機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(減速器)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(減速器)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),機(jī)械設(shè)計(jì),課程設(shè)計(jì),減速器,運(yùn)輸機(jī),傳動(dòng)系統(tǒng),設(shè)計(jì)
XXXXXXXX大學(xué)學(xué)生課程設(shè)計(jì)日志課程設(shè)計(jì)題目帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)學(xué)生 姓名XXX學(xué)號(hào)XXXXXXX專業(yè)班級(jí)XXXXX時(shí) 間2020年設(shè) 計(jì) 內(nèi) 容12月 16 日上午在教室老師為我們講解了本次課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容和要求以及注意事項(xiàng),需要設(shè)計(jì)的東西,需提交的作業(yè),還有時(shí)間規(guī)劃。12月 16 日下午閱讀設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū),更加明確設(shè)計(jì)內(nèi)容步驟后選定題目,然后通過(guò)查閱相關(guān)的資料,有初步的設(shè)計(jì)想法。12月 17 日上午擬定初步的設(shè)計(jì)方案,分析傳動(dòng)裝置,選擇電動(dòng)機(jī),確定總傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比。12月 17 日下午計(jì)算出裝置中各軸的轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩以及功率,并且簡(jiǎn)單的畫(huà)出傳動(dòng)裝置的方案簡(jiǎn)圖。12月 18 日上午對(duì)帶傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)零件進(jìn)行設(shè)計(jì),并且對(duì)零件的幾何尺寸進(jìn)行計(jì)算。12月 18 日下午對(duì)帶傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)零件進(jìn)行設(shè)計(jì),并且對(duì)零件的幾何尺寸進(jìn)行計(jì)算。12月 19 日上午對(duì)裝置中的軸進(jìn)行簡(jiǎn)單的分析和設(shè)計(jì),同時(shí)選擇好聯(lián)軸器和鍵,并對(duì)裝置中軸的強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算。12月19 日下午對(duì)裝置中的軸進(jìn)行簡(jiǎn)單的分析和設(shè)計(jì),同時(shí)選擇好聯(lián)軸器和鍵,并對(duì)裝置中軸的強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算。12月 20 日上午選擇滾動(dòng)軸承,并對(duì)滾動(dòng)軸承的壽命進(jìn)行校核,還有對(duì)滾動(dòng)軸承進(jìn)行組合設(shè)計(jì)。12月 20 日下午選擇滾動(dòng)軸承,并對(duì)滾動(dòng)軸承的壽命進(jìn)行校核,還有對(duì)滾動(dòng)軸承進(jìn)行組合設(shè)計(jì)12月 23 日上午研究減速器的潤(rùn)滑和密封問(wèn)題,針對(duì)減速器的潤(rùn)滑和密封問(wèn)題提出解決辦法12月 23 日下午對(duì)箱體和減速器的附件包括窺視孔蓋、窺視孔、放油螺塞、油標(biāo)、通氣器、起蓋螺釘、定位銷、吊環(huán)等進(jìn)行設(shè)計(jì)12月 24 日上午繪制總體裝配圖12月 24 日下午繪制總體裝配圖12月 25 日上午繪制總體裝配圖12月 25 日下午繪制零件圖,包括輸出軸和大齒輪12月 26 日上午初步編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)12月 26 日下午繼續(xù)編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū),修改格式,編寫(xiě)頁(yè)碼等。最后再次檢查。12月 27 日上午整理課程設(shè)計(jì)資料,完善并修改,準(zhǔn)備課程設(shè)計(jì)答辯相關(guān)資料12月 27日下午答辯XXXX大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)(機(jī)械工程學(xué)院)設(shè) 計(jì) 題 目: 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 專 業(yè) 班 級(jí): 機(jī)自175 指 導(dǎo) 教 師: 學(xué) 生 姓 名: 設(shè) 計(jì) 地 點(diǎn): 實(shí)驗(yàn)樓、圖書(shū)館等 設(shè) 計(jì) 日 期: 2020.12.16-2020.12.27 目錄第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1第二部分 選擇電動(dòng)機(jī)22.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇22.2確定傳動(dòng)裝置的效率22.3選擇電動(dòng)機(jī)容量22.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比32.5動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算4第三部分 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算7第四部分 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算15第五部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)245.1輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算245.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算295.3輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算35第六部分 軸承的選擇及校核計(jì)算426.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核426.2中間軸的軸承計(jì)算與校核436.3輸出軸的軸承計(jì)算與校核45第七部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算477.1輸入軸鍵選擇與校核477.2中間軸鍵選擇與校核477.3輸出軸鍵選擇與校核48第八部分 聯(lián)軸器的選擇498.1輸入軸上聯(lián)軸器498.2輸出軸上聯(lián)軸器49第九部分 減速器的潤(rùn)滑和密封509.1減速器的潤(rùn)滑509.2減速器的密封50第十部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸5110.1減速器附件的設(shè)計(jì)與選取5110.2減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸57第十一部分 設(shè)計(jì)小結(jié)59第十二部分 參考文獻(xiàn)60第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1.設(shè)計(jì)題目二級(jí)圓錐-斜齒圓柱減速器,每天工作小時(shí)數(shù):16小時(shí),工作年限(壽命):10年,每年工作天數(shù):300天,配備有三相交流電源,電壓380/220V。拉力F2600N速度v0.9m/s直徑D370mm2.設(shè)計(jì)計(jì)算步驟1.確定傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)方案2.選擇合適的電動(dòng)機(jī)3.計(jì)算減速器的總傳動(dòng)比以及分配傳動(dòng)比4.計(jì)算減速器的動(dòng)力學(xué)參數(shù)5.齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與校核7.滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)與校核8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)10.減速器潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)11.減速器箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.傳動(dòng)方案特點(diǎn)(1)組成:傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、聯(lián)軸器、聯(lián)軸器、工作機(jī)組成。(2)特點(diǎn):齒輪相對(duì)于軸承非對(duì)稱布置(3)確定傳動(dòng)方案,根據(jù)任務(wù)書(shū)要求,選擇傳動(dòng)方案為電動(dòng)機(jī)-二級(jí)圓錐斜齒圓柱齒輪減速器-工作機(jī)。第二部分 選擇電動(dòng)機(jī)2.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇按照工作要求和工況條件,選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī),電壓為380V,Y型。2.2確定傳動(dòng)裝置的效率查表得:聯(lián)軸器的效率:1=0.99滾動(dòng)軸承的效率:2=0.98閉式圓柱齒輪的效率:4=0.98閉式圓錐齒輪的效率:3=0.97工作機(jī)的效率:w=0.97a=12 23 4 3 w=0.9920.9830.980.970.97=0.8512.3選擇電動(dòng)機(jī)容量工作機(jī)所需功率為Pw=F V1000=26000.91000=2.34kW電動(dòng)機(jī)所需額定功率:Pd=Pwa=2.340.851=2.75kW工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速:nw=601000 V D=6010000.9370=46.46rmin查課程設(shè)計(jì)手冊(cè)表選取推薦的合理傳動(dòng)比范圍,二級(jí)圓錐齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為:616,因此合理的總傳動(dòng)比范圍為:616。電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可以選擇的范圍為nd=ianw=(616)46.46=279743r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、價(jià)格、重量、和減速器、傳動(dòng)比等因素,選定電機(jī)型號(hào)為:YE3-Y132M-8的三相異步電動(dòng)機(jī),額定功率Pen=3kW,滿載轉(zhuǎn)速為nm=710r/min,同步轉(zhuǎn)速為nt=750r/min。方案電機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1YE3-Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002870圖3-1電機(jī)尺寸中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG13251531521617812388010332.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比(1)總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw,可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nmnw=71046.46=15.282(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比錐齒輪(高速級(jí))傳動(dòng)比i1=0.25 i=0.2515.28=3.82,取i1=3.82則低速級(jí)的傳動(dòng)比為i2=4減速器總傳動(dòng)比ib=i1 i2=15.282.5動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算(1)各軸轉(zhuǎn)速:輸入軸:n1=nm=710rmin中間軸:n2=n1i1=7103.82=185.86rmin輸出軸:n3=n2i2=185.864=46.47rmin工作機(jī)軸:n4=n3=46.47rmin(2)各軸輸入功率:輸入軸:P1=Pd 1=2.750.99=2.72kW中間軸:P2=P1 3=2.670.97=2.59kW輸出軸:P3=P2 4=2.540.98=2.49kW工作機(jī)軸:P4=P3 1 w=2.440.990.97=2.34kW則各軸的輸出功率:輸入軸:P1=P1 2=2.720.98=2.67kW中間軸:P2=P2 2=2.590.98=2.54kW輸出軸:P3=P3 2=2.490.98=2.44kW工作機(jī)軸:P4=P4 w=2.340.97=2.27kW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:電機(jī)軸:Td=9550Pdnm=95502.75710=36.99Nm輸入軸:T1=9550P1n1=95502.72710=36.59Nm中間軸:T2=9550P2n2=95502.59185.86=133.08Nm輸出軸:T3=9550P3n3=95502.4946.47=511.72Nm工作機(jī)軸:T4=9550P4n4=95502.3446.47=480.89Nm則各軸輸出轉(zhuǎn)矩:輸入軸:T1=9550P1n1=95502.67710=35.91Nm中間軸:T2=9550P2n2=95502.54185.86=130.51Nm輸出軸:T3=9550P3n3=95502.4446.47=501.44Nm工作機(jī)軸:T4=9550P4n4=95502.2746.47=466.51Nm各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nm)電機(jī)軸7102.7536.99輸入軸7102.7236.59中間軸185.862.59133.08輸出軸46.472.49511.72工作機(jī)軸46.472.34480.89第三部分 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算1.選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)選用直齒圓錐齒輪傳動(dòng),壓力取為=20。(2)參考表10-6選用7級(jí)精度。(3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪45(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS(4)選小齒輪齒數(shù)z1=32,則大齒輪齒數(shù)z2=z1i=323.82=123。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1)由式(10-29)試算小齒輪分度圓直徑,即d1t34 KHt TR 1-0.5 R2 u ZH ZEH2確定公式中的各參數(shù)值試選KHt=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=9550Pn=95502.72710=36.59Nm查表選取齒寬系數(shù)R=0.3由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600Mpa,Hlim2=550Mpa由式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):NL1=60 n j Lh=6071011630010=2.045109NL2=NL1u=2.0451093.82=5.353108由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.98,KHN2=0.97取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得H1=Hlim1 KHN1SH=6000.981=588MPaH2=Hlim2 KHN2SH=5500.971=533.5MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即H=533.5MPa試算小齒輪分度圓直徑d1t34 KHt TR 1-0.5 R2 u ZH ZEH2=341.3365900.3 1-0.50.323.84 2.49189.8533.52=56.4mm(2)計(jì)算圓周速度vdm1=d1t1-0.5 R=56.41-0.50.3=47.94mmvm= dm1 n601000=47.94710601000=1.78(3)計(jì)算當(dāng)量齒寬系數(shù)db=R d1t u2+12=0.356.4 3.842+12=33.57mmd=bdm1=33.5747.94=0.7(4)計(jì)算載荷系數(shù)查表得使用系數(shù)KA=1.25查圖得動(dòng)載系數(shù)KV=1.086取齒間載荷分配系數(shù):KH=1查表得齒向載荷分布系數(shù):KH=1.339實(shí)際載荷系數(shù)為KH=KA KV KH KH=1.251.08611.339=1.818(5)按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t 3KHKHt=56.431.8181.3=63.071mm(6)計(jì)算模數(shù)mt=d1z1=63.07132=1.97mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2mm。3.確定傳動(dòng)尺寸(1)實(shí)際傳動(dòng)比u=z2z1=12332=3.84mm大端分度圓直徑d1=z1 m=322=64mmd2=z2 m=1232=246mm(2)計(jì)算分錐角1=arctan1u=arctan32123=14.582942=90-14.58294=75.417061=1434582=75251(3)齒寬中點(diǎn)分度圓直徑dm1=d11-0.5 R=641-0.50.3=54.4mmdm2=d21-0.5 R=2461-0.50.3=209.1mm(4)錐頂距為R=d12 u2+1=642 3.842+1=126.98mm(5)齒寬為b=R R=0.3126.98=38.094mm取b=38mm4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=K T YFa1 YSa1R 1-0.5 R2 m3 z12 u2+1FK、b、m和R同前圓周力為Ft=2 T1d11-0.5R=236590641-0.50.3=1345N齒形系數(shù)Y_Fa和應(yīng)力修正系數(shù)Y_Sa,當(dāng)量齒數(shù)為:小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv1=z1cos 1=32cos 14.583=33.06大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv2=z2cos 2=123cos 75.417=487.27查表得:YFa1=2.48,YFa2=1.65YSa1=1.64,YSa2=2.91圓周速度v= d1 n601000=64710601000=2.38ms寬高比b/hh=2 ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=384.5=8.444根據(jù)v=2.38m/s,7級(jí)精度,由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.045查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2由表10-4查得KH=1.269,結(jié)合b/h=38/4.5=8.444查圖10-13,得KF=1.053。則載荷系數(shù)為KF=KA KV KF KF=1.251.0451.21.053=1.651由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.98,KFN2=0.98取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25,由式(10-14)得F1=Flim1 KFN1S=5000.981.25=392MPaF2=Flim2 KFN2S=3800.981.25=297.92MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=K T YFa1 YSa1R 1-0.5 R2 m3 z12 u2+1=35.04MPaF1=392MPaF2=F1 YFa2 YSa2YFa1 YSa1=41.37MPa100Nmm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2由表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí),得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.42由此,得到實(shí)際載荷系數(shù)KH=KA KV KH KH=1.251.011.21.42=2.151由式(10-12),可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t 3KHKHt=53.16132.1511.3=62.877mm確定模數(shù)mn=d1 cos z1=62.877cos 1324=2.55mm,取mn=3mm。3.確定傳動(dòng)尺寸(1)計(jì)算中心距a=z1+z2mn2cos =24+9732cos 13=186.27mm圓整為a=186mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2 a=acos24+9732186=12.6289=123744(3)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑d1=mn z1cos =324cos 12.6289=73.79mmd2=mn z2cos =397cos 12.6289=298.21mm(4)計(jì)算齒寬b=d d1=73.79mm取B1=80mmB2=75mm4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為F=2 K T YFa YSa Y Y cos2d m3 z12FT、mn和d1同前齒寬b=b2=75齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa,當(dāng)量齒數(shù)為:小齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv1=z1cos3=24cos312.6289=25.83大齒輪當(dāng)量齒數(shù):Zv2=z2cos3=97cos312.6289=104.395由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.6,YFa2=2.16由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.59,YSa2=1.81試選載荷系數(shù)KFt=1.3由式(10-18),可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Y。t=arctantan ncos =arctantan 20cos 12.6289=20.455=z1tan at1-tan t+z2tan at2-tan t2at1=arccosz1 cos tz1+2 han* cos =arccos24cos 20.45524+21 cos 12.6289=29.947at2=arccosz2 cos tz2+2 han* cos =arccos97cos 20.45597+21 cos 12.6289=23.297上式得=24tan 29.947-tan 20.455+97tan 23.297-tan 20.4552=1.665b=arctantan cos t=arctantan 12.6289 cos 20.455=11.856v=cos2_b=1.665cos211.856=1.738Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.738=0.682=d z1 tan =124 tan 12.6289=1.71由式(10-19),可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Y。Y=1- 120=1-1.7112.6289120=0.82圓周速度v= d1 n601000=73.79185.86601000=0.72ms寬高比b/hh=2 ha*+c*m=21+0.253=6.75mmbh=756.75=11.111根據(jù)v=0.72m/s,7級(jí)精度,由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.014查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4由表10-4查得KH=1.426,結(jié)合b/h=75/6.75=11.111查圖10-13,得KF=1.08。則載荷系數(shù)為KF=KA KV KF KF=1.251.0141.41.08=1.916由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)KFN1=0.98,KFN2=0.98取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25,由式(10-14)得F1=Flim1 KFN1S=5000.981.25=392MPaF2=Flim2 KFN2S=3800.981.25=297.92MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=2 K T YFa1 YSa1 Y Y cos2d m3 z12=21.9161330802.61.590.6820.82cos212.6289133242=72.18 MPaF1F2=2 K T YFa2 YSa2 Y Y cos2d m3 z12=21.9161330802.161.810.6820.82cos212.6289133242=68.27 MPaF2齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。齒輪的圓周速度v= d1 n601000=73.79185.86601000=0.72ms選用7級(jí)精度是合適的主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=24,z2=97,模數(shù)m=3mm,壓力角=20,螺旋角=12.6289=123744,中心距a=186mm,齒寬B1=80mm、B2=75(1)計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸(1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)a=m han*=3mmhf=mhan*+cn*=3.75mmh=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm(2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑da1=d1+2 ha=73.79+23=79.79mmda2=d2+2 ha=298.21+23=304.21mm(3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑df1=d1-2 hf=73.79-23.75=66.29mmdf2=d2-2 hf=298.21-23.75=290.71mm注:han*=1.0,cn*=0.255.齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)代號(hào)名稱計(jì)算公式小齒輪大齒輪模數(shù)m33螺旋角右旋123744左旋123744齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒數(shù)z2497齒寬B8075齒頂高h(yuǎn)amha*33齒根高h(yuǎn)fm(ha*+c*)3.753.75分度圓直徑d73.79298.21齒頂圓直徑dad+2ha79.79304.21齒根圓直徑dfd-2hf66.29290.71中心距a186186第五部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)5.1輸入軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=2.72kW;n1=710r/min;T1=36.59Nm(2)計(jì)算作用在軸上的力高速級(jí)小齒輪所受的圓周力Ft1=2Tdm1=23659054.4=1345N高速級(jí)小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1 tan cos 1=1345tan 20 cos 14.58=474N高速級(jí)小齒輪所受的軸向力Fa1=Ft1 tan sin 1=1345tan 20 sin 14.58=123N(3)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(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,根據(jù)表,取A0=112,于是得dA0 3Pn=11232.72710=17.52mm輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大5%dmin=1+0.0517.52=18.4mm輸入軸的最小直徑是安裝聯(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(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查表,考慮輕微沖擊,故取KA=1.5,則:Tca=KA T=54.88Nm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,同時(shí)兼顧電機(jī)軸直徑38mm,查標(biāo)準(zhǔn)或手冊(cè),選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為25mm,故取d12=25mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為82mm。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖6-1高速軸示意圖為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,-軸段右端需制出一軸肩,故取-段的直徑d23=30mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=35mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度L=82mm,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-段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些,現(xiàn)取l12=80mm。(5)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承受徑向力的作用,故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=30mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30207,其尺寸為dDT=357218.25mm,故d34=d56=35mm。由手冊(cè)上查得30207型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm,則d67=30mm。(6)軸承端蓋厚度e=10,墊片厚度t=2,根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24,則l23=t+e+12+K=2+10+12+24=48 mm(7)考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),取小齒輪輪轂寬度L=41.28mm,則l34=T=18.25 mm(8)取錐齒輪軸上的距離為2.5倍軸頸直徑減去軸承寬度,則l45=2.5 d45-B=2.540-17=83 mml56=B=17 mml67=+L+T-B=10+41.28+18.25-17=52.53 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段123456直徑253035403530長(zhǎng)度804818.25831752.53Fae=Fa1=123N根據(jù)30207圓錐滾子查手冊(cè)得壓力中心a=15.3mm小錐齒輪齒寬中點(diǎn)距離齒輪端面M由齒輪結(jié)構(gòu)確定,由于齒輪直徑較小,采用實(shí)心式,取M21軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離:l1=L12+L2+a=802+48+15.3=103.3mm兩軸承受力中心距離:l2=L4+2 T-2 a=83+218.25-2 *15.3=88.9mm軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l3=L6-M+a=52.53-21+15.3=46.83mm計(jì)算軸的支反力水平支反力FNH1=Ft l3l2=134546.8388.9=708.51NFNH2=Ft+FNH1=1345+708.51=2053.51N垂直支反力FNV1=Fa d2-Fr l3l2=12354.42-47446.8388.9=-212.06NFNV2=Fr+FNV1=474-212.06=261.94N計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖截面C處的水平彎矩MH1=FNH1 l2=708.5188.9=62986.54Nmm截面C處的垂直彎矩MV1=Fa d2-Fr l3=12354.42-47446.83=-18851.82Nmm截面D處的垂直彎矩MDV=Fa d2=12354.42=3345.6Nmm分別作水平面的彎矩圖(圖b)和垂直面彎矩圖(圖c)截面C處的合成彎矩M1=MH12+MV12=62986.542+18851.822=65747.21Nmm截面D處的合成彎矩MD=MDH2+MDV2=02+3345.62=3345.6Nmm作合成彎矩圖(圖d)T=36590Nmm作轉(zhuǎn)矩圖(圖e)圖6-2高速軸受力及彎矩圖(9)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面(即危險(xiǎn)截面C左側(cè))的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(扭矩較大且軸徑較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。取=0.6(單向傳動(dòng)),則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1 d3=0.1403=6400mm3當(dāng)量應(yīng)力為ca=McaW=M2+ T2W=65747.212+0.63659026400=10.83MPa1b=60Mpa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。5.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=2.59kW;n2=185.86r/min;T2=133.08Nm(2)求作用在齒輪上的力高速級(jí)大齒輪所受的圓周力Ft2=2Tdm2=2133080209.1=1273N高速級(jí)大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2 tan cos 2=1273tan 20 cos 75.42=117N高速級(jí)大齒輪所受的軸向力Fa2=Ft2 tan sin 2=1273tan 20 sin 75.42=448N低速級(jí)小齒輪所受的圓周力(d3為低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑)Ft3=2Td3=213308073.79=3606.99N低速級(jí)小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3 tan cos =3606.99tan 20cos 12.6289=1345.39N低速級(jí)小齒輪所受的軸向力Fa3=Ft3 tan =3606.99tan 12.6289=808N(3)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(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,根據(jù)表,取A0=112,得:dA0 3Pn=11232.59185.86=26.95mm(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖6-3中間軸示意圖(5)初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d,因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=26.95mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取圓錐滾子軸承30206,其尺寸為dDT=306217.25mm,故d12=d56=30mm。(6)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=36mm;齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。齒輪的左端采用軸肩定位,由軸徑d45=36mm查表,取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑d34=46mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取l34=21mm。(7)左端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。(8)考慮材料和加工的經(jīng)濟(jì)性,應(yīng)將低速小齒輪和軸分開(kāi)設(shè)計(jì)與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=80mm,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l23=78mm,d23=36mm。已知高速級(jí)大齒輪輪轂寬度為b2=59mm,為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度,故取l45=57mm,d45=36mm。(9)取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1=10mm,高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2=12.5mm??紤]箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取=10mm,則l12=l56=T+1+2=17.25+10+10+2=39.25 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段12345直徑3036463630長(zhǎng)度39.257821.0456.9639.25Fae=Fa2-Fa3=-360N低速小齒輪輪轂寬度B1=80mm高速大齒輪輪轂寬度B2=58.96mm因齒輪倒角為2根據(jù)30206圓錐滾子查手冊(cè)得壓力中心a=13.8mm軸承壓力中心到低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)距離:l1=L1-2+B12-a=39.25-2+802-13.8=63.4mm低速級(jí)小齒輪中點(diǎn)到高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)距離:l2=B12+L3+B22=80+58.962+21.04=90.5mm高速級(jí)大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l3=B22+L5-2-a=58.962+39.25-2-13.8=52.9mm計(jì)算軸的支反力水平支反力FNH1=Ft3l2+l3+Ft2 l3l1+l2+l3=3606.9990.5+52.9+127352.963.4+90.5+52.9=2826.81NFNH2=Ft3 l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=3606.9963.4+127363.4+90.563.4+90.5+52.9=2053.18N垂直支反力FNV1=Fr2 l3-Fr3l2+l3+Fa2 d22+Fa3 d32l1+l2+l3=11752.9-1345.3990.5+52.9+448209.12+80873.79263.4+90.5+52.9=-532.35NFNV2=Fr2-FNV1-Fr3=117+532.35-1345.39=-696.04計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖截面B處的水平彎矩MBH1=FNH1 l1=2826.8163.4=179219.75Nmm截面C處的水平彎矩MCH1=FNH2 l3=2053.1852.9=108613.22Nmm截面C處的垂直彎矩MCV1=FNV2 l3+Fa2 d22=-696.0452.9+448209.12=10017.88NmmMCV2=FNV2 l3=-696.0452.9=-36820.52Nmm截面B處的垂直彎矩MBV1=FNV1 l1=-532.3563.4=-33750.99NmmMBV2=FNV1 l1-Fa3 d32=-532.3563.4-80873.792=-63562.15Nmm分別作水平面的彎矩圖(圖b)和垂直面彎矩圖(圖c)截面B處的合成彎矩MB1=MBH12+MBV12=179219.752+33750.992=182370.09NmmMB2=MBH12+MBV22=179219.752+63562.152=190157.48Nmm截面C處的合成彎矩MC1=MCH12+MCV12=108613.222+10017.882=109074.24NmmMC2=MCH12+MCV22=108613.222+36820.522=114684.71Nmm作合成彎矩圖(圖d)T=133080Nmm作轉(zhuǎn)矩圖(圖e)圖6-4中間軸受力及彎矩圖(10)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面(即危險(xiǎn)截面B右側(cè))的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(扭矩較大且軸徑較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。取=0.6(單向傳動(dòng)),則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1 d3=0.1363=4665.6mm3當(dāng)量應(yīng)力為ca=McaW=M2+ T2W=190157.482+0.613308024665.6=44.21MPa1b=60Mpa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。5.3輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3P3=2.49kW;n3=46.47r/min;T3=511.72Nm(2)求作用在齒輪上的力低速級(jí)大齒輪所受的圓周力(d4為低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑)Ft4=2Td4=2511720298.21=3431.94N低速級(jí)大齒輪所受的徑向力Fr4=Ft4 tan cos =3431.94tan 20cos 12.6289=1280.09N低速級(jí)大齒輪所受的軸向力Fa4=Ft4 tan =3431.94tan 12.6289=769N(3)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(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,根據(jù)表,取A0=112,得:dA0 3Pn=11232.4946.47=42.22mm輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大7%dmin=1+0.0742.22=45.18mm故選取:d12=48mm輸出軸的最小直徑是安裝聯(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(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3,查表,考慮輕微沖擊,故取KA=1.5,則:Tca=KA T3=767.58Nm按照計(jì)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)或手冊(cè),選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為42mm,故取d12=48mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為112mm。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖圖6-5低速軸示意圖為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,-軸段右端需制出一軸肩,故取-段的直徑d23=53mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=58mm。半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度L=112mm,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-段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些,現(xiàn)取l12=112mm。(5)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承受徑向力的作用,故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=53mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇圓錐滾子軸承30211,其尺寸為dDT=5510022.75mm,故d34=d78=55mm。軸承擋油環(huán)定位,由手冊(cè)上查得30211型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm,因此,取d45=64mm(6)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=57mm;已知低速級(jí)大齒輪輪轂的寬度為b4=75mm,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l67=73mm。齒輪的右端采用軸肩定位,由軸徑d67=57mm,故取h=8mm,則軸環(huán)處的直徑d56=74mm,取l56=12mm。(7)軸承端蓋厚度e=10,墊片厚度t=2,根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24,螺釘C1=22mm,C2=20mm,箱座壁厚=8mm,則軸承座寬度為L(zhǎng)=+C1+C2+5=8+22+20+5=55mml23=L+t+e+K-T-=55+2+10+24-22.75-10=58.25 mm(8)5)取低速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2=12.5mm,mm,高速級(jí)大齒輪和低速級(jí)小齒輪距離3=15mm??紤]箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取=10mm,右側(cè)擋油環(huán)寬度s1=22.5mm,則l34=T+2=22.75+10+12.5=45.25 mml45=b3+2.5+1-2-l56=80+2.5+10-12.5-12=68 mml78=T+2+2=22.75+10+12.5+2=47.25 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸段1234567直徑48535564745755長(zhǎng)度11258.2545.2568127347.25Fae=Fa4=769N低速大齒輪輪轂寬度B=75mm因齒輪倒角為2根據(jù)30211圓錐滾子查手冊(cè)得壓力中心a=21mm軸承壓力中心到第一段軸支點(diǎn)距離:l1=L12+L2+L3-a=1122+58.25+45.25-21=138.5mm軸承壓力中心到大齒輪中點(diǎn)距離:l2=B2+L5+L4+L3-a=752+12+68+45.25-21=141.8mm大齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l3=L7-2+B2-a=47.25-2+752-21=61.8mm第一段中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l1=138.5mm,軸承壓力中心到齒輪中點(diǎn)距離l2=141.8mm,齒輪中點(diǎn)到軸承壓力中心距離l3=61.8mm計(jì)算軸的支反力水平支反力FNH1=Ft l3l2+l3=3431.9461.8141.8+61.8=1041.72NFNH2=Ft l2l2+l3=3431.94141.8141.8+61.8=2390.22N垂直支反力FNV1=Fr l3+Fa d2l2+l3=1280.0961.8+769298.212141.8+61.8=951.73NFNV2=Fr l2-Fa d2l2+l3=1280.09141.8-769298.212141.8+61.8=328.36N計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖截面C處的水平彎矩MH1=FNH1 l2=1041.72141.8=147715.9Nmm截面C處的垂直彎矩MV1=FNV1 l2=951.73141.8=134955.31NmmMV2=MV1-Fa d2=134955.31-769298.212=20293.57Nmm分別作水平面的彎矩圖(圖b)和垂直面彎矩圖(圖c)截面C處的合成彎矩M1=MH12+MV12=147715.92+134955.312=200082.29NmmM2=MH12+MV22=147715.92+20293.572=149103.37Nmm作合成彎矩圖(圖d)T=511720Nmm作轉(zhuǎn)矩圖(圖e)圖6-6低速軸受力及彎矩圖(9)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和扭轉(zhuǎn)的截面(即危險(xiǎn)截面C左側(cè))的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(扭矩較大且軸徑較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。取=0.6(單向傳動(dòng)),則有抗彎截面系數(shù)為W=0.1 d3=0.1643=26214.4mm3當(dāng)量應(yīng)力為ca=McaW=M2+ T2W=200082.292+0.6511720226214.4=13.98MPa1b=60Mpa故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。第六部分 軸承的選擇及校核計(jì)算6.1輸入軸的軸承計(jì)算與校核軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B(mm)寬度T(mm)基本額定動(dòng)載荷(kN)3020735721718.2554.2根據(jù)前面的計(jì)算,選用30207軸承,內(nèi)徑d=35mm,外徑D=72m
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機(jī)械設(shè)計(jì)
課程設(shè)計(jì)
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傳動(dòng)系統(tǒng)
設(shè)計(jì)
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