案
2 p6 L: E( g m) l2 c2 ~ s+ g5 Ai. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。
9 Z/ f v! W! Tii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。
. Y3 v# v' z8 ]0 niii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。
2 S* V3 g" {( V1 k* Jiv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 # U" `4 z% i+ n
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。
2 C- j @" n \' K- Fvi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 $ }& y. r1 M4 m% T
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 $ e) n* G0 j. I2 f0 O6 K+ T& M4 f
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。
) D$ v/ H# [: Q1 e2. 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。
/ R# t2 \) x) V: c0 ~3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。
/ }7 y5 `$ e6 Q; y8 H1 e3 x4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。
! Y8 O; m- q( `! Y6 P- u; d5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。
( ~- N+ n2 ?6 Y5 y* C d6. VI-VIII长度为44mm。
: h& d) I: i* G" H6 F3 H4. 求轴上的载荷 # ], r7 j6 }% I2 ^6 [* J, V+ I2 w
66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 8 j/ N! v, z/ O% L" t9 {) r
查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 1 ^4 B9 z! _' `3 _: O, _6 o
因为两个齿轮旋向都是左旋。 故:Fa1=638N Fa2=189N * g0 T, o7 n( {* |, y
5.精确校核轴的疲劳强度
; ?5 K ]8 [ q! g G& q+ N; L8 Q1) 判断危险截面
l, Y5 J& ]+ _5 G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
, ?9 {1 u$ B( D( h1 H7 Q2) 截面IV右侧的 / S2 M# ]( G: k. c/ D, L" S* X; H
截面上的转切应力为
8 k1 r z% z: O由于轴选用40cr,调质处理,所以([2]P355表15-1)
, N- S* Y0 B* _' M3 G1 ja) 综合系数的计算 2 ~! S% u) R1 D; N
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 2 s7 l% ~+ K3 ^: j5 \* g6 \$ \- ^
([2]P38附表3-2经直线插入)
* M3 E6 `) W( Y2 {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 & ?( ? F4 u; \4 E1 J4 K4 j6 l& L
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)
" M8 L/ Y9 P" y: f/ S6 g" q轴采用磨削加工,表面质量系数为 , ([2]P40附图3-4)
. _' i1 ~) a2 [# k0 a: d轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 / w8 A2 O4 O& d! i. w- L/ g/ e9 B6 B
b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 , . G& s/ j' V; E# j
c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
1 R4 W& G$ G M" P故轴的选用安全。
x# T: p2 _% [) tI轴:
T9 f$ |" Z8 n9 u9 `/ t1.作用在齿轮上的力 0 e+ ~' x$ M: k' U
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 $ G3 x1 {7 k% q i/ Q' m
2.初步确定轴的最小直径 3.轴的结构设计 3 ?0 ~ V$ k$ J: }+ R- T0 A0 e
1) 确定轴上零件的装配方案 1 \% I3 X# r% T" {: h
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ' y- G$ Z( e, W+ S
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。 ! h6 ]$ D6 r- O. v8 ?3 T- b& f
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。
. [0 N: X9 H1 m+ u/ h! Of) 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。 # r8 B# ?/ l+ W0 U5 W
g) 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。
5 R$ n% q$ ]2 Eh) 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。
% G7 f/ O. j6 C4 ji) 轴肩固定轴承,直径为42mm。
& T4 \6 _% P: w( x: Q6 Lj) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。
9 | {5 i" U8 Y0 G( U8 J# H. W- [3 A2) 各段长度的确定
5 s' B0 n. A [* t各段长度的确定从左到右分述如下: 7 ?1 \( T8 X- p6 O% M! {
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 0 v( |$ F7 S) y/ I! P
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 ) l9 x1 t) h9 t5 l6 J" N
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。
2 ^7 R* [% e& y1 vd) 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。
7 o" O8 ?8 s- o' n' Q9 A! Ie) 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。
7 N6 `0 `4 K1 Df) 该段由联轴器孔长决定为42mm
. y z, Z4 q& b+ B2 r7 a7 b4.按弯扭合成应力校核轴的强度 * U3 T- O0 S1 u- ^
W=62748N.mm T=39400N.mm , \3 e) N3 |* b
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。
! h! f( t) B# Q8 H; R1 c
6 S6 S0 W& ^* z2 tIII轴 4 Q" G" G9 ]8 p: F6 P5 I
1.作用在齿轮上的力 5 O a2 W2 V6 s8 L
FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
0 `5 N1 c( h( C, n2.初步确定轴的最小直径 1 g( A6 Z% W, _5 q6 I! c$ p# s
3.轴的结构设计 $ b; B5 h5 R1 B3 y j) z, Y2 m# L1 ?
1) 轴上零件的装配方案 % p6 n. D$ D, g8 ?- M! G% D
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
. S O9 X; {* D+ lI-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
0 I) t4 F7 J% c O* S, f直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
9 T+ E0 K2 J% Y* L7 l- F5.求轴上的载荷 d" `3 \0 W8 [9 S
Mm=316767N.mm T=925200N.mm
5 @9 t2 l8 U- [6. 弯扭校合
% P& M2 r$ v! L" z% M2 f% X滚动轴承的选择及计算 4 |5 b5 Z5 _. U& r5 T* D* W! M7 k7 F
I轴:
8 e! D# R/ Z4 [7 i, k1.求两轴承受到的径向载荷 1 i8 U, ?$ U. L4 W4 M! c3 p+ K- f
5、 轴承30206的校核 + q6 O7 h. [' [3 q) Z& J
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 ' i5 x/ z" B% K0 B+ e
由于 , , 所以 , , , 。
# _- C* @. L) Q1 p1 R. Y由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
/ m5 Z9 |- A+ ?' R% g; k. G) `5) 轴承寿命的校核 2 H9 v% |7 y& D4 V0 e( F% x3 O
II轴:
% \. _, X2 M8 o3 t) T, {3 ]- \ G6、 轴承30307的校核
) v. h; H+ `1 Q, O1) 径向力 2) 派生力 3) 轴向力 由于 , 所以轴向力为 ,
- z* S' N# c; e+ |4) 当量载荷 由于 , ,所以 , , , 。
: D, ~9 \6 w a/ o由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 & `) V6 P9 \0 V! l7 A7 u' ~
5) 轴承寿命的校核 , I% B! b6 y2 L K
III轴:
6 P H( @; e# P5 `# u7、 轴承32214的校核
( E2 s7 H; _) z1) 径向力 2) 派生力 3) 轴向力 , R7 p3 y# m k$ z8 Y
由于 ,所以轴向力为 , $ d' |, e( Z. Q, S
4) 当量载荷 由于 , , 所以 , , , 。 n6 @; z+ o) q+ v
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 - `) ~! h8 u6 s: t( I, F( o6 c
5) 轴承寿命的校核
. n2 x8 Q' [, R9 h$ F1 f+ S) u键连接的选择及校核计算
0 A7 c1 s7 y$ s& Y* W
, |' B# N( L+ ^0 N# t0 A& z& |代号 直径
" l0 l2 l+ i+ {8 {6 B3 r(mm) 工作长度 (mm) 工作高度 (mm) 转矩(N•m) 极限应力(MPa) ) T* y8 k3 o; B# U2 ~6 @
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 6 W* c! b c0 m9 g5 Z% @% F
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 - W) w& V" H4 j0 h F, T
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 + ^- E3 D# G' n6 I
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5
+ C( v: p% j: o5 ?2 }$ w0 B$ Z18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 ) x+ l3 s% Z2 ?4 G
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。
/ L. z- k. j! g( ]$ [) `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 $ N' W, B4 s" T
高速轴用联轴器的设计计算
" `$ Q* b/ i/ Y T$ l3 ^6 g: Y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 ,
5 y# m L( T) O- ^计算转矩为 j. l8 Z) N. ]
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) 6 u, H, n) d, _( I
其主要参数如下:
( d8 h2 x: _- V: m材料HT200 公称转矩 轴孔直径 , 轴孔长 , 装配尺寸 半联轴器厚 " D. Z3 x, `: {/ {$ }1 g
([1]P163表17-3)(GB4323-84
9 R1 c: Y" C; R) q& ~三、第二个联轴器的设计计算 0 K4 ^* }+ N/ Q3 I3 a. 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 ,
& Z' {7 |- A5 j6 ~$ n- Z; |8 _计算转矩为
3 J6 X9 r0 u6 d i5 h6 {# _4 v. i3 o, ~所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84)
! K) }" c! {$ |& v# p: b% p/ q* \5 Y其主要参数如下:
) U+ W/ I' p9 A6 d/ A, R材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 ,装配尺寸 半联轴器厚
% R, j$ o* u2 ~2 s# J: {([1]P163表17-3)(GB4323-84 / M' I. z2 l8 A7 j/ U
减速器附件的选择 7 Z3 ]! v& D h, D8 I4 f
通气器
7 P1 K2 ^2 p8 G9 p* Q由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 & X2 B( `6 W1 I: S
油面指示器 选用游标尺M16 0 F6 }+ H& S' M& _5 ^
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 + R* @$ p( c9 ~5 V8 o" e
二、润滑与密封
' X( y2 c( q0 u一、齿轮的润滑 s5 F6 _& A$ u: u1 ]9 w7 [/ {
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。
8 p* G0 ~# q v y* G$ ?二、滚动轴承的润滑 / C, F K( ]7 R% f- _) b
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3 v2 r0 t8 D7 T' ]
三、润滑油的选择
7 Y( o, J6 T8 n' A7 u" o7 I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。
. N3 n- o2 v2 G& Y$ z- l四、密封方法的选取
4 j0 z5 F/ G# o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。
! J& w0 ~0 W$ U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。 . y# v( A! P% R5 Z7 |8 ]+ c s
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
; m1 m* d* f6 C+ W; t$ M, p设计小结 & v1 G( c6 E. G2 K9 _: d; D4 @
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。 |
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