2470 单螺杆挤出机构设计
2470 单螺杆挤出机构设计,螺杆,挤出,机构,设计
第 4 章 减速器的设计4.1 计算传动装置的运动和动力参数4.1.1 减速器传动比的分配,75.36总i考虑两级齿轮润滑问题,两级大齿轮应有相近的浸油深度。因此 = ,1i2.6。2i4.1.2 减速器各轴动力参数的计算1、各轴转速的计算r/min470nr/min1.237.6/12ir/min5.9/.23inr/min5.9w2、各轴输入功率的计算Kw30dPKw7.29.11Kw8022Kw.833P3、各轴输入转矩的计算 NmNm64.1970/.295/011 nTNm523822PNm./334.2 齿轮的设计计算4.2.1 高速级齿轮的计算1、选择齿轮传动精度等级、材料及齿数水泥搅拌机作为一般工作机,速度不高,参考表 5.1 选用 7 级精度。材料选择。选择小齿轮材料为 45 钢,调质处理,硬度为 240HBS,大齿轮材料为 45 钢,正火处理,硬度为 200HBS。 .7536i高速级 。6,221ii低 速 级初选小齿轮齿数 =22,大齿轮齿数 =26.2=136。1Z2Z选取螺旋角 02、按齿面接触疲劳强度设计321KT1()hEtdHzu根据工作条件,选取载荷系数 K=1.6。计算小齿轮传递的转矩Nm64.19T选取齿宽系数 =1d材料的弹性影响系数 ,标准齿轮 。2/18.9MPaZE43.2HZ 120.78,. =.67 则 端 面 重 合 度按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa;大齿轮的601limH接触疲劳强度极限 MPa502limH计算应力循环次数 911 103.2)5308(147660 hLjnN9912.02.3u基础疲劳寿命系数 ,.1HNK5.01HN计算基础疲劳需用应力取失效率为 1%,安全系数 S=1,得=0.90600=540MPaSKHLimNH111MPa5.397.222 Li3.计算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小值1dH3211d2KT()hEt Hzu= mm3 2.6940.189.43()61.75计算圆周速度 1d6.70v./tnms确定齿轮参数mm 01cos6.34cos2.68ntdmzmm1.dbmm2.5268.03nthb/h=61.34/6.03=10.17纵向重合度 01.tan.812tan62.1dz计算载荷系数 k已知 1,4.7/, k.7,.4,A vHvms 级 精 度 查 得 动 载 系 数 .35Fk,HFk 1.2125AvHk按实际的载荷系数矫正所算的分度圆直径为mm3312.561.47.tdk计算模数 nm01cos.3cos163.22dmz4、按齿根弯曲强度设计213cosFasndkTYz 确定计算参数计算载荷参数 1.2741.352.0AvFak由 查得螺旋角影响参数2.01, 08Y当量齿数 133024.7cos6vz233015.vz齿形系数和应力修正系数为: , ; ,92.1FaY596.1SaY21.Fa。74.12SaY由应力循环次数得弯曲疲劳寿命系数 , 。8.01FNK8.02FN两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 MPa, MPa。51E32E计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得= MPaSKFENF11.304.580MPa86.2.22 FEF计算大小齿轮 并加以比较FasY12.591.60.33FasY大齿轮数值大。2.7.428Fas设计计算2032.0196.8cos16.42.87nmm对比计算结果取 =3.于是有 ,取 23,则 n01.5nzm取 143236.142.z 5、计算中心距 圆整为 259.120()(314)259.3coscos6nzma按圆整后的中心距修正螺旋角因 值改变不多,故参 012()()arcosars1.259nz数 、 、 等不必修正。kH计算大小齿轮分度圆直径mm mm102371.8cos6nzmd201436.3cossnzmd齿轮宽度 mm mm51B24.2.2 低速级齿轮的计算1、选择齿轮传动精度等级、材料及齿数水泥搅拌机作为一般工作机,速度不高,参考表 5.1 选用 7 级精度。材料选择。选择小齿轮材料为 45 钢,调质处理,硬度为 240HBS,大齿轮材料为 45 钢,正火处理,硬度为 200HBS。 。75.36i高速级 。6,221ii低 速 级初选小齿轮齿数 =22,大齿轮齿数 =226=132。3Z4Z选取螺旋角 082、按齿面接触疲劳强度设计32KT1()hEtdHzu根据工作条件,选取载荷系数 K=1.6。计算小齿轮传递的转矩Nm215.T选取齿宽系数 =1d材料的弹性影响系数 ,标准齿轮 。2/18.9MPaZE2.3HZ 340.78,. =.6 则 端 面 重 合 度按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa;大齿轮的lim360H接触疲劳强度极限 MPalim450H计算应力循环次数 932606237(8015).240hNnjL9914.40.1u基础疲劳寿命系数 ,1.3HNK10.8HN计算基础疲劳需用应力取失效率为 1%,安全系数 S=1,得=0.93600=558MPaSHLimNH111MPa2220.9859LiK3.计算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小值1dH3212dT()hEt Hzu= mm3 2.650189.3()105.6654计算圆周速度 2d.7.v /tnms确定齿轮参数mm 023cos15.6cos4.62tntdmzmm10.dbmm2.5461.35nthb/h=105.6/10.5=10.2纵向重合度 010.8tan0.812tan82.7dz计算载荷系数 k已知 1,.3/,7k1.02,.,A vHkvms 级 精 度 查 得 动 载 系 数 1.2Fk,HF .37AvHkk按实际的载荷系数矫正所算的分度圆直径为mm3321.705.60.3tdk计算模数 nm023cos.cos184.32dmz4、按齿根弯曲强度设计213cosFasndkTYz确定计算参数计算载荷参数 1.021.26AvFak由 查得螺旋角影响参数2.14, 8Y当量齿数 33025.6cos1vz4330.48vz齿形系数和应力修正系数为: , ; ,32.61FaY3.592Sa4.12FaY。41.832SaY由应力循环次数得弯曲疲劳寿命系数 , 。10.8FNK20.FN两齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为 MPa, MPa。51E382E计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1,得= MPaSKFENF110.8954MPa2.3 .6FEF 计算大小齿轮 并加以比较FasY32.61.590.34FasY大齿轮数值大。4.8.12Fas设计计算2032.650.8cos1.3.26nmm对比计算结果取 =4.于是有 ,则 n01.3nzm23618z5、计算中心距 圆整为 337mm。120()(318)436.7coscosnza按圆整后的中心距修正螺旋角因 值改变不多,故参 034()()arcosars18.2236nzm数 、 、 等不必修正。kH计算大小齿轮分度圆直径mm, mm 3102496.7cos18nzd4013857.2cosnzmd齿轮宽度 mm mm3B454.3 轴的设计计算4.3.1 输入轴轴的设计1、轴的材料选择和最小直径估算初选轴的材料为 45 钢,调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算,即:126 mm,因电动机输出轴直径为 55mm 因130min1PAd 2.3479.503此考虑到联轴器的型号取轴的最小直径为 mm.5mind2、轴的结构设计各轴段直径的确定:最小直径,安装大带轮的外伸轴段, mm。1d 45min1d:密封处轴段 =50mm。212d:滚动轴承处轴段, =55 。滚动轴承选取 30211,其尺寸为13 3m=55mm100mm22.75mm21mm。BTDd:过渡轴段,由结构定, =55mm。14 14d齿轮处轴段,由于小齿轮直径较小,采用齿轮轴结构。过一周和齿轮的材料和热处理方式需一样,均为 45 钢,调制处理。:过渡轴段,由结构定, =60mm。15d15d:滚动轴承处轴段, = =55mm。6 3各轴段长度的确定:由联轴器及箱体结构、轴承端盖、装配关系确定, =162mm。1L 1L:由高速级小齿轮宽 确定 =75mm。2 751Bm12L:由装配关系、箱体结构等确定 =116mm。13 3:由滚动轴承及档油盘装配关系确定 =51mm。4L 143、细部结构设计输入轴外伸轴段处键 mm9mm-82mm;滚动轴承与轴的配合Lhb采用过渡配合,此轴段的直径公差选为 。65k4.3.2 中间轴轴的设计和计算1、轴的材料选择和最小直径的估算选择州的材料为 45 钢,调质处理,对称循环弯曲许用应力 =60MPa。1初步确定轴的最小直径,即 103 mm230min2PAd8.49.76由于安装滚动轴承取 mm。5in22、轴的结构设计各轴段直径的确定:最小直径,滚动轴承处轴段, = =50mm。滚动轴承选取21d21dmin30210,其尺寸为 =50mm90mm21.75mm20mm。BTDd:由高速级大齿轮轴段, =70mm。2 2:轴环,根据齿轮的轴向定位要求, =75mm。3d 23d:,低速级小齿轮轴段 =96mm。24 24d:滚动轴承处轴段, = =50mm。5 51各轴段长度的确定:由滚动轴承及装配关系确定, =45mm。21L21L:由高速级大齿轮的毂孔宽度 =70mm 确定, =70mm。B2L:轴环宽度, =5mm。2323L:有低速级小齿轮的毂孔宽度 =100mm 确定, =100mm。4L324:由滚动轴承及装配关系等确定, =63mm。25 25L3、细部结构设计高速级大齿轮处键 mm11mm-60mm;齿轮轮毂与轴的配合选18hb为 ;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合,此轴段的公差直径选为6/70rH。5k4.3.3 输出轴轴的设计1、轴的材料选择和最小直径估算初选轴的材料为 45 钢,调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算,即:102 mm,因输出轴最小直径处安装联轴器需30min3PAd45.91.37开键槽,应将轴径增大 。 =95mm.%5min3d3、轴的结构设计各轴段直径的确定:滚动轴承处轴段, =100mm.滚动轴承选取 30220,其尺寸为31d31d=100mm180mm37mm34mm。BTDd:过渡轴段, =105mm。3232d:轴环,根据齿轮的轴向定位要求, =110mm。3d:低速机大齿轮处轴段, =105mm。34d34:滚动轴承处轴段, = =95mm。5 5d1各轴段长度的确定:由联轴器的毂孔宽和箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,31L=220mm。:由滚动轴承及装配关系等确定 =64mm。32 32L:过渡轴段, =59mm。L3L:轴环, =5mm。344:低速极大齿轮处轴段, =95mm。5 35:由滚动轴承及装配关系等确定, =64mm。36L36L4、细部结构设计安装联轴器的外伸轴段处键 mm16mm-164mm;低速级大齿28hb轮处键 mm16mm-90mm;齿轮轮毂与轴的配合选为 ;28Lhb 67105rH滚动轴承与轴的配合采用过渡配合,此轴段的直径公差选为 。9k5、轴的校核计算齿轮受力, Nmd76405.2395760243dTFtN87.16cos/tan.9cos/tanr 8.10.23t作简图如下 各支点位置由轴上相关尺寸确定。)(计算轴的支反力、水平支反力N54.879150.2321 LFtNHN1.32t垂直面支反力N14.395187.321 LFrNVN7.0.32rV轴的弯矩计算截面 处的水平弯距CNmm32.18554.8721LFMNH截面 处的垂直弯距Nmm.0.321NV截面 处的合成弯距 C2vHM= 1010.4.=184390.89 Nmm作弯矩图 )(f按弯扭组合强度条件校核轴的强度,取 ,则有6.03222321 17.)89.4(8914)(WTMcacMPa ,故强度足够。6015.21P 图 4.1 轴的力学模型及弯矩、转矩图4.4 键的选择与校核高速轴:由高速轴的细部结构设计,选定:高速轴外伸轴段处键 1 为,mLhb80914标记:键 ;1796/TGB中间轴:由中间轴细部结构设计,选定:高速级大齿轮处键 2 为,8标记:键 。10796/018TGB低速轴:由低速轴细部结构设计,选定:低速级大齿轮处键 3 为,mLhb852标记:键 ;/安装联轴器的外伸轴段处键 4 为( ) ,hb16528 mrt25.0,标记:键 。079/TGB键的校核由于同一根轴上的键传递的转矩相同,所以只需校核短的键即可。键 1:高速轴外伸轴段 mm;键的工作长度45dmm=66mm;键的接触高度 mm=4.5mm;传递480bLl 95.0.hk的转矩 Nm;键静联接时的挤压许用应力 =100MPa。6.91T pkldp32= MPa ,键联接强度足够。68.245.1069p键 2:高速级大齿轮轴段 mm;键的工作长度0dmm=42mm;键的接触高度 mm=5.5mm;传8bLl 1.05.hk递的转矩 Nm;键静联接时的挤压许用应力 =100MPa。2.12T pMPa ,键联接强度足够(采15.836045.03kldp p用双键连接) 。键 3:低速级大齿轮轴段 mm;键的工作长度dmm=57mm;键的接触高度 mm=8mm;传递285bLl 165.0.hk的转矩 Nm;键静联接时的挤压许用应力 =100MPa。6.03T pMPa ,键联接强度足够。28105782.13kldp p4.5 滚动轴承的选择和计算1 滚动轴承的确定由上确定:轴承为 30211 圆锥滚子轴承。 轴承为 30210 圆锥滚子轴承。轴承为 30220 圆锥滚子轴承。2 轴承的使用寿命校核轴承为 30211 圆锥滚子轴承, KN, KN, ,8.90rC15ro4.0e8.0,5.1Y(1) 计算两轴受到的径向载荷 FNV1、F NV2 NFNVHN 2.86.318.22121 903545022(2) 求两轴的计算轴向力 Fa1、F a2轴承派生轴向力 Fd=eFN 查表得 e=0.37Fd1=0.37FN1=0.37 886.2=327.9N;F d2=0.37FN2=0.37 1603.9=593.4NFa1=Fae+Fd1=667.8+886.2=1554N;F a2=Fd2=593.4N(3) 计算当量动载荷 P1 和 P2;eNa3.286154eNa37.096452查手册得径向载荷系数和轴向载荷系数为X1=0.4 Y1=1.6;X 2=1 Y2=0因轴承运转中有中等冲击载荷,去 fp=1.5P1=fp(X1FN1+Y1Fa1)=1.5 (0.4 886.2+1.6 1554)=4261.32NP2=fp(X2FN2+Y2Fa2)=1.5 (1 1603.9+0 593.4)=2405.85N(4) 验算轴承寿命因为 P1 P2,所以按轴承 1 的受力大小验算5 年,轴承具有足够的寿命。年1)32.46908(76)(601 CnLrh4.6 润滑与密封1 齿轮的润滑经过齿轮零件的设计后,由于齿轮的圆周速度 m/s,采用浸油润滑。12v2 滚动轴承的润滑由滚动轴承的的圆周速度可以选择轴承为脂润滑。4.7 减速器的设计资料铸铁减速器箱体主要结构尺寸 mm(低)5.29a箱座壁厚 = mm,取 =10mm487.302.箱盖壁厚 = mm,取 =9mm111箱座凸缘的厚度 =1.5 =1.510=15mmb箱盖凸缘的厚度 =1.5 =1.510=15mm1箱底座凸缘的厚度 =2.5 =25mm2箱座肋厚 0.8510=8.5mmm箱盖肋厚 0.8510= 8.5mm1地脚螺栓直径与数目 mm,2fd6n轴承旁连接螺栓直径 mm1075.f箱座箱盖连接螺栓直径 mm,取 1221).(fd联接螺栓直径 mmd6沉头座直径 mmD43凸缘尺寸 mm, mm2min1C24min定位销直径 mmd15)8.07(d轴承盖螺钉直径 mm3f吊环螺钉直径 =12mm5D大齿轮圆顶与箱体内壁距离 ,取 10mm12.
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