二級減速器課程設(shè)計--帶式運輸機(jī)傳動裝置（二級斜齒輪展開式）

上傳人：奔*** IP屬地：河北更新時間：2024-03-01 格式：doc 頁數(shù)：33 大?。?.65MB 人氣指數(shù)：12 舉報 版權(quán)申訴

已閱讀1頁，還剩32頁未讀，繼續(xù)免費閱讀

版權(quán)說明：本文檔由用戶提供并上傳，收益歸屬內(nèi)容提供方，若內(nèi)容存在侵權(quán)，請進(jìn)行舉報或認(rèn)領(lǐng)

文檔簡介

1、　　課程教學(xué) 論文　　題目：機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計　　學(xué) 院： 　　姓名： 　　學(xué) 號：<

2、p>　　專業(yè)：機(jī)械設(shè)計制造及其自動化　　年級： 　　指導(dǎo)教師： 　　二0 一二年十二月　　目錄<

3、;p>　　第一章設(shè)計任務(wù)書（設(shè)計題目）3　　第二章設(shè)計要求3　　第三章設(shè)計步驟3　　1.傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計3　　2.電動機(jī)的選擇4　　3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5<

4、;p>　　4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5　　5.減速器傳動零件的設(shè)計計算6　　5.1帶傳動設(shè)計7　　5.2 齒輪的設(shè)計9　　6.減速器軸的設(shè)計計算18　　6.1 高速軸的設(shè)計計算18

5、　　6.2 中間軸的設(shè)計計算21　　6.3 低速軸的設(shè)計計算24　　7.減速器軸承的選擇及其壽命驗算27　　8.鍵聯(lián)接的選擇28　　1.高速軸上鍵的強度校核28　　2.中間軸上鍵的強度校核28<

6、/p>　　3.低速軸上鍵的強度校29　　9.聯(lián)軸器的選擇29　　10.減速器箱體及附件設(shè)計29　　11.減速器潤滑方式及密封種類的選擇32　　第四章參考資料33　　設(shè)計任務(wù)書（設(shè)計題目）&l

7、t;/p>　　設(shè)計題目：帶式運輸機(jī)傳動裝置（二級斜齒輪展開式）　　已知條件　　說明：1.帶式輸送機(jī)在生產(chǎn)車間沿生產(chǎn)線運送成件產(chǎn)品，環(huán)境清潔，運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定。　　2.工作壽命為20年，每年300個工作日，每日工作16小時。</p&g

8、t;　　設(shè)計要求　　1.減速器裝配圖一張(A1)。　　2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(齒輪4張和軸2張)。　　3.設(shè)計說明書一份。　　設(shè)計步驟&l

9、t;p>　　傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計　　1. 組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。　　2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，　　要求軸有較大的剛度。　　3. 確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將

10、V帶設(shè)置在高速級。　　其傳動方案如下：　　圖一:(傳動裝置總體設(shè)計簡圖)　　初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。　　選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。<b&g

11、t;　　傳動裝置的總效率　　＝0.95×××0.97×0.96＝0.759；　　為V帶的效率0.95, η2為滾動軸承的效率0.98，　　為齒輪傳動的效率0.95（齒輪為7級精度，油脂潤滑.　　因是薄壁防護(hù)罩,采

12、用開式效率計算)。　　為聯(lián)軸器的效率0.97，為滾筒的效率0.96。　　2.電動機(jī)的選擇　　根據(jù)已知條件F、V和D，確定求出輸送帶的功率Pw=FV\1000(KW)=6.5*1.2=7.8KW.　　電動機(jī)所需工作功率為： P＝P/η

13、＝7.8\0.759=10.28kw，卷筒轉(zhuǎn)速為n＝=57.30 r/min。　　經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，則總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×57.3=916.8～9168 r/min.　　綜合考慮電動機(jī)和傳

14、動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，　　選定型號為Y160M—4的三相異步電動機(jī)，額定功率為11kw.　　額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1460 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。　　3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比　　（1）

15、總傳動比　　由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1460/57.3＝25.48　?。?）分配傳動裝置傳動比　　＝×</p&

16、gt;　　式中，分別為帶傳動和減速器的傳動比。　　為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步?。?.5，則減速器傳動比為＝＝25.48/2.5＝10.19　　根據(jù)各原則，查機(jī)械設(shè)計手冊圖得高速級傳動比為＝3.73，則＝＝2.73.　　4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)<p

17、>　?。?）　各軸轉(zhuǎn)速　?。剑?460/2.5＝584r/min　?。剑?84/3.73＝156.57r/min　?。?#160;/ ＝156.57/2.73=57.35 r/min　　==57.35 r/min<

18、;/p>　　，分別為高速軸、低速軸轉(zhuǎn)速。　?。?）　各軸輸入功率　　＝×＝10.28×0.95＝9.87kW　?。?#215;η2×＝9.87×0.98×0.95＝9.19kW　?。?#215;

19、η2×＝9.19×0.98×0.95＝8.55kW　?。?#215;η2×η4=8.55×0.98×0.97＝8.13kW　　則各軸的輸出功率： 　?。?#215;0.98=9.67 kW

20、?。?#215;0.98=9kW　?。?#215;0.98=8.38kW　?。?#215;0.98=7.97 kW　　各軸輸入轉(zhuǎn)矩　　=×× N·m</p&g

21、t;　　電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×10.28/1460=67.24 N·m　　各軸輸入扭矩：＝9550/=161.38N·m　?。?550/=560.40N·m　?。?550 /=1424.33N·m</p&g

22、t;　　=9550/=1312.52 N·m　　，分別為高速軸，低速軸轉(zhuǎn)矩　　輸出轉(zhuǎn)矩：＝×0.98=158.15 N·m　?。?#215;0.98=549.19N·m　?。?#215;0.98=1395.52

23、N·m　　＝×0.98=1286.3 N·m　　運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表　　5.減速器傳動零件的設(shè)計計算　　5.1 V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表　　1.各傳動比<

24、/p>　　2. 各軸轉(zhuǎn)速n　　3. 各軸輸入功率 P　　4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T　　5.1帶傳動設(shè)計　　1.確定計算功率P</

25、p>　　據(jù)[2]表8-7查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有：　　P=KP　　2．選擇V帶帶型　　據(jù)P和n有[2]圖8-11選用A帶。　　3．確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗算帶速

26、　?。?）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d由表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=90mm。　?。?）驗算帶速v，有：　　=6.88　　因為6.88m/s在5m/s~30m/s之間，故帶速合適。　　（3）計

27、算大帶輪基準(zhǔn)直徑d　　根據(jù)表8-8取=224mm　　4．確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度L 　　(1)據(jù)式8-20初定中心距a=320mm　　(2)計算帶所需的基準(zhǔn)長度　　=1147mm</

28、p>　　由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度L=1120mm　?。?）計算實際中心距　　中心局變動范圍：　　5．驗算小帶輪上的包角　　6．計算帶的根數(shù)z&l

29、t;p>　?。?）計算單根V帶的額定功率P　　由和r/min查表8-4a得　　P=1.07KW　　據(jù)n=1460，i=2.5和A型帶，查8-4b得　　P=0.17KW

30、　　查表8-5得K=0.93，K=0.91，于是：　　P=(P+P)KK　　=（1.07+0.17）0.930.91 =1.05KW　?。?）計算V帶根數(shù)z　　故取11根。<

31、;/p>　　7．計算單根V帶的初拉力最小值（F）　　由表8-3得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1。所以　　=131.66N　　應(yīng)使實際拉力F大于（F）　　8．計算壓軸力F&

32、lt;/p>　　壓軸力的最小值為：　?。‵）=2（F）sin=211131.660.976　　=2827N　　9．帶輪設(shè)計<

33、b>　　（1）小帶輪設(shè)計　　由Y160M-4電動機(jī)可知其軸伸直徑為d=42mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=42mm。由表14-18可知小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪。　　（2）大帶輪設(shè)計　　大帶輪軸孔取30mm，由表14-18可知其結(jié)構(gòu)為輻板式。

34、　　10. 帶輪主要參數(shù)　　5.2 齒輪的設(shè)計　　（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算　　齒輪材料，熱處理及精度　　考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪　?。?/p>

35、1）齒輪材料及熱處理　?、?材料：高速級大、小齒輪選用40cr,并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48—55HBC 取小齒齒數(shù)=22 Z=i×Z=3.73×22=82.06 取Z=83.　?、?齒輪精度</p

36、>　　按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。　?、圻x取螺旋角。初選螺旋角=14　?。玻醪皆O(shè)計齒輪傳動的主要尺寸　　按齒面接觸強度設(shè)計　　確定各參數(shù)的值:</b&g

37、t;　　①試選=1.6　　查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 　　由課本圖10-26 　　則　?、谟烧n本公式10-13計算應(yīng)力值

38、環(huán)數(shù)　　N=60nj =60×584×1×（2×8×300×20）　　=3.36384×10h　　N=9.02×10h (3.73為齒數(shù)比,即3.73=)　?、鄄檎n本10-19圖得：K=0.

39、94 K=0.96　?、荦X輪的疲勞強度極限，由圖10-21e查得==1100.　　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:　　[]==0.94×1100=1034 　　[]==0.96×1100=1056 </

40、p>　　許用接觸應(yīng)力 　?、莶檎n本表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1　?、扌↓X輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：　　T=95.5×10×=95.5×10×9.87/584<

41、;p>　　=16.14×10N.mm　　3.設(shè)計計算　?、傩↓X輪的分度圓直徑d　　=　?、谟嬎銏A周速度

42、;　　③計算齒寬b和模數(shù)　　計算齒寬b　　b==43.2mm　　計算摸數(shù)m　　=&

43、lt;/p>　?、苡嬎泯X寬與高之比　　齒高h(yuǎn)=2.25 =2.25×1.9=4.274　　= =10.10　?、萦嬎憧v向重合度<p&

44、gt;　　=0.318=1.744　?、抻嬎爿d荷系數(shù)K　　使用系數(shù)=1　　根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動載系數(shù)K=1.05,　　查課本由圖10-4得K=1.326

45、　　查課本由圖10-13得: K=1.28　　查課本由表10-3 得: K==1.2　　故載荷系數(shù):K＝K K K K =1×1.05×1.2×1.326=1.67　?、甙磳嶋H載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑　　d=d=43.

46、2×=43.8　?、嘤嬎隳?shù)　　=　　4. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計　　由彎曲強度的設(shè)計公式　　≥</p

47、>　　⑴ 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值　?、?#160; 計算載荷系數(shù)K　　K＝K K K K=1×1.05×1.2×1.326＝1.67　　計算當(dāng)量齒數(shù)

48、　　z＝z/cos＝22/ cos14＝24.08 　　z＝z/cos＝83/ cos14＝90.8　?、?#160; 查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y　　查課本由表10-5得:　　齒形系數(shù)Y＝

49、2.65 Y＝2.20　　應(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.58 Y＝1.78　　由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限　　由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.88 K=0.95 　?、?#160; 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力</p&

50、gt;　　取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4　　[]=　　[]=　　⑤ 計算大小齒輪的 　　小齒輪的數(shù)值大.</

51、p>　　⑵ 設(shè)計計算　　計算模數(shù)　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=43

52、.8來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:　　z==21.2 取z=30　　那么z=3.73×30=111.9，取z=112。 　?、?幾何尺寸計算　　計算中心距 a===146.35　　將中心距圓整為1

53、47　　按圓整后的中心距修正螺旋角　　=arccos　　因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正.　　計算大.小齒輪的分度圓直徑　　d==62

54、;　　d==231.9　　計算齒輪寬度　　B=　　圓整的 　?。ǘ?低速級齒輪傳動的設(shè)計

55、計算　?、?材料：低速級小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 280HBS 取小齒齒數(shù)=30大齒輪選用鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為 240HBS z=2.73×30=81.9 圓整取z=82.　?、?齒輪精度　　按GB/T10095－1998，選擇7級

56、，齒根噴丸強化。　?、?按齒面接觸強度設(shè)計　　1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值　　①試選K=1.6　?、诓檎n本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45　　③試選,查課本由圖10-26查得<

57、/p>　　=0.78 =0.88 =0.78+0.88=1.66　　應(yīng)力循環(huán)次數(shù)　　N=60×n×j×L=60×156.57×1×(2×8×300×20)

58、　　=9.018×10 　　N=3.303×10　　由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)　　K=0.98 K= 1.009 　　查課本由圖10-21d　　按齒面硬度查得小齒輪

59、的接觸疲勞強度極限,　　大齒輪的接觸疲勞強度極限　　取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力　　[]==　　[]==1.009×550/1=554.95

60、;　　[571.5　　查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP　　選取齒寬系數(shù) 　　T=95.5×10×=95.5×10×9.19/156.57　　=56.05×10N.mm&

61、lt;/p>　　=99　　2. 計算圓周速度　　0.81　　3. 計算齒寬　　b=d=1×99=99</p

62、>　　4. 計算齒寬與齒高之比　　模數(shù) m= 　　齒高 h=2.25×m=2.25×3.2=7.2　　=99/7.2=13.75　　5. 計算縱向重合度

63、;　　6. 計算載荷系數(shù)K　　K=1.339　　使用系數(shù)K=1 　　同高速齒輪的設(shè)計,查表選取各數(shù)值　　=1.04 K=1.35 K=K=1.2<

64、b>　　故載荷系數(shù)　　K＝=1×1.04×1.2×1.339=1.671　　7. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑　　d=d=99×　　計算模數(shù)

65、　　3. 按齒根彎曲強度設(shè)計　　m≥　?、宕_定公式內(nèi)各計算數(shù)值　?。?）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝56.05N·mm</p&

66、gt;　?。?）確定齒數(shù)z　　因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.73×30＝81.9　?。?）初選齒寬系數(shù)　　按

67、對稱布置，由表查得＝1　?。?）初選螺旋角　　初定螺旋角＝14　?。?）載荷系數(shù)K　　K＝

68、K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848　?。?）當(dāng)量齒數(shù) 　　z＝z/cos＝30/ cos14＝32.84 　　z＝z/cos＝82/ cos14＝89.76<

69、p>　　由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y　?。?）計算大小齒輪的 　　查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限　　查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)　　K=0.86

70、 K=0.9 S=1.4　　[]=　　[]=　　計算大小齒輪的,并加以比較　　大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.　　計算

71、模數(shù)　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=100.44來計算應(yīng)有的齒數(shù).　　z==32.48 取z=33　　z=2.7

72、3×33=90.09 取z=91　?、?初算主要尺寸　　計算中心距 a===191.7　　將中心距圓整為192　　修正螺旋角　　=arccos<

73、/b>　　因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正　　分度圓直徑　　d==102　　d==281.8 <b&g

74、t;　　計算齒輪寬度　　圓整后取 　?。ㄈ?、齒輪傳動參數(shù)表 (=14 º) 　　6.減速器軸的設(shè)計計算　　6.1 高速軸的設(shè)計計算　　1.求軸上的功率，

75、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩　　由前面算得P1=9.87KW，n1=584r/min，T 1=1.61N　　2.求作用在齒輪上的力　　已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=62mm　　而 Ft=5193.5N　　Fr=F5193.5=1890.8

76、N　　軸向力Fa= F t =1294.8 N　　3.初步確定軸的最小直徑　　現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)表15-3，取A=110，于是得：　　d=A28mm　　因

77、為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=29mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=30mm，查表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。　　軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計　?。?）擬定軸上零件的裝配方案　　通過分析比較，裝配示意圖6-1

78、 　　圖6-1 　?。?）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　1）I-II段是與帶輪連接的其d=30mm，L=76mm。　　2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)

79、計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取L=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=32mm。　　3）初選軸承，因為有軸向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據(jù)d=32mm，由軸承目錄里初選3207號其尺寸為d=35mm72mm17mm故d=35mm。又右邊采用軸肩定位取=38mm所以L=129mm，=42mm，=12mm</p

80、>　　4）取安裝齒輪段軸徑為d=38mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為65mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取L=64mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，且繼續(xù)選用3207軸承，則此處d=35mm。取L=45mm　?。?）軸上零件的周向定位　　齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由

81、表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵8，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。　?。?）確定軸上圓角和倒角尺寸　　由表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。

82、　　5.求軸上的載荷　　先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖6-2　　圖6-2　　現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下：　　F=91480N F=2578

83、20N 　　F=33300N F=93830N　　M=18434KN 　　M=6710KN 　　M=6709KN M==19617KN M==KN

84、;　　T=174.65N　　6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度　　進(jìn)行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應(yīng)力:　　=32.54MP</b&g

85、t;　　前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表15-1　　查得[]=60Mp，，故安全。　　6.2 中間軸的設(shè)計計算　　1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩　　由前面的計算得P2=9.19KW，n2=156.57，T =5.604N&l

86、t;/p>　　2.求作用在齒輪上的力　　已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=231.9mm d=102mm　　而 F=4827N　　F=F4827=1757N　　同理可解得：

87、　　F=10980N，F(xiàn)=Ft23996N Fa2=Ft2tan=2737.6　　3.初步確定軸的最小直徑　　現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由表15-3，取A=110，于是得：　　d=A42.75mm　　因為軸上應(yīng)開2個鍵槽，所

88、以軸徑應(yīng)增大5%-7%故d=45.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作條件可選3210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以L=46mm 　　4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計　?。?）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-

89、3　　圖6-3　?。?）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為62mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取L=60mm，d=56mm。　　2）II

90、I-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應(yīng)由同軸條件計算得L =15mm，d=68mm。 　　3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為102mm可取L=99mm，d=56mm　　4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承3210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 L =47mm d=50mm

91、 　?。?）軸上零件的周向定位　　兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。　　（4）確定軸上圓角和倒角尺寸　　參考表15-2取軸端倒

92、角為2.個軸肩處圓覺角見圖。　　5.求軸上的載荷　　先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下：　　F=719N F=2822N F=4107N F=7158N　　M=49611N

93、 　　M=253980Nmm 　　M=-283383N　　M=-644220N　　M==284000N　　M==690000N　　圖6-4</

94、b>　　6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度　　進(jìn)行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和Ⅵ的右側(cè)是軸的危險截面,對該軸進(jìn)行詳細(xì)校核，對于截面B則根據(jù)[2]式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力　　=50.6MP</

95、p>　　前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，。　　對于Ⅵ的右側(cè)　　由[2]表15-1查得 　　由[2]表3-8查得 　　由[2]附圖3-4查得

96、;　　由[2]中和得碳鋼的特性系數(shù)，取，　　故綜合系數(shù)為　　故Ⅵ右側(cè)的安全系數(shù)為　　>S=1.5　　故該軸在截面Ⅵ的右側(cè)的強度也是足夠的。<

97、;p>　　綜上所述該軸安全。　　6.3 低速軸的設(shè)計計算　　1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩　　由前面算得P3=8.55KW，n3=57.35r/min，T=1.424N　　2.求作用在齒輪上的力<p&

98、gt;　　已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=281.8mm　　而 F=10135N　　F=F101353689N　　Fa=Fttan=2527　　3.初步確定軸的最小直徑　　現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處

99、理據(jù)表15-3，取A=110，于是得：　　d=A58.32mm　　同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查表14-1取K=1.3.則：T　　按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查表可選用L4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，

100、半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=132mm。　　軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計　?。?）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-5　　圖6-5　?。?）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p&g

101、t;　　1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取L=130mm.　　2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =65mm和方便拆裝可取L=95mm。

102、 　　3）初選軸承，因為有軸向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承目錄里初選3214號其尺寸為d=70mm125mm24mm，L=24mm由于右邊是軸肩定位，d=82mm，L=79mm，d=88mmmm，L=12mm。　　4）取安裝齒輪段軸徑為d=80mm，已知齒輪寬為107mm取L=104mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位，

103、軸肩高h(yuǎn)=6mm則此處d=70mm。取L=48mm　?。?）軸上零件的周向定位　　齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為110mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵2290齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。</p&

104、gt;　?。?）確定軸上圓角和倒角尺寸　　參考表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。　　5.求軸上的載荷　　先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-6。　　現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下

105、：　　F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N　　M=-211990N M=582384N　　M==620000N　　圖6-6　　6.按彎扭合

106、成應(yīng)力校核軸的強度　　進(jìn)行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力　　=24.0MP　　前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由[2]表15-1</p

107、>　　查得[]=60Mp，，故安全。　　7.減速器軸承的選擇及其壽命驗算　　1.高速軸上選用深溝球軸承3207　　預(yù)期壽命：　　已知=1890.8N =1294.8N /<e則</p&

108、gt;　　N，　　h<96000h　　故 I軸上的軸承3207在四年大修時進(jìn)行更換。　　2.中間軸選用深溝球軸承3210　　預(yù)期壽命：</b&g

109、t;　　已知=3996N=2737.6N /<e ，　　71527h<96000h　　故II軸上軸承3210須在四年大修時進(jìn)行更換。　　3.低速軸選用深溝球軸承3214　　預(yù)期壽命：

110、　　已知=3689N =2527N /<e　　1301068h>96000h　　故III軸上的軸承3214滿足要求。　　8.鍵聯(lián)接的選擇<b&g

111、t;　　都選用圓頭平鍵聯(lián)接　　1.高速軸上鍵的強度校核　　查表6-2得許用擠壓應(yīng)力為　　V-V段鍵與鍵槽接觸疲勞強度　　故此鍵能安全工作。　　在段與鍵槽接觸疲勞強度<

112、/p>　　故此鍵能安全工作。　　2.中間軸上鍵的強度校核　　查表6-2得許用擠壓應(yīng)力為　　II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強度　　故此鍵能安全工作。

113、　　IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度　　故此鍵能安全工作。　　3.低速軸上鍵的強度校　　查表6-2得許用擠壓應(yīng)力為　　I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度　　故此鍵

114、能安全工作。　?、?Ⅶ段與鍵槽接觸疲勞強度　　故此鍵能安全工作。　　9.聯(lián)軸器的選擇　　由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟(jì)問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器&

115、lt;/p>　　減速器的出口端　　由表14-1查得KA=1.5　　Tca=KAT4=1.51312.5=1968.75Nm　　選用L型（GB/T 5014-2003）彈性柱銷聯(lián)軸器，采用Y型軸孔，C型鍵，軸孔直徑d=63mm軸孔長度為L=132mm

116、。　　10.減速器箱體及附件設(shè)計　　1.箱體設(shè)計　　注釋：a取低速級中心距，a＝192mm　　2.附件　　為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組

117、合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計。　　11.減速器潤滑方式及密封種類的選擇　　1.潤滑　　本設(shè)計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當(dāng)?shù)挠蜏蟻?/p>

118、把油引入各個軸承中。　　1）.齒輪的潤滑　　采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為30～50㎜。　　取為60㎜。　　2）.滾動軸承的潤滑

119、由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。　　3）.潤滑油的選擇　　齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。　　2.密封形式　　用凸緣式端蓋易于調(diào)整，

120、采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。　　軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。　　參考資料　　1 宋寶玉，王連明主編，機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計，第3版。哈爾濱：哈濱工業(yè)大學(xué)出版社，2008年1月。　　2 濮良貴，紀(jì)明剛

121、主編，機(jī)械設(shè)計，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。　　3 蔡春源主編，機(jī)械設(shè)計手冊齒輪傳動，第4版，北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007年3月。　　4 吳宗澤主編，機(jī)械零件設(shè)計手冊，第10版，北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003年11月。　　5 吳宗澤，羅圣國主編，機(jī)械課程設(shè)計手冊，第3版，北京：高等教育出

眾賞文庫> 全部分類> 畢業(yè)設(shè)計

溫馨提示

1. 本站所有資源如無特殊說明，都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
2. 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等，如果需要附件，請聯(lián)系上傳者。文件的所有權(quán)益歸上傳用戶所有。
3. 本站RAR壓縮包中若帶圖紙，網(wǎng)頁內(nèi)容里面會有圖紙預(yù)覽，若沒有圖紙預(yù)覽就沒有圖紙。
4. 未經(jīng)權(quán)益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
5. 眾賞文庫僅提供信息存儲空間，僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護(hù)處理，對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯，并不能對任何下載內(nèi)容負(fù)責(zé)。
6. 下載文件中如有侵權(quán)或不適當(dāng)內(nèi)容，請與我們聯(lián)系，我們立即糾正。
7. 本站不保證下載資源的準(zhǔn)確性、安全性和完整性, 同時也不承擔(dān)用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。

二級減速器課程設(shè)計--帶式運輸機(jī)傳動裝置（二級斜齒輪展開式）

文檔簡介

溫馨提示

最新文檔

評論

二級減速器課程設(shè)計--帶式運輸機(jī)傳動裝置（二級斜齒輪展開式）

文檔簡介

溫馨提示

最新文檔

評論

免費下載