單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計P=3436wn=130rm含3張CAD圖
單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計P=3436wn=130rm含3張CAD圖,單級斜齒,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計,rm,cad
目錄前 言II第一部分 設(shè)計任務(wù)書11.1設(shè)計題目11.2畢業(yè)設(shè)計提供的原始數(shù)據(jù)資料11.3設(shè)計內(nèi)容及要求1第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案22.1 傳動方案特點22.2 計算傳動裝置總效率2第三部分 電動機的選擇23.1 電動機的選擇23.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4第五部分 齒輪傳動的設(shè)計5第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計126.1 輸入軸的設(shè)計126.2 輸出軸的設(shè)計17第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算227.1 輸入軸鍵選擇與校核237.2 輸出軸鍵選擇與校核23第八部分 軸承的選擇及校核計算238.1 輸入軸的軸承計算與校核248.2 輸出軸的軸承計算與校核24第九部分 聯(lián)軸器的選擇259.1 輸入軸處聯(lián)軸器259.2 輸出軸處聯(lián)軸器25第十部分 減速器的潤滑和密封2610.1 減速器的潤滑2610.2 減速器的密封27第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸2711.1 減速器附件的設(shè)計與選取2811.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸33設(shè)計小結(jié)36參考文獻37前 言大學(xué)期間學(xué)了機械設(shè)計,在理論上有了一些基礎(chǔ),但究竟自己掌握了多少,卻不清楚。并且“紙上學(xué)來終覺淺,要知此事需躬行”。正好學(xué)校又安排了畢業(yè)設(shè)計,所以決定這次一定要在自己能力范圍內(nèi)把它做到最好。本次機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計是首次進行較全面的機械設(shè)計訓(xùn)練,也是機械設(shè)計課程的一個重要教學(xué)環(huán)節(jié)。第一,機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計的目的是:通過機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計,綜合運用機械設(shè)計課程和其它有關(guān)先修課程的理論和知識,結(jié)合生產(chǎn)實際知識,使學(xué)生所學(xué)的理論知識得到鞏固,深化和擴展。第二、機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計,通過設(shè)計實踐,樹立正確的設(shè)計思想,初步培養(yǎng)學(xué)生對機械工程設(shè)計的獨立工作能力,使學(xué)生具有初步的機構(gòu)選型與組合和確定傳動方案的能力,為今后的設(shè)計工作打下良好的基礎(chǔ),培養(yǎng)團隊協(xié)作,相互配合的工作作風(fēng)。第三、進行機械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練,如計算、繪圖、熟悉和運用設(shè)計資料(手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等)以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù),進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。第四、機械設(shè)計要注意的問題:獨立思考,繼承創(chuàng)新,強調(diào)實用經(jīng)濟性,使用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范,及時檢查和整理計算結(jié)果。機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計的題目是設(shè)計某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器中的低速軸,設(shè)計內(nèi)容包括:確定傳動裝置總體設(shè)計方案,選擇電動機;計算傳動裝置運動和動力的參數(shù);傳動零件,軸的設(shè)計計算;軸承,聯(lián)軸器,潤滑,密封和聯(lián)接件的選擇與校核計算;箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計;繪制裝配工作圖及零件工作圖;編寫設(shè)計說明書;畢業(yè)設(shè)計總結(jié);最后完成答辯。該某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器中的低速軸設(shè)計基本上符合生產(chǎn)設(shè)計要求,限于作者初學(xué)水平,錯誤及不妥之處望老師批評指正。III第一部分 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目設(shè)計某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器中的低速軸1.2畢業(yè)設(shè)計提供的原始數(shù)據(jù)資料 已經(jīng)電動機額定功率P=4KW,轉(zhuǎn)速,低速軸轉(zhuǎn)速,大齒輪節(jié)圓直徑,寬度,輪齒螺旋角,法面壓力角,單級齒輪減速器簡圖如圖所示。單級齒輪減速器簡圖1.3設(shè)計內(nèi)容及要求1.內(nèi)容:(1)完成軸的全部結(jié)構(gòu)設(shè)計(2)驗算軸的強度并校核軸的截面是否安全2.要求: (1)繪制軸的工作圖(1號圖紙);(2)設(shè)計說明書一份,約60008000字。(16開設(shè)計紙、封面)第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1 傳動方案特點1.組成:傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點:齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案:根據(jù)任務(wù)書要求,確定傳動方案為電動機-斜齒圓柱齒輪減速器-工作機。2.2 計算傳動裝置總效率ha=h13h2h32h4=0.9830.970.9920.96=0.859h1為軸承的效率,h2為齒輪傳動的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為工作機的效率。第三部分 電動機的選擇3.1 電動機的選擇工作機的功率Pw:Pw = 3.436 KW電動機所需工作功率為:Pd=Pwa=3.4360.859=4Kw工作機的轉(zhuǎn)速為:n = 130 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍,一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i=26,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = in = (26)130 = 260780r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比,選定型號為Y160M1-8的三相異步電動機,額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min,同步轉(zhuǎn)速750r/min。電動機主要外形尺寸:中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG160mm60038525421015mm4211012373.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比: 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為:ia=nmn=720130= 5.54(2)分配傳動裝置傳動比:ia=i則減速器傳動比為:i=ia=5.54第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸:nI=nm=720rmin輸出軸:nII=nIi=7205.54=129.96rmin工作機軸:nIII=nII=129.96rmin(2)各軸輸入功率:輸入軸:PI= Pm3=40.99=3.96Kw輸出軸:PII= PI12=3.960.980.97=3.76Kw工作機軸:PIII= PII13=3.760.980.99=3.65Kw則各軸的輸出功率:輸入軸:PI= PI1=3.960.98=3.88Kw輸出軸:PII= PII1=3.760.98=3.68Kw工作機軸:PIII= PIII1=3.650.98=3.58Kw(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電動機軸:Td=9550Pmnm=95504720=53.06Nm輸入軸:TI=9550PInI=95503.96720=52.52Nm輸出軸:TII=9550PIInII=95503.76129.96=276.3Nm工作機軸:TIII=9550PIIInIII=95503.65129.96=268.22Nm各軸輸出轉(zhuǎn)矩為:輸入軸:TI= TI1=52.520.98=51.47Nm輸出軸:TII= TII1=276.30.98=270.77Nm工作機軸:TIII= TIII1=268.220.98=262.86Nm第五部分 齒輪傳動的設(shè)計1.選精度等級、材料及齒數(shù)(1)材料選擇:由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理,硬度范圍取為280HBS,大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理,硬度范圍取為240HBS。(2)一般工作機器,選用8級精度。(3)選小齒輪齒數(shù)Z1 = 26,大齒輪齒數(shù)Z2 = 265.54 = 144.04,取Z2= 145。(4)初選螺旋角b = 14。(5)壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(1)由式試算小齒輪分度圓直徑,即d132KT1du+1uZEZHZZH21)確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55103P1n1=9.551033.96720=52.52Nm選取齒寬系數(shù)d = 1.4。由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。端面壓力角:t=arctantanncos=arctantan20cos14=20.561at1=arccosZ1costZ1+2ha*cos =arccos26cos20.56126+21cos14=29.402at2=arccosZ2costZ2+2ha*cos =arccos145cos20.561145+21cos14=22.494端面重合度:=12Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant=1226tan29.402-tan20.561+145tan22.494-tan20.561=1.679軸向重合度:=dZ1tan=1.426tan14=2.889重合度系數(shù):Z=4-31-+=4-1.67931-2.889+2.8891.679=0.509由式可得螺旋角系數(shù)Z=cos=cos14=0.985計算接觸疲勞許用應(yīng)力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1=60n1jLh=6072011018300=1.04109N2=N1i12=1.041095.54=1.87108查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.881=528MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.921=506MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即H=H2=506MPa2)試算小齒輪分度圓直徑d132KT1du+1uZEZHZZH2=3210001.352.521.45.54+15.54189.82.440.5090.9855062=28.943mm(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vv=d1tn1601000=28.943720601000=1.09ms齒寬bb=dd1t=1.428.943=40.52mm2)計算實際載荷系數(shù)KH由表查得使用系數(shù)KA = 1。根據(jù)v = 1.09 m/s、8級精度,由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=2100052.5228.943=3629.202NKAFt1b=13629.20240.52=89.57Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時,KHb = 1.342。則載荷系數(shù)為:K=KAKVKHKH=11.081.41.342=2.0293)可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=d1t3KKt=28.94332.0291.3=33.573mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù)mn=d1cosZ1=33.573cos1426=1.253mm模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 2mm。3.幾何尺寸計算(1)計算中心距a=Z1+Z2mn2cos=26+14522cos14=176.229mm中心距圓整為a = 175 mm。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos26+14522175=12.28即:b = 121648(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=mnZ1cos=226cos12.28=53.216mmd2=mnZ2cos=2145cos12.28=296.784mm(4)計算齒輪寬度b=dd1=1.453.216=74.502mm取b2 = 79 mm、b1 = 84 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強度(1)齒根彎曲疲勞強度條件F=2KT1YFaYSaYYcos2dmn3Z121)確定公式中各參數(shù)值計算當(dāng)量齒數(shù)ZV1=Z1cos3=26cos12.283=27.868ZV2=Z2cos3=145cos12.283=155.415計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Ye基圓螺旋角:b=arctantancost=arctantan12.28cos20.561=11.52當(dāng)量齒輪重合度:v=cos2b=1.679cos11.522=1.749軸向重合度:=dZ1tan=1.426tan12.28=2.522重合度系數(shù):Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.749=0.679計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YbY=1-120=1-2.52212.28120=0.742由當(dāng)量齒數(shù),查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.16YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.84計算實際載荷系數(shù)KF由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4根據(jù)KHb = 1.342,結(jié)合b/h = 17.56查圖得KFb = 1.312則載荷系數(shù)為KF=KAKVKFKF=11.081.41.312=1.984計算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數(shù)S=1.4,得F1=KFN1Flim1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.883801.4=238.86MPa2)齒根彎曲疲勞強度校核F=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12=210001.98452.522.561.620.6790.742cos212.281.423262=54.913MPaF1F=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12=210001.98452.522.161.840.6790.742cos212.281.423262=52.625MPaF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 26、Z2 = 145,模數(shù)m = 2 mm,壓力角a = 20,螺旋角b = 12.28= 121648,中心距a = 175 mm,齒寬b1 = 84 mm、b2 = 79 mm。齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z26145螺旋角左121648右121648齒寬b84mm79mm分度圓直徑d53.216mm296.784mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高hamha2mm2mm齒根高hfm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高hha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha57.216mm300.784mm齒根圓直徑dfd-2hf48.216mm291.784mm第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計6.1 輸入軸的設(shè)計1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1 = 3.96 KW n1 = 720 r/min T1 = 52.52 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 53.216 mm 則:Ft=2T1d1=2100052.5253.216=1973.8NFr=Fttanncos=1973.8tan20cos12.28=735.2NFa=Fttan=1973.8tan12.28=429.4N3.初步確定軸的最小直徑: 先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,根據(jù)表,取A0 = 112,得:dmin=A03P1n1=112 33.96720=19.8mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1,查表,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小,故取KA = 1.3,則:Tca=KAT1=1.352.52=68.3Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,同時考慮電機軸直徑42mm,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊,選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為35 mm故取d12 = 35 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II=III段的直徑d23 = 40 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 45 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 60 mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故I-II段的長度應(yīng)比聯(lián)軸器轂孔長度L略短一些,現(xiàn)取l12 = 58 mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 40 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30209,其尺寸為dDT = 458520.75 mm,故d34 = d78 = 45 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l34 = l78 = 20.75+15 = 35.75 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30209型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm,因此,取d45 = d67 = 52 mm。 3)由于齒輪的直徑較小,為了保證齒輪輪體的強度,應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 84 mm,d56 = d1 = 53.216 mm 4)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。 5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s = 8 mm,則l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計算簡圖(見圖a): 根據(jù)30209軸承查手冊得a = 18.6 mm 聯(lián)軸器中點距左支點距離L1 = 60/2+50+18.6 = 98.6 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 84/2+35.75+9-18.6 = 68.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 84/2+9+35.75-18.6 = 68.2 mm2)計算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1=FtL3L2+L3=1973.868.268.2+68.2=986.9NFNH2=FtL2L2+L3=1973.868.268.2+68.2=986.9N垂直面支反力(見圖d):FNV1=FrL3+Fad12L2+L3=735.268.2+429.453.216268.2+68.2=451.4NFNV2=Fad12-FrL2L2+L3=429.453.2162-735.268.268.2+68.2=-283.8N3)計算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH=FNH1L2=986.968.2=67307Nmm截面C處的垂直彎矩:MV1=FNV1L2=451.468.2=30785NmmMV2=FNV2L3=-283.868.2=-19355Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面C處的合成彎矩:M1=MH2+MV12=673072+307852=74013NmmM2=MH2+MV22=673072+-193552=70035Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強度條件校核軸的強度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險截面C)的強度。必要時也對其他危險截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進行強度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:ca=McaW=M12+T12W=740132+0.652.52100020.153.2163=5.3MPa-1=60MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:6.2 輸出軸的設(shè)計1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2 = 3.76 KW n2 = 129.96 r/min T2 = 276.3 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 296.784 mm 則:Ft=2T2d2=21000276.3296.784=1862NFr=Fttanncos=1862tan20cos12.28=693.6NFa=Fttan=1862tan12.28=405.1N3.初步確定軸的最小直徑 先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,根據(jù)表,取:A0 = 112,于是得dmin=A03P2n2=112 33.76129.96=34.4mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2,查表,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小,故取KA = 1.3,則:Tca=KAT2=1.3276.3=359.2Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊,選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II-III段的直徑d23 = 45 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些,現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 45 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30210,其尺寸為dDT = 50mm90mm21.75mm,故d34 = d67 = 50 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l67 = 21.75+15 = 36.75 mm 右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm,因此,取d56 = 57 mm。 3)取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 55 mm;齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 79 mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l45 = 77 mm。 4)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。 5)取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離 = 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s = 8 mm,已知滾動軸承的寬度T = 21.75 mm,則l34 = T+s+2.5+2 = 21.75+8+16+2.5+2 = 50.25 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計算簡圖(見圖a): 根據(jù)30210軸承查手冊得a = 20 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 79/2-2+50.25-20 = 67.8 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 79/2+11.5+36.75-20 = 67.8 mm2)計算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1=FtL3L2+L3=186267.867.8+67.8=931NFNH2=FtL2L2+L3=186267.867.8+67.8=931N垂直面支反力(見圖d):FNV1=FrL3+Fad22L2+L3=693.667.8+405.1296.784267.8+67.8=790.1NFNV2=Fad22-FrL2L2+L3=405.1296.7842-693.667.867.8+67.8=96.5N3)計算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH=FNH1L2=93167.8=63122Nmm截面C處的垂直彎矩:MV1=FNV1L2=790.167.8=53569NmmMV2=FNV2L3=96.567.8=6543Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面C處的合成彎矩:M1=MH2+MV12=631222+535692=82789NmmM2=MH2+MV22=631222+65432=63460Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強度條件校核軸的強度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險截面C)的強度。必要時也對其他危險截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進行強度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:ca=McaW=M2+T22W=827892+0.6276.3100020.1553=11.1MPa-1=60MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯(lián)軸器處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 10mm8mm50mm,接觸長度:l = 50-10 = 40 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25840351201000=336NmTT1,故鍵滿足強度要求。7.2 輸出軸鍵選擇與校核1)輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 16mm10mm70mm,接觸長度:l = 70-16 = 54 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.251054551201000=891NmTT2,故鍵滿足強度要求。2)輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 12mm8mm70mm,接觸長度:l = 70-12 = 58 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T=0.25hldF=0.25858401201000=556.8NmTT2,故鍵滿足強度要求。第八部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件,軸承預(yù)計壽命:LhLh=1018300=24000h8.1 輸入軸的軸承計算與校核1)初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=1735.2+0429.4=735.2N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P10360n1Lh106=735.21036072024000106=5904N3)選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:30209軸承,Cr = 67.8 KN,由課本式11-3有:Lh=10660n1CP103=1066072067.81000735.2103=8.2107hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。8.2 輸出軸的軸承計算與校核1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=1693.6+0405.1=693.6N2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C=P10360n2Lh106=693.610360129.9624000106=3332N3)選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:30210軸承,Cr = 73.2 KN,由課本式11-3有:Lh=10660n2CP103=10660129.9673.21000693.6103=7.12108hLh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第九部分 聯(lián)軸器的選擇9.1 輸入軸處聯(lián)軸器1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩:T=T1=52.52Nm由表查得KA = 1.3,故得計算轉(zhuǎn)矩為:Tca=KAT1=1.352.52=68.3Nm2.型號選擇 選用LT5型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 125 Nm,許用最大轉(zhuǎn)速為n = 4600 r/min,軸孔直徑為35 mm,軸孔長度為60 mm。Tca=68.3NmT=125Nmn1=720rminn=4600rmin聯(lián)軸器滿足要求,故合用。9.2 輸出軸處聯(lián)軸器1.載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩:T=T2=276.3Nm由表查得KA = 1.3,故得計算轉(zhuǎn)矩為:Tca=KAT2=1.3276.3=359.2Nm2.型號選擇 選用LT7型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 500 Nm,許用最大轉(zhuǎn)速為n = 3600 r/min,軸孔直徑為40 mm,軸孔長度為84 mm。Tca=359.2NmT=500Nmn2=129.96rminn=3600rmin聯(lián)軸器滿足要求,故合用。第十部分 減速器的潤滑和密封10.1 減速器的潤滑1)齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動,其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/s,將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣,齒輪在傳動時,就把潤滑油帶到嚙合的齒面上,同時也將油甩到箱壁上,借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高,但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起,造成齒面磨損,大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm,取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h = 4.5 mm 10 mm,取浸油深度為10mm,則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油(GB 5903-2011),牌號為150潤滑油,粘度薦用值為118 cSt。2)軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外,也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式,可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v = 1.09 m/s 2 m/s,所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高,能承受較大的載荷,不易流失,容易密封,一次加脂可以維持相當(dāng)長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂,需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計中選用通用鋰基潤滑脂,它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機械設(shè)備的潤滑,選用牌號為ZL-1的潤滑脂。10.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作,在構(gòu)成箱體的各零件間,如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間,需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面,常用密封膠、耐油橡膠墊圈等;對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封,則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小,故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v 3 m/s,輸出軸與軸承蓋間v 3 m/s,故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十一部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸11.1 減速器附件的設(shè)計與選取1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙,還可用來注入潤滑油,故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置,其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成,它和箱體之間應(yīng)加密封墊,還可在孔口處加過濾裝置,以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計算如下:查輔導(dǎo)書手冊得具體尺寸如下:L1 = 120 ; L2 = 105 ; b1 = 90 ; b2 = 75 ; d = 7 ; R = 5 ; h = 42.放油螺塞 放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間,以便于放容器,油孔下也可制出唇邊,以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋,在六角頭與放油孔的接觸面處,應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示:3.油標(biāo)(油尺) 油標(biāo)用來指示油面高度,應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計采用桿式油標(biāo),桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單,其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低,以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊,具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下:4.通氣器 通氣器用于通氣,使箱體內(nèi)外氣壓一致,以避免由于運轉(zhuǎn)時箱體內(nèi)溫度升高,內(nèi)壓增大,而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔,常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上,用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路,可減少灰塵進入。查輔導(dǎo)書手冊,本設(shè)計采用通氣器型號及尺寸如下:5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計中所采用吊孔(或吊環(huán))和吊耳的示例和尺寸如下圖所示:吊孔尺寸計算:b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)16 = 16 mm吊耳尺寸計算:K = C1+C2 = 16+14 = 30 mmH = 0.8K = 0.830 = 24 mmh = 0.5H = 0.524 = 12 mmr = 0.25K = 0.2530 = 8 mmb = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)8 = 16 mm6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋,可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時,可先擰動此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應(yīng)為圓柱形,以免損壞螺紋。本設(shè)計起蓋螺釘尺寸如下:7.定位銷 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度,應(yīng)在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷,并盡量放在不對稱位置,以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆,定位銷長度應(yīng)大于連接凸緣總厚度。本設(shè)計定位銷尺寸如下:11.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號公式與計算結(jié)果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025175+3=5.4取8mm箱蓋壁厚10.02a+3=0.02175+3=4.5取8mm箱蓋凸緣厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸緣厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸緣厚度b22.5=2.58=20取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036175+12=18.3取M20地腳螺釘數(shù)目na250時,取n=4取4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.7520=15取M16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)20=10-12取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)20=8-10取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)20=6-8取M6定位銷直徑d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1根據(jù)螺栓直徑查表取26、22、16df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2根據(jù)螺栓直徑查表取24、20、14軸承旁凸臺半徑R1=20取20凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離L1C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10)取47大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離11.2=1.28=9.6取12齒輪端面與內(nèi)箱壁距離=8取16箱蓋、箱座肋厚m1、m0.85=0.858=6.8取7設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器中的低速軸設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗,對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐,使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程,它融機械原理、機械設(shè)計、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測量、工程材料、機械設(shè)計(機械設(shè)計基礎(chǔ))課程設(shè)計等于一體。 這次的畢業(yè)設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力,鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點,需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識,繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。參考文獻1 濮良貴、陳國定、吳立言.機械設(shè)計.9版.北京:高等教育出版社,2013.052 陳立德.機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書3 龔桂義.機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊4 機械設(shè)計手冊委員會.機械設(shè)計手冊(新版).北京機械工業(yè)出版社,20045“課本”:機械設(shè)計基礎(chǔ)/楊可楨 程光蘊 李仲生主編 編號 ISBN 978-7-04-019209-4 高等教育出版社 2009年4月第11次印刷.6“手冊”:機械設(shè)計課程設(shè)計手冊/吳宗澤,羅圣國主編 編號ISBN 978-7-04-019303-9 高等教育出版社 2009年5月第9次印刷.48
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