V带式输送机的两级、展开式二级直齿圆柱齿轮减速器设计F=1150NV=0.45D=285含4张CAD图
V带式输送机的两级、展开式二级直齿圆柱齿轮减速器设计F=1150NV=0.45D=285含4张CAD图,输送,两级,展开式,二级,圆柱齿轮,减速器,设计,1150,0.45,285,CAD
机械设计减速器设计说明书 系 别: 专 业: 学生姓名: 学 号: 指导教师: 职 称:目 录第一部分 设计任务书11.1初始数据11.2设计步骤1第二部分 传动装置总体设计方案22.1传动方案特点22.2 计算传动装置总效率2第三部分 电动机的选择23.1 电动机的选择33.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数5第五部分 V带的设计75.1 V带的设计与计算75.2 带轮结构设计9第六部分 齿轮传动的设计116.1 高速级齿轮传动的设计计算116.2 低速级齿轮传动的设计计算17第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计237.1 输入轴的设计237.2 中间轴的设计287.3 输出轴的设计33第八部分 键联接的选择及校核计算388.1 输入轴键选择与校核398.2 中间轴键选择与校核398.3 输出轴键选择与校核39第九部分 轴承的选择及校核计算409.1 输入轴的轴承计算与校核409.2 中间轴的轴承计算与校核419.3 输出轴的轴承计算与校核41第十部分 联轴器的选择42第十一部分 减速器的润滑和密封4211.1 减速器的润滑4211.2 减速器的密封43第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸4412.1 减速器附件的设计与选取4412.2 减速器箱体主要结构尺寸50设计小结53参考文献54II第一部分 设计任务书1.1初始数据设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器,下图为某厂自动送料输送机的传动系统运动简图。输送带速度允许误差5%,工作机效率为0.96,初始数据F = 1150N,V = 0.45m/s,D = 285mm,设计年限(寿命):6年,每天工作班制(8小时/班):2班制,每年工作天数:300天,三相交流电源,电压380/220V。带式输送机连续单向运转,工作过程有轻度振动,空载启动。1电动机 2V带传动 3展开式二级圆柱齿轮传动 4联轴器 5带式输送机1.2设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案2.1传动方案特点1.组成:传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案:考虑到电机转速高,V带具有缓冲吸振能力,将V带设置在高速级。选择V带传动和展开式二级直齿圆柱齿轮减速器。2.2 计算传动装置总效率ha=h1h24h32h4h5=0.960.9940.9720.990.96=0.825h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择圆周速度v:v=0.45m/s工作机的功率Pw:Pw=FV1000=11500.451000=0.52Kw电动机所需工作功率为:Pd=Pwa=0.520.825=0.63Kw工作机的转速为:n=601000VD=6010000.45285=30.2rmin 经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=24,二级圆柱直齿轮减速器传动比i2=840,则总传动比合理范围为ia=16160,电动机转速的可选范围为nd = ian = (16160)30.2 = 483.24832r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定型号为Y802-4的三相异步电动机,额定功率为.75KW,满载转速nm=1390r/min,同步转速1500r/min。电动机主要外形尺寸:中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG80mm28517012510010mm1940615.53.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比: 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:ia=nmn=139030.2= 46.03(2)分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i0=3,则减速器传动比为:i=iai0=46.033=15.34取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=1.3i=1.315.34=4.47则低速级的传动比为:i23=ii12=15.344.47=3.43第四部分 计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速:输入轴:nI=nmi0=13903=463.33rmin中间轴:nII=nIi12=463.334.47=103.65rmin输出轴:nIII=nIIi23=103.653.43=30.22rmin工作机轴:nIV= nIII=30.22rmin(2)各轴输入功率:输入轴:PI= Pd1=0.630.96=.6Kw中间轴:PII= PI23=.60.990.97=.58Kw输出轴:PIII= PII23=.580.990.97=.56Kw工作机轴:PIV= PIII24=.560.990.99=.55Kw则各轴的输出功率:输入轴:PI= PI2=.60.99=.59Kw中间轴:PII= PII2=.580.99=.57Kw输出轴:PIII= PIII2=.560.99=.55Kw工作机轴:PIV= PIV2=.550.99=.54Kw(3)各轴输入转矩:电动机轴输出转矩:Td=9550Pdnm=95500.631390=4.33Nm输入轴:TI=9550PInI=9550.6463.33=12.37Nm中间轴:TII=9550PIInII=9550.58103.65=53.44Nm输出轴:TIII=9550PIIInIII=9550.5630.22=176.97Nm工作机轴:TIV=9550PIVnIV=9550.5530.22=173.81Nm各轴输出转矩为:输入轴:TI= TI2=12.370.99=12.25Nm中间轴:TII= TII2=53.440.99=52.91Nm输出轴:TIII= TIII2=176.970.99=175.2Nm工作机轴:TIV= TIV2=173.810.99=172.07Nm第五部分 V带的设计5.1 V带的设计与计算1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.2,故Pca= KAPd=1.20.63=.76Kw2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用Z型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1)初选小带轮的基准直径dd1。由表,取小带轮的基准直径dd1 = 71 mm。 2)验算带速v。按课本公式验算带的速度v=dd1nm601000=711390601000=5.16ms 因为5 m/s v 1206.计算带的根数z 1)计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 71 mm和nm = 1390 r/min,查表得P0 = 0.29 kW。 根据nm = 1390 r/min,i0 = 3和Z型带,查表得DP0 = 0.03 kW。 查表得Ka = 0.95,查表得KL = 1.14,于是Pr=P0+P0KKL=0.29+0.030.951.14=0.35Kw 2)计算V带的根数zz=PcaPr=.760.35=2.17 取3根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得Z型带的单位长度质量q = 0.06 kg/m,所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.95.760.9535.16+0.065.162=41.65N8.计算压轴力FPFp=2zF0 sin12=2341.65sin161.42=246.59N9.主要设计结论带型Z型根数3根小带轮基准直径dd171mm大带轮基准直径dd2224mmV带中心距a472mm带基准长度Ld1420mm小带轮包角1161.4带速5.16m/s单根V带初拉力F041.65N压轴力Fp246.59N5.2 带轮结构设计1.小带轮的结构设计 1)小带轮的结构图 2)小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD = 19mm19mm分度圆直径dd171mmdadd1+2ha71+2275mmd1(1.82)d(1.82)1938mmB(z-1)e+2f(3-1)12+2738mmL(1.52)B(1.52)3857mm2.大带轮的结构设计 1)大带轮的结构图 2)大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 13mm13mm分度圆直径dd2224mmdadd1+2ha224+22228mmd1(1.82)d(1.82)1326mmB(z-1)e+2f(3-1)12+2738mmL(1.52)d(1.52)1326mm第六部分 齿轮传动的设计6.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数(1)材料选择:由表选小齿轮材料为40Cr调质处理,硬度范围取为280HBS,大齿轮材料为45钢调质处理,硬度范围取为240HBS。(2)一般工作机器,选用8级精度。(3)选小齿轮齿数Z1 = 25,大齿轮齿数Z2 = 254.47 = 111.75,取Z2= 112。(4)压力角a = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计(1)由式试算小齿轮分度圆直径,即d132KT1du+1uZEZHZH21)确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T1=9.55103P1n1=9.55103.6463.33=12.37Nm选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.5。查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角:a1=arccosZ1cosZ1+2ha*=arccos25cos2025+21=29.54a2=arccosZ2cosZ2+2ha*=arccos112cos20112+21=22.603端面重合度:=12Z1tana1-tan+Z2tana2-tan=1225tan29.54-tan20+112tan22.603-tan20=1.74重合度系数:Z=4-3=4-1.743=0.868计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数:N1=60n1jLh=60463.331628300=8.01108N2=N1i12=8.011084.47=1.79108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.891=534MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.921=506MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即H=H2=506MPa2)试算小齿轮分度圆直径d132KT1du+1uZEZHZH2=3210001.312.3714.47+14.47189.82.50.8685062=29.654mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv=d1tn1601000=29.654463.33601000=0.72ms齿宽bb=dd1t=129.654=29.654mm2)计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1.25。根据v = 0.72 m/s、8级精度,由图查得动载系数KV = 1.05。齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2100012.3729.654=834.289NKAFt1b=1.25834.28929.654=35.17Nmm 100 Nmm查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KHb = 1.075。由此,得到实际载荷系数K=KAKVKHKH=1.251.051.21.075=1.6933)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=d1t3KKt=29.65431.6931.3=32.383mm及相应的齿轮模数m=d1Z1=32.38325=1.295mm模数取为标准值m = 2 mm。3.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1=mZ1=225=50mmd2=mZ2=2112=224mm(2)计算中心距a=d1+d22=50+2242=137mm(3)计算齿轮宽度b=dd1=150=50mm取b2 = 50、b1 = 55。4.校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件F=2KT1YFaYSaYdm3Z121)确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数YeY=0.25+0.75=0.25+0.751.74=0.681由齿数,查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.83计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2根据KHb = 1.075,结合b/h = 11.11查图得KFb = 1.045则载荷系数为K=KAKVKFKF=1.251.051.21.045=1.646计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系数S=1.4,得F1=KFN1Flim1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.883801.4=238.86MPa2)齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KT1YFa1YSa1Ydm3Z12=210001.64612.372.611.60.681123252=23.162MPaF1F2=2KT1YFa2YSa2Ydm3Z12=210001.64612.372.171.830.681123252=22.025MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论 齿数Z1 = 25、Z2 = 112,模数m = 2 mm,压力角a = 20,中心距a = 137 mm,齿宽b1 = 55 mm、b2 = 50 mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z25112齿宽b55mm50mm分度圆直径d50mm224mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamha2mm2mm齿根高hfm(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2ha54mm228mm齿根圆直径dfd-2hf45mm219mm6.2 低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数(1)材料选择:由表选小齿轮材料为40Cr调质处理,硬度范围取为280HBS,大齿轮材料为45钢调质处理,硬度范围取为240HBS。(2)一般工作机器,选用8级精度。(3)选小齿轮齿数Z3 = 26,大齿轮齿数Z4 = 263.43 = 89.18,取Z4= 89。(4)压力角a = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计(1)由式试算小齿轮分度圆直径,即d332KT2du+1uZEZHZH21)确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T2=9.55103P2n2=9.55103.58103.65=53.44Nm选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.5。查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角:a1=arccosZ3cosZ3+2ha*=arccos26cos2026+21=29.249a2=arccosZ4cosZ4+2ha*=arccos89cos2089+21=23.217端面重合度:=12Z3tana1-tan+Z4tana2-tan=1226tan29.249-tan20+89tan23.217-tan20=1.731重合度系数:Z=4-3=4-1.7313=0.87计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数:N1=60n2jLh=60103.651628300=1.79108N2=N1i23=1.791083.43=5.22107查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.92、KHN2 = 0.94。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.921=552MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.941=517MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即H=H2=517MPa2)试算小齿轮分度圆直径d332KT2du+1uZEZHZH2=3210001.353.4413.43+13.43189.82.50.875172=48.547mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv=d3tn2601000=48.547103.65601000=0.26ms齿宽bb=dd3t=148.547=48.547mm2)计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1.25。根据v = 0.26 m/s、8级精度,由图查得动载系数KV = 1.02。齿轮的圆周力Ft1=2T2d3t=2100053.4448.547=2201.578NKAFt1b=1.252201.57848.547=56.69Nmm 100 Nmm查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KHb = 1.453。由此,得到实际载荷系数K=KAKVKHKH=1.251.021.21.453=2.2233)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d3=d3t3KKt=48.54732.2231.3=58.053mm及相应的齿轮模数m=d3Z3=58.05326=2.233mm模数取为标准值m = 3 mm。3.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d3=mZ3=326=78mmd4=mZ4=389=267mm(2)计算中心距a=d3+d42=78+2672=172.5mm(3)计算齿轮宽度b=dd3=178=78mm取b4 = 78、b3 = 83。4.校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件F=2KT2YFaYSaYdm3Z321)确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数YeY=0.25+0.75=0.25+0.751.731=0.683由齿数,查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.79计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2根据KHb = 1.453,结合b/h = 11.56查图得KFb = 1.423则载荷系数为K=KAKVKFKF=1.251.021.21.423=2.177计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.88、KFN2 = 0.9取安全系数S=1.4,得F1=KFN1Flim1S=0.885001.4=314.29MPaF2=KFN2Flim2S=0.93801.4=244.29MPa2)齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KT2YFa1YSa1Ydm3Z32=210002.17753.442.581.610.683133262=36.167MPaF1F2=2KT2YFa2YSa2Ydm3Z32=210002.17753.442.231.790.683133262=34.755MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论 齿数Z3 = 26、Z4 = 89,模数m = 3 mm,压力角a = 20,中心距a = 172.5 mm,齿宽b1 = 83 mm、b2 = 78 mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2689齿宽b83mm78mm分度圆直径d78mm267mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamha3mm3mm齿根高hfm(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2ha84mm273mm齿根圆直径dfd-2hf70.5mm259.5mm第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = .6 KW n1 = 463.33 r/min T1 = 12.37 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 50 mm 则:Ft=2T1d1=2100012.3750=494.8NFr=Fttan=494.8tan20=180N3.初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取A0 = 112,得:dmin=A03P1n1=112 3.6463.33=12.2mm 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径,由于安装键将轴径增大5%,故选取:d12 = 13 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足大带轮的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II=III段的直径d23 = 18 mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 23 mm。大带轮宽度B = 38 mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些,现取l12 = 36 mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 18 mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6204,其尺寸为dDT = 204714 mm,故d34 = d78 = 20 mm,取挡油环的宽度为15,则l34 = l78 = 14+15 = 29 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6204型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm,因此,取d45 = d67 = 26 mm。 3)由于齿轮的直径较小,为了保证齿轮轮体的强度,应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 55 mm,d56 = d1 = 50 mm 4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离,取l23 = 50 mm。 5)取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm,低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,已知低速小齿轮的宽度b3 = 83 mm,则l45 = b3+c+s-15 = 83+12+16+8-15 = 104 mml67 = +s-15 = 9 mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1)作轴的计算简图(见图a): 根据6204型轴承查手册得T = 14 mm 带轮中点距左支点距离L1 = 38/2+50+14/2 = 76 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 55/2+29+104-14/2 = 153.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 55/2+9+29-14/2 = 58.5 mm V带压轴力Fp = 246.59 N2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1=FtL3L2+L3=494.858.5153.5+58.5=136.5NFNH2=FtL2L2+L3=494.8153.5153.5+58.5=358.3N垂直面支反力(见图d):FNV1=FrL3-FpL1+L2+L3L2+L3=18058.5-246.5976+153.5+58.5153.5+58.5=-285.3NFNV2=FrL2+FpL1L2+L3=180153.5+246.5976153.5+58.5=-285.3N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:MH=FNH1L2=136.5153.5=20953Nmm截面A处的垂直弯矩:MV0=FpL1=246.5976=18741Nmm截面C处的垂直弯矩:MV1=FNV1L2=-285.3153.5=-43794NmmMV2=FNV2L3=218.758.5=12794Nmm分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。截面C处的合成弯矩:M1=MH2+MV12=209532+-437942=48548NmmM2=MH2+MV22=209532+127942=24550Nmm作合成弯矩图(图f)。4)作转矩图(图g)。5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度: 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:ca=McaW=M12+T12W=485482+0.612.37100020.1503=3.9MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算W时,忽略单键槽的影响)。轴的弯扭受力图如下:7.2 中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = .58 KW n2 = 103.65 r/min T2 = 53.44 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 224 mm 则:Ft1=2T2d2=2100053.44224=477.1NFr1=Ft1tan=477.1tan20=173.6N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 78 mm 则:Ft2=2T2d3=2100053.4478=1370.3NFr2=Ft2tan=1370.3tan20=498.5N3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取:A0 = 107,得:dmin=A03P2n2=107 3.58103.65=19mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承只受径向力的作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin = 19 mm,由轴承产品目录中选取深沟球轴承6205,其尺寸为dDT = 255215 mm,故d12 = d56 = 25 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45 = 30 mm;齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B = 50 mm,为了可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l45 = 48 mm。齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h = (23)R,由轴径d45 = 30 mm查表,得R = 1 mm,故取h = 3 mm,则轴环处的直径d34 = 36 mm。轴环宽度b1.4h,取l34 = 14.5 mm。 3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6205型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm,因此,取d23 = 30 mm。 4)考虑材料和加工的经济性,应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B = 83 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l23 = 81 mm。 5)取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm,高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,已知滚动轴承宽度T = 15 mm,则l12 = T+s+2 = 15+16+8+2 = 41 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 15+8+16+2.5+2 = 43.5 mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1)作轴的计算简图(见图a): 根据6205型轴承查手册得T = 15 mm 高速大齿轮齿宽中点距右支点距离L1 = (50/2-2+43.5-15/2)mm = 59 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (50/2+14.5+83/2)mm = 81 mm 低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3 = (83/2-2+41-15/2)mm = 73 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1=Ft1L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=477.181+73+1370.37359+81+73=814.6NFNH2=Ft1L1+Ft2L1+L2L1+L2+L3=477.159+1370.359+8159+81+73=1032.8N垂直面支反力(见图d):FNV1=Fr1L2+L3-Fr2L3L1+L2+L3=173.681+73-498.57359+81+73=-45.3NFNV2=Fr1L1-Fr2L1+L2L1+L2+L3=173.659-498.559+8159+81+73=-279.6N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面B、C处的水平弯矩:MH1=FNH1L1=814.659=48061NmmMH2=FNH2L3=1032.873=75394Nmm截面B、C处的垂直弯矩:MV1=FNV1L1=-45.359=-2673NmmMV2=FNV2L3=-279.673=-20411Nmm分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。截面B、C处的合成弯矩:M1=MH12+MV12=480612+-26732=48135NmmM2=MH22+MV22=753942+-204112=78108Nmm作合成弯矩图(图f)。4)作转矩图(图g)。5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度: 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面B)的强度。必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:ca=McaW=M12+T22W=481352+0.653.44100020.1303=21.4MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算W时,忽略单键槽的影响)。轴的弯扭受力图如下:7.3 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3 = .56 KW n3 = 30.22 r/min T3 = 176.97 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 267 mm 则:Ft=2T3d4=21000176.97267=1325.6NFr=Fttan=1325.6tan20=482.2N3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取:A0 = 112,于是得dmin=A03P3n3=112 3.5630.22=29.6mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT3,查表,考虑转矩变化小,故取KA = 1.5,则:Tca=KAT3=1.5176.97=265.5Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 4323-2002或手册,选用LT7型联轴器。半联轴器的孔径为40 mm故取d12 = 40 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II-III段的直径d23 = 45 mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比L略短一些,现取l12 = 82 mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 45 mm,由轴承产品目录中选取深沟球轴承6210,其尺寸为dDT = 50mm90mm20mm,故d34 = d78 = 50 mm,取挡油环的宽度为15,则l34 = 20+15 = 35 mm 左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6210型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm,因此,取d45 = 57 mm。 3)取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67 = 55 mm;齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B = 78 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l67 = 76 mm。齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h = (23)R,由轴径d67 = 55 mm查表,得R = 2 mm,故取h = 6 mm,则轴环处的直径d56 = 67 mm。轴环宽度b1.4h,取l56 = 12 mm。 4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离,取l23 = 50 mm。 5)取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm,低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,已知滚动轴承的宽度T = 20 mm高速大齿轮轮毂宽度B2 = 50 mm,则l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 50+12+5+2.5+16+8-12-15 = 66.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1)作轴的计算简图(见图a): 根据6210型轴承查手册得T = 20 mm 第一段轴中点距左支点距离L1 = (82/2+50+20/2)mm = 101 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (78/2+12+66.5+35-20/2)mm = 142.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (78/2-2+48.5-20/2)mm = 75.5 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1=FtL3L2+L3=1325.675.5142.5+75.5=459.1NFNH2=FtL2L2+L3=1325.6142.5142.5+75.5=866.5N垂直面支反力(见图d):FNV1=FrL3L2+L3=482.275.5142.5+75.5=167NFNV2=FrL2L2+L3=482.2142.5142.5+75.5=315.2N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:MH=FNH1L2=459.1142.5=65422Nmm截面C处的垂直弯矩:MV=FNV1L2=167142.5=23798Nmm分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。截面C处的合成弯矩:M=MH2+MV2=654222+237982=69616Nmm作合成弯矩图(图f)。4)作转矩图(图g)。5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度: 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:ca=McaW=M2+T32W=696162+0.6176.97100020.1553=7.6MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算W时,忽略单键槽的影响)。轴的弯扭受力图如下:第八部分 键联接的选择及校核计算8.1 输入轴键选择与校核 校核大带轮处的键连接: 该处选用普通平键尺寸为:bhl = 5mm5mm32mm,接触长度:l = 32-5 = 27 mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.25527131201000=52.6NmTT1,故键满足强度要求。8.2 中间轴键选择与校核1)中间轴与高速大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为:bhl = 8mm7mm45mm,接触长度:l = 45-8 = 37 mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.25737301201000=233.1NmTT2,故键满足强度要求。2)中间轴与低速小齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为:bhl = 8mm7mm70mm,接触长度:l = 70-8 = 62 mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.25762301201000=390.6NmTT2,故键满足强度要求。8.3 输出轴键选择与校核1)输出轴与低速大齿轮处的键 该处选用普通平键尺寸为:bhl = 16mm10mm70mm,接触长度:l = 70-16 = 54 mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.251054551201000=891NmTT3,故键满足强度要求。2)输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为:bhl = 12mm8mm70mm,接触长度:l = 70-12 = 58 mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.25858401201000=556.8NmTT3,故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件,轴承预计寿命:Lh=628300=28800h9.1 输入轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力,有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=1180+00=180N2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P360n1Lh106=180360463.3328800106=1671N3)选择轴承型号: 查课本表11-5,选择:6204轴承,Cr = 12.8 KN,由课本式11-3有:Lh=10660n1CP3=10660463.3312.810001803=1.29107hLh所以轴承预期寿命足够。9.2 中间轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力,有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=1173.6+00=173.6N2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P360n2Lh106=173.6360103.6528800106=979N3)选择轴承型号: 查课本表11-5,选择:6205轴承,Cr = 14 KN,由课本式11-3有:Lh=10660n2CP3=10660103.65141000173.63=8.43107hLh所以轴承预期寿命足够。9.3 输出轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力,有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=1482.2+00=482.2N2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P360n3Lh106=482.236030.2228800106=1802N3)选择轴承型号: 查课本表11-5,选择:6210轴承,Cr = 35 KN,由课本式11-3有:Lh=10660n3CP3=1066030.22351000482.23=2.11108hLh所以轴承预期寿命足够。第十部分 联轴器的选择1.载荷计算公称转矩:T=T3=176.97Nm由表查得KA = 1.5,故得计算转矩为:Tca=KAT3=1.5176.97=265.5Nm2.型号选择 选用LT7型联轴器,联轴器许用转矩为T = 500 Nm,许用最大转速为n = 3600 r/min,轴孔直径为40 mm,轴孔长度为84 mm。Tca=265.5NmT=500Nmn3=30.22rminn=3600rmin联轴器满足要求,故合用。第十一部分 减速器的润滑和密封11.1 减速器的润滑1)齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传
收藏
编号:173728758
类型:共享资源
大小:1.87MB
格式:ZIP
上传时间:2022-12-12
30
积分
- 关 键 词:
-
输送
两级
展开式
二级
圆柱齿轮
减速器
设计
1150
0.45
285
CAD
- 资源描述:
-
V带式输送机的两级、展开式二级直齿圆柱齿轮减速器设计F=1150NV=0.45D=285含4张CAD图,输送,两级,展开式,二级,圆柱齿轮,减速器,设计,1150,0.45,285,CAD
展开阅读全文
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明,都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等,如果需要附件,请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸,网页内容里面会有图纸预览,若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 装配图网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑,并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容,请与我们联系,我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
装配图网所有资源均是用户自行上传分享,仅供网友学习交流,未经上传用户书面授权,请勿作他用。