设计一用于带式运输机上展开式二级圆柱直齿轮减速器设计【520N.m v=1.5 直径R=350】【含CAD高清图纸和文档】【2016年下创作】
【温馨提示】=【1】设计包含CAD图纸 和 DOC文档,均可以在线预览,所见即所得,dwg后缀的文件为CAD图,超高清,可编辑,无任何水印,充值下载得到【资源目录】里展示的所有文件=【2】若题目上备注三维,则表示文件里包含三维源文件,由于三维组成零件数量较多,为保证预览的简洁性,店家将三维文件夹进行了打包。三维预览图,均为店主电脑打开软件进行截图的,保证能够打开,下载后解压即可。=【3】特价促销,拼团购买,均有不同程度的打折优惠,详情可咨询QQ:1304139763 或者 414951605
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.4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分 齿轮传动的设计.8 5.1 高速级齿轮传动的设计计算.8 5.2 低速级齿轮传动的设计计算.14第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.20 6.1 输入轴的设计.20 6.2 中间轴的设计.25 6.3 输出轴的设计.30第七部分 键联接的选择及校核计算.36 7.1 输入轴键选择与校核.36 7.2 中间轴键选择与校核.36 7.3 输出轴键选择与校核.36第八部分 轴承的选择及校核计算.37 8.1 输入轴的轴承计算与校核.37 8.2 中间轴的轴承计算与校核.38 8.3 输出轴的轴承计算与校核.38第九部分 联轴器的选择.39 9.1 输入轴处联轴器.39 9.2 输出轴处联轴器.40第十部分 减速器的润滑和密封.40 10.1 减速器的润滑.40 10.2 减速器的密封.41第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.42设计小结.44参考文献.45第一部分 设计任务书一、初始数据 设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器,初始数据T = 520Nm,V = 1.5m/s,D = 350mm,设计年限(寿命):8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。二. 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. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计10. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成:传动装置由电机、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:选择电动机-展开式二级直齿圆柱齿轮减速器-工作机。二. 计算传动装置总效率ha=h14h22h32h4=0.9940.9720.9920.96=0.85h1为轴承的效率,h2为齿轮啮合传动的效率,h3为联轴器的效率,h4为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择圆周速度v:v=1.5m/s工作机的功率pw:pw= 4.46 KW电动机所需工作功率为:pd= 5.25 KW工作机的转速为:n = 81.9 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围,二级圆柱直齿轮减速器传动比i=840,则总传动比合理范围为ia=840,电动机转速的可选范围为nd = ian = (840)81.9 = 655.23276r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比,选定型号为Y132S-4的三相异步电动机,额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/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HLHDABKDEFG132mm47531521614012mm388010333.2 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=nm/n=1440/81.9=17.58(2)分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 则低速级的传动比为:i23 = 3.68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 = nm = 1440 = 1440 r/min中间轴:nII = nI/i12 = 1440/4.78 = 301.26 r/min输出轴:nIII = nII/i23 = 301.26/3.68 = 81.86 r/min工作机轴:nIV = nIII = 81.86 r/min(2)各轴输入功率:输入轴:PI = Pdh3 = 5.250.99 = 5.2 KW中间轴:PII = PIh1h2 = 5.20.990.97 = 4.99 KW输出轴:PIII = PIIh1h2 = 4.990.990.97 = 4.79 KW工作机轴:PIV = PIIIh1h3 = 4.790.990.99 = 4.69 KW 则各轴的输出功率:输入轴:PI = PI0.99 = 5.15 KW中间轴:PII = PII0.99 = 4.94 KW中间轴:PIII = PIII0.99 = 4.74 KW工作机轴:PIV = PIV0.99 = 4.64 KW(3)各轴输入转矩:输入轴:TI = Tdh3 电动机轴的输出转矩:Td = = 34.82 Nm 所以:输入轴:TI = Tdh3 = 34.820.99 = 34.47 Nm中间轴:TII = TIi12h1h2 = 34.474.780.990.97 = 158.23 Nm输出轴:TIII = TIIi23h1h2 = 158.233.680.990.97 = 559.17 Nm工作机轴:TIV = TIIIh1h3 = 559.170.990.99 = 548.04 Nm 输出转矩为:输入轴:TI = TI0.99 = 34.13 Nm中间轴:TII = TII0.99 = 156.65 Nm输出轴:TIII = TIII0.99 = 553.58 Nm工作机轴:TIV = TIV0.99 = 542.56 Nm第五部分 齿轮传动的设计5.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数(1)选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS。(2)一般工作机器,选用8级精度。(3)选小齿轮齿数z1 = 24,大齿轮齿数z2 = 244.78 = 114.72,取z2= 115。(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1)确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.6。计算小齿轮传递的转矩T1 = 34.47 N/m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 = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角:aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos24cos20/(24+21) = 29.85aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos115cos20/(115+21) = 22.54端面重合度:ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 24(tan29.85-tan20)+115(tan22.54-tan20)/2 = 1.736重合度系数:Ze = = = 0.869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 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数:N1 = 60nkth = 6014401830028 = 3.32109大齿轮应力循环次数:N2 = 60nkth = N1/u = 3.32109/4.78 = 6.94108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = = 516 MPasH2 = = = 489.5 MPa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sH = sH2 = 489.5 MPa2)试算小齿轮分度圆直径 = = 45.572 mm(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 = = = 3.43 m/s齿宽bb = = = 45.572 mm2)计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1。根据v = 3.43 m/s、8级精度,由图查得动载系数KV = 1.14。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 2100034.47/45.572 = 1512.771 NKAFt1/b = 11512.771/45.572 = 33.2 N/mm 100 N/mm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 = 1.452。由此,得到实际载荷系数KH = KAKVKHaKHb = 11.141.21.452 = 1.9863)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = = 45.572 = 48.976 mm及相应的齿轮模数mn = d1/z1 = 48.976/24 = 2.041 mm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 = z1m = 242 = 48 mmd2 = z2m = 1152 = 230 mm(2)计算中心距a = (d1+d2)/2 = (48+230)/2 = 139 mm(3)计算齿轮宽度b = dd1 = 148 = 48 mm取b2 = 48、b1 = 53。4.校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF1)确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.736 = 0.682由齿数,查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.59 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 = 1.452,结合b/h = 10.67查图得KFb = 1.422则载荷系数为KF = KAKvKFaKFb = 11.141.21.422 = 1.945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 = 0.82、KFN2 = 0.85取安全系数S=1.4,得sF1 = = = 292.86 MPasF2 = = = 230.71 MPa2)齿根弯曲疲劳强度校核sF1 = = = 82.988 MPa sF1sF2 = = = 78.809 MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数z1 = 24、z2 = 115,模数m = 2 mm,压力角a = 20,中心距a = 139 mm,齿宽b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。6.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z24115齿宽b53mm48mm分度圆直径d48mm230mm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+2ha52mm234mm齿根圆直径dfd-2hf43mm225mm5.2 低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数(1)选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS。(2)一般工作机器,选用8级精度。(3)选小齿轮齿数z3 = 25,大齿轮齿数z4 = 253.68 = 92,取z4= 92。(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1)确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.6。计算小齿轮传递的转矩T2 = 158.23 N/m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 = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角:aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos25cos20/(25+21) = 29.54aa2 = arccosz4cosa/(z4+2ha*) = arccos92cos20/(92+21) = 23.121端面重合度:ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 25(tan29.54-tan20)+92(tan23.121-tan20)/2 = 1.729重合度系数:Ze = = = 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 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数:N3 = 60nkth = 60301.261830028 = 6.94108大齿轮应力循环次数:N4 = 60nkth = N1/u = 6.94108/3.68 = 1.89108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:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 506 MPa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sH = sH2 = 506 MPa2)试算小齿轮分度圆直径 = = 75.396 mm(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 = = = 1.19 m/s齿宽bb = = = 75.396 mm2)计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1。根据v = 1.19 m/s、8级精度,由图查得动载系数KV = 1.08。齿轮的圆周力Ft3 = 2T2/d1t = 21000158.23/75.396 = 4197.305 NKAFt3/b = 14197.305/75.396 = 55.67 N/mm 100 N/mm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 = 1.462。由此,得到实际载荷系数KH = KAKVKHaKHb = 11.081.21.462 = 1.8953)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d3 = = 75.396 = 79.771 mm及相应的齿轮模数mn = d3/z3 = 79.771/25 = 3.191 mm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 = z3m = 253 = 75 mmd4 = z4m = 923 = 276 mm(2)计算中心距a = (d3+d4)/2 = (75+276)/2 = 175.5 mm(3)计算齿轮宽度b = dd3 = 175 = 75 mm取b4 = 75、b3 = 80。4.校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF1)确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.729 = 0.684由齿数,查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.21YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.8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 = 1.462,结合b/h = 11.11查图得KFb = 1.432则载荷系数为KF = KAKvKFaKFb = 11.081.21.432 = 1.856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 = 620 MPa、sFlim2 = 620 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sF1 = = = 376.43 MPasF2 = = = 389.71 MPa2)齿根弯曲疲劳强度校核sF1 = = = 99.419 MPa sF1sF2 = = = 94.705 MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数z1 = 25、z2 = 92,模数m = 3 mm,压力角a = 20,中心距a = 175.5 mm,齿宽b1 = 80 mm、b2 = 75 mm。6.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z2592齿宽b80mm75mm分度圆直径d75mm276mm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+2ha81mm282mm齿根圆直径dfd-2hf67.5mm268.5mm第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 5.2 KW n1 = 1440 r/min T1 = 34.47 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 = 48 mm 则:Ft = = = 1436.2 NFr = Fttana = 1436.2tan20 = 522.4 N3.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 = A0 = 112 = 17.2 mm 输入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 = KAT1,查表,考虑转矩变化很小,故取KA = 1.3,则:Tca = KAT1 = 1.334.47 = 44.8 Nm 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LT4型联轴器。半联轴器的孔径为20 mm故取d12 = 20 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为38 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 = 25 mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 30 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 38 mm,为了保证轴端挡圈只压在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 = 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 = 25 mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206,其尺寸为dDT = 306216 mm,故d34 = d78 = 30 mm,取挡油环的宽度为15,则l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm,因此,取d45 = d67 = 36 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 = 53 mm,d56 = d1 = 48 mm 4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与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,已知低速小齿轮的宽度b3 = 80 mm,则l45 = b3+c+s-15 = 80+12+16+8-15 = 101 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6206深沟球轴承查手册得T= 16 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (53/2+31+101-16/2)mm = 150.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (53)/2+9+31-16/2)mm = 58.5 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1 = = = 402 NFNH2 = = = 1034.2 N垂直面支反力(见图d):FNV1 = = = 146.2 NFNV2 = = = 376.2 N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:MH = FNH1L2 = 402150.5 Nmm = 60501 Nmm截面C处的垂直弯矩:MV = FNV1L2 = 146.2150.5 Nmm = 22003 Nmm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 = = 64378 Nmm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:sca = = = MPa = 6.1 MPas-1 = 60 MPa 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:6.2 中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 4.99 KW n2 = 301.26 r/min T2 = 158.23 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 = 230 mm 则:Ft1 = = = 1375.9 NFr1 = Ft1tana = 1375.9tan20= 500.5 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 75 mm 则:Ft2 = = = 4219.5 NFr2 = Ft2tana = 4219.5tan20= 1534.9 N3.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 = A0 = 107 = 27.3 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)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 = 27.3 mm由轴承产品目录中选取深沟球轴承6206,其尺寸为dDT = 306216 mm,故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45 = 35 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 = 48 mm,为了可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l45 = 46 mm。齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h = (23)R,由轴径d45 = 35 mm查表,得R = 1.6 mm,故取h = 4 mm,则轴环处的直径d34 = 43 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6206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm,因此,取d23 = 35 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 = 80 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 = 78 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 = 16 mm,则l12 = T+s+2 = 16+16+8+2 = 42 mml67 = T2T+s+2.5+2 = 16+8+16+2.5+2 = 44.5 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6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (48/2-2+42-16/2)mm = 56 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (48/2+14.5+80/2)mm = 78.5 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (80/2+44.5+-16/2)mm = 76.5 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1 = = = 2540.6 NFNH2 = = = 3054.8 N垂直面支反力(见图d):FNV1 = = = -188.8 NFNV2 = = = -845.6 N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面B、C处的水平弯矩:MH1 = FNH1L1 = 2540.656 Nmm = 142274 NmmMH2 = FNH2L3 = 3054.876.5 Nmm = 233692 Nmm截面B、C处的垂直弯矩:MV1 = FNV1L1 = -188.856 Nmm = -10573 NmmMV2 = FNV2L3 = -845.676.5 Nmm = -64688 Nmm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 = = 142666 NmmM2 = = 242480 Nmm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:sca = = = MPa = 40 MPas-1 = 60 MPa 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:6.3 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3 = 4.79 KW n3 = 81.86 r/min T3 = 559.17 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 = 276 mm 则:Ft = = = 4052 NFr = Fttana = 4052tan20= 1474 N3.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 = A0 = 112 = 43.5 mm 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,考虑转矩变化很小,故取KA = 1.3,则:Tca = KAT3 = 1.3559.17 = 726.9 Nm 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LT9型联轴器。半联轴器的孔径为50 mm故取d12 = 50 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 = 55 mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 60 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 = 55 mm,由轴承产品目录中选取深沟球轴承6212,其尺寸为dDT = 60mm110mm22mm,故d34 = d78 = 60 mm,取挡油环的宽度为15,则l34 = 22+15 = 37 mm 左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6212型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm,因此,取d45 = 69 mm。 3)取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67 = 65 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 = 75 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 = 73 mm。齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高度h = (23)R,由轴径d67 = 65 mm查表,得R = 2 mm,故取h = 6 mm,则轴环处的直径d56 = 77 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 = 22 mm高速大齿轮轮毂宽度B2 = 48 mm,则l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 48+12+5+2.5+16+8-12-15 = 64.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 22+8+16+2.5+2 = 50.5 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6212深沟球轴承查手册得T= 22 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (75/2+12+64.5+37-22/2)mm = 140 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (75/2-2+50.5-22/2)mm = 75 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1 = = = 1413.5 NFNH2 = = = 2638.5 N垂直面支反力(见图d):FNV1 = = = 514.2 NFNV2 = = = 959.8 N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:MH = FNH1L2 = 1413.5140 Nmm = 197890 Nmm截面C处的垂直弯矩:MV = FNV1L2 = 514.2140 Nmm = 71988 Nmm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 = = 210577 Nmm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:sca = = = MPa = 10.2 MPas-1 = 60 MPa 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:第七部分 键联接的选择及校核计算7.1 输入轴键选择与校核 校核联轴器处的键连接: 该处选用普通平键尺寸为:bhl = 6mm6mm32mm,接触长度:l = 32-6 = 26 mm,则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT1,故键满足强度要求。7.2 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 = 10mm8mm40mm,接触长度:l = 40-10 = 30 mm,则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2583035120/1000 = 252 NmTT2,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 = 10mm8mm70mm,接触长度:l = 70-10 = 60 mm,则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2586035120/1000 = 504 NmTT2,故键满足强度要求。7.3 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 = 18mm11mm70mm,接触长度:l = 70-18 = 52 mm,则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25115265120/1000 = 1115.4 NmTT3,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 = 14mm9mm70mm,接触长度:l = 70-14 = 56 mm,则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2595650120/1000 = 756 NmTT3,故键满足强度要求。第八部分 轴承的选择及校核计算根据条件,轴承预计寿命:Lh = 828300 = 38400 h8.1 输入轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力,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 = 1522.4+0 = 522.4 N2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 522.4 = 7791 N3)选择轴承型号: 查课本表11-5,选择:6206轴承,Cr = 19.5 KN,由课本式11-3有:Lh = = = 6.02105Lh所以轴承预期寿命足够。8.2 中间轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力,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 = 11534.9+0 = 1534.9 N2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1534.9 = 13590 N3)选择轴承型号: 查课本表11-5,选择:6206轴承,Cr = 19.5 KN,由课本式11-3有:Lh = = = 1.13105Lh所以轴承预期寿命足够。8.3 输出轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力,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 = 11474+0 = 1474 N2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1474 = 8453 N3)选择轴承型号: 查课本表11-5,选择:6212轴承,Cr = 47.8 KN,由课本式11-3有:Lh = = = 6.94106Lh所以轴承预期寿命足够。第九部分 联轴器的选择9.1 输入轴处联轴器1.载荷计算公称转矩:T = T1 = 34.47 Nm由表查得KA = 1.3,故得计算转矩为:Tca = KAT1 = 1.334.47 = 44.8 Nm2.型号选择 选用LT4型联轴器,联轴器许用转矩为T = 63 Nm,许用最大转速为n = 5700 r/min,轴孔直径为20 mm,轴孔长度为38 mm。Tca = 44.8 Nm T = 63 Nmn1 = 1440 r/min n = 5700 r/min联轴器满足要求,故合用。9.2 输出轴处联轴器1.载荷计算公称转矩:T = T3 = 559.17 Nm由表查得KA = 1.3,故得计算转矩为:Tca = KAT3 = 1.3559.17 = 726.9 Nm2.型号选择 选用LT9型联轴器,联轴器许用转矩为T = 1000 Nm,许用最大转速为n = 2850 r/min,轴孔直径为50 mm,轴孔长度为84 mm。Tca = 726.9 Nm T = 1000 Nmn3 = 81.86 r/min n = 2850 r/min联轴器满足要求,故合用。第十部分 减速器的润滑和密封10.1 减速器的润滑1)齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动,其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于低速大齿轮的圆周速度v 12 m/s,将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样,齿轮在传动时,就把润滑油带到啮合的齿面上,同时也将油甩到箱壁上,借以散热。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高,但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm,取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于低速大齿轮全齿高h = 6.75 mm 10 mm,取浸油深度为10mm,则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm 根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油(GB 5903-2011),牌号为150润滑油,粘度荐用值为118 cSt。2)轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外,也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式,可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于低速大齿轮圆周速度v = 1.19 m/s 2 m/s,所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高,能承受较大的载荷,不易流失,容易密封,一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。为避免稀油稀释油脂,需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂,它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑,选用牌号为ZL-1的润滑脂。10.2 减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作,在构成箱体的各零件间,如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间,需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面,常用密封胶、耐油橡胶垫圈等;对于旋转零件如外伸轴的密封,则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小,故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v 3 m/s,输出轴与轴承盖间v 3 m/s,故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025175.5+3=7.4取8mm箱盖壁厚10.02a+3=0.02175.5+3=6.5取8mm箱盖凸缘厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5=2.58=20取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036175.5+12=18.3取M20地脚螺钉数目na250时,取n=4取4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.7520=15取M16盖与座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)20=10-12取M10连接螺栓d2的间距l150-200取150轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)20=8-10取M8视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)20=6-8取M6定位销直径d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取26、22、16df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取24、20、14轴承旁凸台半径R1=20取20凸台高度h根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(5-10)=22+
收藏
编号:3467592
类型:共享资源
大小:693.79KB
格式:ZIP
上传时间:2019-12-15
50
积分
- 关 键 词:
-
520N.m v=1.5 直径R=350
含CAD高清图纸和文档
2016年下创作
设计一用于带式运输机上展开式二级圆柱直齿轮减速器设计【520N.m
v=1.5
直径R=350】【含CAD高清图纸和文档】【2016年下创作】
设计
- 资源描述:
-
【温馨提示】====【1】设计包含CAD图纸 和 DOC文档,均可以在线预览,所见即所得,,dwg后缀的文件为CAD图,超高清,可编辑,无任何水印,,充值下载得到【资源目录】里展示的所有文件======【2】若题目上备注三维,则表示文件里包含三维源文件,由于三维组成零件数量较多,为保证预览的简洁性,店家将三维文件夹进行了打包。三维预览图,均为店主电脑打开软件进行截图的,保证能够打开,下载后解压即可。======【3】特价促销,,拼团购买,,均有不同程度的打折优惠,,详情可咨询QQ:1304139763 或者 414951605
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。