帶式運輸機傳動裝置的課程設計.doc
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機械設計課程設計說明書設計題目 帶式運輸機傳動裝置的設計 機械工程學院 院(系) 農(nóng)業(yè)機械化及自動化 專業(yè)年級 2010 設計者 指導教師 年 月 日寧 夏 大 學目錄1傳動方案的分析論證41.1傳動裝置的組成41.2傳動裝置的特點41.3 確定傳動方案41.4 傳動方案的分析42.電動機的選擇42.1選擇電動機的類型42.2選擇電動機的功率42.3確定電動機的轉(zhuǎn)速53.傳動比的計算及分配53.1總傳動比53.2分配傳動比54.傳動裝置運動及動力參數(shù)計算64.1各軸的轉(zhuǎn)速64.2各軸的功率64.3各軸的轉(zhuǎn)矩65.減速器的外傳動件的設計75.1選擇V帶型號75.2確定帶輪基準直徑75.3驗算帶的速度75.4確定中心距和V帶長度75.5驗算小帶輪包角 85.6確定V帶根數(shù)85.7計算初拉力85.8計算作用在軸上的壓力85.9帶輪結(jié)構(gòu)設計86.高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 96.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級96.2 初步計算傳動的主要尺寸96.3 確定傳動尺寸 106.4 校核齒根彎曲疲勞強度126.5計算齒輪傳動其他幾何尺寸137.低速級直齒圓柱齒輪的設計計算147.1選擇齒輪的材料147.2確定齒輪許用應力147.3計算小齒輪分度圓直徑157.4驗算接觸應力157.5驗算彎曲應力 167.6計算齒輪傳動的其他尺寸167.7齒輪作用力的計算178中間軸的設計計算178.1已知條件178.2選擇軸的材料188.3初算軸徑188.4結(jié)構(gòu)設計188.5鍵連接208.6軸的受力分析208.7校核軸的強度228.8校核鍵連接的強度228.9校核軸承壽命229.高速軸的設計與計算239.1已知條件239.2選擇軸的材料239.3初算最小軸徑239.4結(jié)構(gòu)設計249.5鍵連接269.6軸的受力分析269.7校核軸的強度289.8校核鍵連接的強度299.9校核軸承壽命2910.低速軸的設計與計算3010.1已知條件3010.2選擇軸的材料3010.3初算軸徑3010.4結(jié)構(gòu)設計3010.5鍵連接3210.6軸的受力分析3210.7校核軸的強度3410.8校核鍵連接的強度3410.9校核軸承壽命3511 潤滑油與減速器附件的設計選擇3511.1潤滑油的選擇3511.2油面指示裝置3511.3視孔蓋3611.4通氣器3611.5放油孔及螺塞3611.6起吊裝置3611.7起蓋螺釘3611.8定位銷3612箱體結(jié)構(gòu)設計3713設計小結(jié)3814參考文獻38附:裝配圖與零件圖設計任務帶式運輸機傳動裝置的設計。已知條件:1運輸帶工作拉力F = 2 kN;2運輸帶工作速度v = 1.1 m/s;3滾筒直徑D = 300 mm;4滾筒效率j=0.96(包括滾筒與軸承的效率損失);5工作情況:兩班制,連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷較平穩(wěn);6使用折舊期:8年;7工作環(huán)境:室內(nèi),灰塵較大,環(huán)境最高溫度35;8動力來源:電力,三相交流,電壓380/220V;9檢修間隔期:4年一次大修,2年一次中修,半年一次小修;10制造條件與生產(chǎn)批量:一般機械廠制造,小批量生產(chǎn)。圖1動力及傳動裝置DvF設計計算及說明結(jié)果1.傳動方案的分析論證機器通常是由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。其中傳動裝置是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。它通常具備減速(或增速)、改變運動形式或運動方向以及將動力和運動進行傳遞與分配的作用。1.1傳動裝置的組成:傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。1.2傳動裝置的特點:齒輪相對于軸承的位置不對稱,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。1.3 確定傳動方案:合理的傳動方案首先應滿足工作機的性能要求,還要與工作條件相適應。同時,還要求工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護方便、工藝性和經(jīng)濟性好。若要同時滿足上述各方面要求是比較困難的。因此,要分清主次,首先滿足重要要求,同時要分析比較多種傳動方案,選擇其中既能保證重點,又能兼顧其他要求的合理傳動方案作為最終確定的傳動方案。初步確定傳動系統(tǒng)總體方案為二級展開式圓柱齒輪減速器,設計圖如下:圖一:傳動系統(tǒng)總體方案設計圖1.4 傳動方案的分析:結(jié)構(gòu)簡單,采用帶傳動與齒輪傳動組合,即可滿足傳動比要求,同時由于帶傳動具有良好的緩沖,吸振性能,適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求,成本低,使用維護方便。2.電動機的選擇2.1選擇電動機的類型根據(jù)用途選用Y(IP44)系列一般用途的全封閉式自冷式三相異步電動機2.2選擇電動機的功率由已知條件可知,傳送帶所需的拉力F=2KN,傳輸帶工作速度 v=1.1 m/s,故輸送帶所需功率為 =2.2KW由【2】表1-7查得滾筒效率 =0.96,軸承效率 =0.99,聯(lián)軸器效率 =0.99,帶傳動的效率 =0.96,齒輪傳遞效率 =0.97。電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為=0.8246電動機總的傳遞效率為 =2.66kw查2表12-1,選取電動機的額定功率為 =3KW2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速由已知,滾筒的直徑為 D=300mm,工作速度為 v=1.1 m/s,所以輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 =70V帶傳動比 =24,二級減速器常用的傳動比為 =840總傳動比的范圍 =*=16160電動機的轉(zhuǎn)速范圍為 =*=112011200 查2表12-1,符合這一轉(zhuǎn)速的范圍的電動機同步轉(zhuǎn)速有 1500,3000三種,初選 1500,滿載轉(zhuǎn)速=1420型號Y100L2-4的電動機。3.傳動比的計算及分配3.1總的傳動比=20.283.2分配傳動比根據(jù)帶傳動比范圍,取V帶傳動比為 =2.46,則減速器的傳動比為 i=8.23高速級傳動比為 =3.273.39。取=3.3低速級傳動比為 =2.494.傳動裝置運動及動力參數(shù)計算4.1各軸的轉(zhuǎn)速軸(高速軸) 軸(中間軸) 軸(低速軸) 軸(滾筒軸)4.2各軸的功率軸(高速軸)=*=0.96*2.66kw =2.55kw軸(中間軸)=*=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw軸(低速軸)=*=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw軸(滾筒軸)=*=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw4.3各軸的轉(zhuǎn)矩電動機軸 =9550*=9550*=17.89軸(高速軸)=9550*=9550*=42.19軸(中間軸)=9550*=9550*=133.77軸(低速軸)=9550*=9550*=319.51軸(滾筒軸)=9550*=9550*=314.07表一 傳動裝置各軸主要參數(shù)計算結(jié)果軸號輸入功率P/kW轉(zhuǎn)速n/(r/min)轉(zhuǎn)矩T/N m傳動比i電動機軸2.66142017.89=2.46=3.3=2.49軸(高速軸)2.55577.2342.19軸(中間軸)2.45174.91133.77軸(低速軸)2.3570.24319.51軸(滾筒軸)2.3170.24314.075.減速器的外傳動件的設計5.1選擇V帶型號 考慮到在和變動較小,查【1】表7-5得工作情況系數(shù) =1.1,則=*=1.1*2.66kw=2.93kw根據(jù)=1420r/min,=2.93kw,由【1】圖7-17選擇A型普通V帶。5.2確定帶輪基準直徑由【1】圖7-17可知,A型普通V帶推薦小帶輪直徑=80100,選小帶輪=100mm,則大帶輪直徑為=*=2.46*100mm=246mm,由【1】表7-7,取=250mm。5.3驗算帶的速度=7.45m/s25m/s5.4確定中心距和V帶長度根據(jù)0.7(+)mm=245mm 5.6確定V帶根數(shù)查【1】表7-9 =0.95,由表7-3得,=1.11,由表7-10得,=0.17,由表7-8,得=0.63z= = =3.47取整z=45.7計算初拉力由【1】表7-11查得V帶單位長度質(zhì)量m=0.1kg/m,則單根V帶張緊力=500()+0.1=103.97N5.8計算作用在軸上的壓力Q=2zsin =24103.7sin =813.3N5.9帶輪結(jié)構(gòu)設計小帶輪采用實心質(zhì),由【1】表7-4,e=150.3,=9,取f=10.在【2】表12-5查得=28mm輪轂寬:=(1.52.0)=4256mm,初選 =50mm輪緣寬:=(z-1)*e+2f=65mm大帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu),輪緣寬可與小帶輪相同,輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設計同步進行。6.高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算6.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械,故大、小齒輪均選用45鋼,小齒輪調(diào)質(zhì)處理,大齒輪正火處理,由【3】表8-17的齒面平均=236, =190HBW,HBW-=46HBW,在3050HBW之間。選用8級精度6.2 初步計算傳動的主要尺寸因為平均硬度小于350HBW,則齒輪為軟面閉式傳動,故按齒輪接觸強度進行設計(外嚙合)。(1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 =42190N*mm(2) 初選 =1.2,由【3】表8-18得 =1.1(3) 由【3】表8-19得彈性系數(shù) =189.8(4) 初選 =12,由【3】圖9-2查得 查得節(jié)點系數(shù) =1.72。(5) 齒輪的傳動比為 u=3.3,初選 =23,則=u*=3.3*23=75.9,取整數(shù)76,則端面重合度為=1.88-3.2*()cos=1.66 軸向重合度為 =0.318*=1.71 (6) 由3圖8-3查得 重合度系數(shù) =0.775(7) 由3圖11-2查得 螺旋角系數(shù)=0.99(8) 許用接觸應力可用下式計算=計算=2HBW+69=2*236+69=541MPa =2HBW+69=2*190+69=449 MPa大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為=60* *a =60*577023*2*8*365*8=1.618*h= =4.903*h由【3】圖 8-5 查得 壽命系數(shù) =1.0,=1.05取安全系數(shù) =1.0則小齒輪的許用接觸應力為 =541 MPa大齒輪的許用接觸應力為 =471.45 MPa故=472 MPa初算小齒輪的分度圓得 = =41.03mm6.3 確定傳動尺寸計算載荷系數(shù) 查得使用系數(shù) =1.0v= = =1.24m/s由3圖 8-6 查得 齒間載荷分配系數(shù) =1.05由3圖 8-7 查得 齒向載荷分配系數(shù) =1.21由3表 8-22 查得 齒間載荷分配系數(shù) =1.2載荷系數(shù) k=*=1.*1.05*1.21*1.2=1.52對進行修正,因與k有較大的差異,故需對由計算出的進行修正=*=41.03*=44.39mm確定模數(shù) =1.89 取整 =2中心距 =101.21mm 圓整 =100mm螺旋角為 =arcos=8.1因值與初選值相差較大,故對與有關的參數(shù)進行修正,由【3】圖9-2查得,=2.48端面重合度系數(shù) =1.88-3.2,()cos=1.68軸向重合度為 =0.318=1.37 由【3】圖8-3查得 重合度系數(shù) =0.774由【3】圖11-2查得 螺旋角系數(shù)=0.992 = =44.66mm精確計算圓周速度為v= =1.35m/s由圖8-6 查得 動載荷系數(shù) =1.09k=*=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58=*=*=45.24mm=1.95,取標準值 =2=mm=46.46mm=mm=116.68mmb=*=1.1*46.46=50.11mm,取整 =50mm=+(510)mm 取=60mm6.4 校核齒根彎曲疲勞強度齒根的疲勞強度條件其中 k=1.52,=42190Nmm,=2,=46.46mm,b= 50mm齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù),當量齒數(shù)為=23.70=78.32由3圖 8-8 查得 =2.68,=2.25由3圖8-9查得 =1.57,=1.76由3圖 8-10 查得 重合度系數(shù) =0.72由3圖11-3查得 螺旋角系數(shù) =0.93許用彎曲應力 由3表 8-11 查得 彎曲疲勞極限應力為=1.8HBS=425MPa=1.8HBS=342 MPa由3圖 8-11查得 壽命系數(shù) = =1由3表 8-20 查得 安全系數(shù) =1.6 =265.6MPa=213.8MPa= =83.03 MPa,則 = = =78.14 MPa 6.5計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) = = =2.02015齒頂高 = =1*2=2齒根高 =( )=(1+0.25)*2=2.5mm全齒高 h=+=2+2.5=4.5mm頂隙 c=0.285*2=0.5 齒頂圓直徑= 齒根圓直徑 7.低速級直齒圓柱齒輪的設計計算7.1選擇齒輪的材料同前小齒輪調(diào)質(zhì) ,236HBW 大齒輪正火 ,190HBW7.2確定齒輪許用應力 許用接觸應力:由1表8-39 知 =由1表8-10查得 故應按接觸極限應力較低的計算,只需求出大齒輪對于正火的齒輪 =1.0由于載荷穩(wěn)定,故按1表8-41,求輪齒應力循環(huán)次數(shù)=60=60174.91283658=4.9循環(huán)基數(shù)由1圖8-41查得當HBS為300時,因 =1=許用彎曲應力由1式8-46 知 由1表8-11知取 單向傳動取 同,所以得7.3根據(jù)接觸強度,求小齒輪分度圓直徑由1式8-38 初步計算 (表8-9) 取mm mm 取=95mm選定 =432.49=107.7 取107 取m=2 7.4驗算接觸應力由18-37知 取=1.76 =1 =271齒輪圓周速度由圖8-39查得=1.15(8級精度齒輪)=1.762711 =421.892 接觸強度足夠7.5驗算彎曲應力由1表8-43知 =由1圖8-44查得 =43 =3.76 =107 =3.75 =N/=65.21MP =MP=72MP故應驗算小齒輪的彎曲應力=3.76=4647MP彎曲強度足夠7.6計算齒輪傳動的其他尺寸齒頂高 =m=12=2mm齒根高 =(1+0.25)2=2.5mm全齒高 h=+=2+2.5mm=4.5mm頂隙 =m=0.252=0.5mm齒頂圓直徑 =+2=86.644+4mm=90.644mm =+=215.21+4mm=219.21mm齒根圓直徑=2=86.644-22.5=81.644mm =215.21122.5=201.211mm7.7齒輪作用力的計算高速級齒輪傳動的作用力已知高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩=421901mm 轉(zhuǎn)速=577.23r/min螺旋角 =8.6 小齒輪左旋,大齒輪右旋,小齒輪分度圓直徑 =46.46mm齒輪1的作用力圓周力 =N=1816.2N徑向力為 =1816.2N=667.7N軸向力 =1816.2=258.5N齒輪2的作用力從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等,作用力方向相反。低速級齒輪傳動的作用力已知條件低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩=133770Nmm轉(zhuǎn)速=174.91r/min小齒輪右旋,大齒輪左旋,小齒輪分度圓直徑為=86.64齒輪3的作用力 圓周力 =308.80N徑向力 齒輪4的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等,作用力方向相反。8中間軸的設計計算8.1已知條件中間軸傳遞的功率=2.45kW,轉(zhuǎn)速,齒輪2分度圓直徑=153.53mm,齒輪寬度=50mm,=95mm8.2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大,并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求,故由表8-26選常用的材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理8.3初算軸徑3查表9-8得C=106135,考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩,只承受少量的彎矩,故取小值C=110,則 8.4結(jié)構(gòu)設計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 軸不長,故軸承采用兩端固定方式。然后,按軸上零件的安裝順序,從處開始設計軸承的選擇與軸段及軸段的設計 該段軸段上安裝軸承,其設計應與軸承的選擇同步進行,選擇深溝球軸承。軸段、上安裝軸承,其直徑既應便于軸承安裝,又應符合軸承內(nèi)經(jīng)系列。暫取軸承為6208,經(jīng)過驗算,軸承6208的壽命符合減速器的預期壽命要求。由3表11-9得軸承內(nèi)徑d=40mm,外徑D=80mm,寬度B=18mm,定位軸肩直徑=47mm,外徑定位直徑=73mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離=9mm,故=40mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號,則=40mm軸段和軸段的設計 軸段上安裝齒輪3,軸段上安裝齒輪2,為便于齒輪的安裝,和應分別略大于和,可初定=42mm齒輪2輪轂寬度范圍為(1.21.5)=50.463mm,取其輪轂寬度與齒輪寬度=50mm相等,左端采用軸肩定位,右端次用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小,采用實心式,取其輪轂寬度與齒輪寬度=95mm相等,其右端采用軸肩定位,左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面,軸段和軸段的長度應比相應齒輪的輪轂略短,故取=92mm,=48mm軸段 該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位,其軸肩高度范圍為(0.070.1)=2.944.2mm,取其高度為h=4mm,故=50mm 齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為=10mm,齒輪2與齒輪3的距離初定為=10mm,則箱體內(nèi)壁之間的距離為齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離=+(-)/2=10+(60-50)/2=15mm,則軸段的長度為軸段及軸段的長度 該減速器齒輪的圓周速度2m/s,故軸承采用脂潤滑,需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座,軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為=12mm,中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成,則軸段的長度為軸段的長度為軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離=9mm,則由3圖11-6可得軸的支點及受力點間的距離為8.5鍵連接齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接,查3表8-31得鍵的型號分別為鍵1290GB/T 10961990和鍵1245GB/T 109619908.6軸的受力分析(1) 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示(2) 計算軸承支承反力 在水平面上為式中的負號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為(3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖11-10c、d、e所示在水平面上,a-a剖面右側(cè) b-b剖面為在垂直平面上為 合成彎矩,a-a剖面左側(cè)b-b剖面左側(cè)為 b-b剖面右側(cè)為(4)畫轉(zhuǎn)矩圖,8.7校核軸的強度a-a剖面彎矩大,且作用有轉(zhuǎn)矩,其軸頸較小,故a-a剖面為危險截面求當量彎矩:一般認為低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩是按脈動循環(huán)變化的?,F(xiàn)選用軸的材料為45鋼,并經(jīng)過調(diào)制處理。由教材表10-1查出其強度極限,并由表10-3中查出與其對應的,取=0.58根據(jù)a-a剖面的當量彎矩求直徑在結(jié)構(gòu)設計中該處的直徑,故強度足夠。8.8校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼,由3表8-33查得=125150MPa,強度足夠齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵,故其強度也足夠8.9校核軸承壽命計算軸承的軸向力 由3表11-9 查的深溝球軸承6208軸承得 =29500N,=18000N,=521.00N,=890.2 N。=1123.74N,=0N因為徑向力方向相反,則選最大的徑向力計算壽命。利用插值法,計算徑向動載荷系數(shù)X=0.56,軸向動載荷系數(shù)Y=1.22.則當量動載荷由1公式 =19.68mm+19.68*(0.030.05) mm=20.2720.66取=21mm9.4結(jié)構(gòu)設計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆,減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu),該減速器發(fā)熱小、軸不長,故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序,從軸的最細處開始設計(2)軸段 軸段上安裝帶輪,此段軸的設計應與帶輪輪轂軸空設計同步進行。根據(jù)第三步初算的結(jié)果,考慮到如該段軸徑取得太小,軸承的壽命可能滿足不了減速器預期壽命的要求,初定軸段的軸徑=25mm,帶輪輪轂的寬度為(1.52.0)=(1.52.0)*25mm=33mm42mm,結(jié)合帶輪結(jié)構(gòu)=37.550mm,取帶輪輪轂的寬度=42mm,軸段的長度略小于轂孔寬度,取=40mm(3)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時,應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位,軸肩高度h=(0.070.1) =(0.070.1)*25mm=1.752.5mm。軸段的軸徑=+2*(2.13)mm=29.231mm,其最終由密封圈確定。該處軸的圓周素的小于3m/s,可選用氈圈油封,查3表8-27選氈圈35 JB/ZQ46061997,則=30mm(4)軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力存在,選用角接觸球軸承。軸段上安裝軸承,其直徑應符合軸承內(nèi)徑系列?,F(xiàn)暫取軸承7207,由表11-9得軸承內(nèi)徑d=35mm,外徑D=72mm,寬度B=17mm,內(nèi)圈定位軸肩直徑=42mm,外圈定位內(nèi)徑=65mm,在軸上力作用點與外圈大端面的距離=15.7mm,故取軸段的直徑=35mm。軸承采用脂潤滑,需要用檔油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝檔油環(huán),軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取,檔油環(huán)的檔油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁12mm,檔油環(huán)軸孔寬度初定為=15mm,則=B+=17+15=32mm 通常一根軸上的兩個軸承應取相同的型號,則=35mm, =B+=17+15=32mm(5)齒輪的軸段 該段上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大于,可初定=42mm,則由表8-31知該處鍵的截面尺寸為b*h=12*8mm,輪轂鍵槽深度為=3.3mm,由于與較為接近,故該軸設計成齒輪軸,則有=,=60mm(6)軸段和軸段的設計 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑,則=48mm,齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為,則軸段的長度=(12+10-15)mm=7mm。軸段的長度為=(180+12-10-60-15)mm=107mm(7)軸段的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關外,還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為,由3表4-1可知,下箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.758mm,取=8mm, =(100+150)=250mme,故X=0.44,Y=1.40,則軸承2的當量動載荷為 =X+Y=0.441419.8N+1.4567.92N=1419.8N(3)校核軸承壽命 因,故只需要校核軸承1的壽命,P=。軸承在100以下工作,查表8-34得=1,。查表8-35得載荷系數(shù)=1.5 軸承1的壽命為 =56671.8h,故軸承壽命足夠10.低速軸的設計與計算10.1已知條件低速軸傳遞的功率=2.35kW,轉(zhuǎn)速,齒輪4分度元圓直徑=215.21mm,齒輪寬度=86mm10.2選擇軸的材料因傳遞功率不大,并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求,故查3表8-26選用常用的材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。10.3初算軸徑查3表9-8得C=106135,考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩,故取小值C=110則 軸與聯(lián)軸器連接,有一個鍵槽,軸徑應增大3%5%,軸端最細處直徑35.44+35.44(0.030.05)mm=36.5037.2110.4結(jié)構(gòu)設計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示(1) 軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 該減速器發(fā)熱小,故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序,從最小軸徑處開始設計(2) 聯(lián)軸器及軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器,此段設計應與聯(lián)軸器的選擇同步進行為了補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動,選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查3表8-37,取=1.5,則計算轉(zhuǎn)距=1.5319510Nmm=479265 Nmm由3表8-38查得GB/T 5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求:公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nmm,許用轉(zhuǎn)速4750r/min,軸孔范圍為3048mm ??紤]d46.98mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為42mm,軸孔長度84mm,J型軸孔,A型鍵,聯(lián)軸器主動端代號為LX3 4284 GB/T 5014-2003,相應的軸段的直徑=42mm,其長度略小于轂孔寬度,取 =82mm(3) 密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時,應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用周肩定位,軸肩高度h=(0.070.1)=(0.070.1)42mm=2.944.2mm。軸段的軸徑=+2h=47.8850.4mm,最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封,查3表8-27,選氈圈50JB/ZQ4606-1997,則=50mm(4) 軸承與軸段及軸段的設計 軸段和上安裝軸承,其直徑應既便于軸承安裝,又應符合軸承內(nèi)徑系列??紤]齒輪無軸向力存在,選用深溝球軸承?,F(xiàn)暫取軸承為6211C,由3表11-9得軸承內(nèi)徑d=55mm,外徑D=100mm,寬度B=21mm,內(nèi)圈定位軸肩直徑=64mm,外圈定位直徑=91mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離=27.5mm,故=55mm。故=21mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號,故=55mm(5) 齒輪與軸段 該段上安裝齒輪4,為了便于齒輪的安裝,應略大于,可初定=58mm,齒輪4輪轂的寬度范圍為(1.21.5),=69.687mm,小于齒輪寬度=86mm,取其輪轂寬度等于齒輪寬度,其右端采用軸肩定位,左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面,軸段的長度應比輪轂略短,故取=84mm。(6) 軸段 該軸段為齒輪提供定位和固定作用,定位軸肩的高度為h=(0.070.01)=4.065.8mm,取h=5mm,則=68mm,齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為=+()/2=10mm+(95-86)/2mm=14.5mm,則該軸段的長度=+=(8014.586+12)mm=91.5mm(7) 軸段與軸段的長度 軸段的長度除與軸上的零件有關外,還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承端蓋連接螺栓GB/T 5781 M825,其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm。則有=+=(58+2+10+102112)mm=47mm則軸段的長度=+2mm=21mm+12mm+14.5mm+ 2mm=49.5mm圓整取=50mm(8)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距離=27.5mm,則由圖11-12可得軸的支點及受力點的距離為=+=49.5mm+84mmmm27.5mm=63mm=+=36mm+76.5mm+mm27.5mm=128mm=+=27.5mm+47mm+42mm=116.5mm9.5鍵連接聯(lián)軸器與軸段及齒輪4與軸段間均采用A型普通平鍵連接,查3表8-31得鍵的型號分別為鍵1270GB/T 10961990和鍵1870GB/T 109619909.6軸的受力分析畫軸的受力簡圖 計算支承反力 在水平面上為在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為畫彎矩圖 在水平面上,a-a剖面的彎矩為在垂直面上,a-a剖面的彎矩為a-a剖面上的合成彎矩為畫轉(zhuǎn)矩圖 10.7校核軸的強度a-a剖面為危險截面求當量彎矩:一般可認為高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩是按脈動循環(huán)變化的?,F(xiàn)選用軸的材料為45鋼,并經(jīng)過調(diào)制處理。由教材表10-1查出其強度極限,并由表10-3中查出與其對應的,取=0.58根據(jù)a-a剖面的當量彎矩求直徑在結(jié)構(gòu)設計中該處的直徑,故強度足夠。10.8校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為齒輪4處鍵連接的擠壓應力為取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼,由3表8-33查得=125150MPa,強度足夠 10.9校核軸承壽命計算軸承的軸向力 由表11-9 查的6211軸承得 =43200N=29200N, =2202.26N。因為只有徑向力沒有軸向力,則當量動載荷P=2202.26N ,由1公式 =1792051h 合格z=4=103.97NQ=813.3N45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度=23=75.9=541 MP=471.45 MPa=472 MPa41.03mm K=1.52=100mm 44.66mm=2=46.46mm=116.68mm=50mm=60mm滿足齒根彎曲疲勞強度=2.02015=2=2.5mmh=4.5mmc=0.5=50.46=157.53=41.46=152.5345鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度 =107m=2接觸強度足夠彎曲強度足夠=2mm=2.5mmh=4.5mm=0.5mm=90.644mm=219.21mm=81.644mm=201.211mm=1816.2N=667.7N=258.5N=308.80N45鋼,調(diào)質(zhì)處理=40mm=40mm=42mm=92mm=48mm=50mm軸強度足夠鍵強度足夠軸承壽命足夠45鋼,調(diào)制處理=21mm=25mm=40mm=30mm=35mm=32mm=35mm=32mm齒輪軸=60mm=38mm=7mm=118mm=8mmL=50mm=72.5mm=109.2mm153.3mm83.3mmQ=813.3N=940N=-794.4N639.43N=1176.77N=1136.8N=1419.8N-66173.52N-69404.77N-88812.36N-98024.62N120107.6N*mm118269.9N*mm88812.36N*mm45鋼,調(diào)質(zhì)處理=35.44mm46.0946.98 =42mm=82mm=50mm=55mm=21mm=55mm=58mm=84mm=68mm=91.5mm=47mm=50mm=63mm=128mm=116.5軸的強度滿足要求鍵連接強度足夠軸承壽命足夠12.箱體結(jié)構(gòu)設計名稱符號齒輪減速器箱體薦用尺寸箱座壁厚0.025a+38=8箱蓋壁厚0.02a+38=8箱蓋凸緣厚度1.5=12箱座凸緣厚度1.5=12箱底座凸緣厚度2.5=20地腳螺釘直徑0.036a+12=17.4,取=M20地腳螺釘數(shù)目na250時,n=4n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑0.75=M12蓋與座聯(lián)接螺栓直徑(0.50.6) =M12聯(lián)接螺栓的間距150200=150軸承端蓋螺釘直徑(0.40.5)=M5視孔蓋螺釘直徑(0.30.4)=M10定位銷直徑(0.70.8)=M10、至外箱壁距離見【2】表11-1、至凸緣邊緣距離軸承旁凸臺半徑=20(=M16)凸臺高度根據(jù)低速級軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準,h=40外箱壁至軸承座端面距離=+(510)=22+20+(510)=4752,取=50鑄造過渡尺寸x 、y見【2】表1-38大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1.29.6,取=10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離8,取=40箱蓋、箱座肋厚、=0.85取=8軸承端蓋外徑=D+(55.5)=120軸承旁聯(lián)接螺栓距離盡量靠近,以M和M互不干涉為準,一般取=8013設計小結(jié)兩級展開式圓柱齒輪減速器的結(jié)構(gòu)簡單,但齒輪相對軸承的位置不對稱,因此軸應設計得具有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩的輸入端,這樣軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形,將能減弱軸在彎矩作用下產(chǎn)生彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象,用于載荷比較平穩(wěn)的場合??紤]到以上因素我們的設計想法為:輸入端,應用所學知識,采用帶輪傳動,使電動機的位置調(diào)節(jié)方便,減少了軸向尺寸,提供易于調(diào)節(jié)的傳動比,使設計的減速器內(nèi)傳動的傳動比選用更靈活,有更加緊湊的結(jié)構(gòu),由于高速級轉(zhuǎn)速較高,采用斜齒輪傳動,其傳動平穩(wěn),沖擊和噪聲小,而且通過調(diào)節(jié)螺旋角的- 配套講稿:
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