機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)一級(jí)錐齒輪減速器設(shè)計(jì)F=2.2V=1.1D=240(全套圖紙)
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1、第1章 概述 1.1 * 全套圖紙加153893706 1.2已知條件 1) 工作條件:兩班制,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷較平穩(wěn),室內(nèi)工作,有粉塵,環(huán)境最高溫度35℃。 2) 使用折舊期:8年,每年工作350天,每天工作16小時(shí)。 3) 檢修間隔期:2年一次大修,每年一次中修,半年一次小修。 4) 動(dòng)力來源:電力,三相交流,電壓380/220V。 5) 運(yùn)輸帶速度允許誤差:≤5% 6) 制造條件及生產(chǎn)批量:中型機(jī)械廠,單件小批生產(chǎn)。 7) 滾筒效率:η1=0.96 1.3設(shè)計(jì)數(shù)據(jù) 參 數(shù) 運(yùn)輸帶工作拉力F 運(yùn)輸帶工作速度V 卷筒直徑D 數(shù) 據(jù) 2200N 1.
2、1m/s 240mm 表1-1 設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)表 1.4 設(shè)計(jì)任務(wù) 1.4.1* 1.4.2* 1.4.3.* 1.5本方案特點(diǎn) 本方案采用錐齒輪減速器——開式齒輪傳動(dòng)方案,齒輪傳動(dòng)具有: 1) 效率高,是常用的機(jī)械傳動(dòng)中齒輪傳動(dòng)效率最高的。 2) 結(jié)構(gòu)緊湊,相對(duì)其它傳動(dòng)機(jī)械,其占用空間較小。 3) 工作可靠壽命長。設(shè)計(jì)制造正確合理,使用維護(hù)良好的齒輪傳動(dòng),工作十分可靠,壽命可長達(dá)一、二十年,這是其它機(jī)械傳動(dòng)無法比擬的。 4) 傳動(dòng)比穩(wěn)定。 5) 使用了一對(duì)開式齒輪傳動(dòng),它的失效形式多為齒面磨損,同時(shí),開式齒輪傳動(dòng)在沒有防護(hù)罩的情況下容易對(duì)靠近的工作人員造成危險(xiǎn)。 第2章
3、 傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1效率統(tǒng)計(jì) *η1=0.96。 2.1.1對(duì)軸承的效率統(tǒng)計(jì) 1) 滾筒球軸承效率:η2=0.99(脂潤滑) 2) 開式齒輪軸承效率:η3=0.99(脂潤滑) 3) 減速器內(nèi)滾柱軸承效率(2對(duì)):η4=0.98(油潤滑); η5=0.98(油潤滑) 4) 開式齒輪轉(zhuǎn)動(dòng):η6=0.95(8級(jí)精度,脂潤滑) 5) 錐齒轉(zhuǎn)動(dòng)嚙合效率:η7=0.96(8級(jí)精度,油潤滑) 2.1.2對(duì)兩個(gè)聯(lián)軸器的效率統(tǒng)計(jì) 1) 電機(jī)—錐齒輪間,使用彈性套柱聯(lián)軸器η8=0.993 2) 錐齒輪—開式齒輪間,使用滑塊聯(lián)軸器η9=0.98 2.2工作機(jī)需求功率 傳動(dòng)總效
4、率 理論需求電機(jī)功率 2.3電動(dòng)機(jī)的選擇 滾筒轉(zhuǎn)速為: Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)具有國際互換性特點(diǎn)其中,Y系列(IP44)電動(dòng)機(jī)為一般用途全封閉自扇式籠型三相異步電動(dòng)機(jī),具有防止灰塵鐵屑等雜物侵入電電動(dòng)機(jī)內(nèi)部之特點(diǎn),B級(jí)絕緣,工作環(huán)境不超過+40C相對(duì)濕度不超過95%,海拔不超過1000m,額定電壓380V,頻率50Hz。適用于無特殊要求的機(jī)械上。這里即選用此系列電動(dòng)機(jī)。 *查取電動(dòng)機(jī)參數(shù)。比較選擇Y系列三項(xiàng)異步電動(dòng)機(jī)在2.2節(jié)中求出工作機(jī)至少需要功率3.025kW,在不小于此功率前提下,選取額定功率至少4kW的電動(dòng)機(jī),有如下備選型號(hào)Y112M-2,Y112M-4,Y13
5、2M1-6,Y160M1-8,其中Y112M-2型磁極少體積小,價(jià)格較低,但其轉(zhuǎn)速高會(huì)使傳動(dòng)比增大;Y160M1-8型轉(zhuǎn)速低,磁極多,重量大,成本高,這兩種電動(dòng)機(jī)不宜在此處選用,通過比較選用Y112M-4-B3型電動(dòng)機(jī)。 其技術(shù)數(shù)據(jù)如下: 額定功率:4KW 滿載轉(zhuǎn)速:1440r/min 扭轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩:2.2 圖2-1 Y112M-4型電動(dòng)機(jī)外形尺寸圖 額定轉(zhuǎn)矩:2.3 Y112M-4-B3型電動(dòng)機(jī)的外型尺寸(mm): * A:190 B:140 C:70 D:28 E:60 F:8 G:24 H:112 K:12 AB:245 AC
6、:230 AD:190 HD:265 BB:180 L:400 2.4傳動(dòng)裝置總體傳動(dòng)比的確定及傳動(dòng)比的分配 2.4.1總傳動(dòng)比 2.4.2分配各構(gòu)件傳動(dòng)比 初定減速器內(nèi)的傳動(dòng)比,則開式齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)比就為 2.5確定各軸轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 2.5.1轉(zhuǎn)速計(jì)算 1) 小錐齒輪軸轉(zhuǎn)速 2) 大錐齒輪轉(zhuǎn)速 3) 開式齒輪大齒輪軸轉(zhuǎn)速 2.5.2轉(zhuǎn)矩計(jì)算 1) 對(duì)電動(dòng)機(jī)軸: 2) 對(duì)各轉(zhuǎn)動(dòng)軸: 功率: 轉(zhuǎn)矩: 2.6當(dāng)前參數(shù)匯總 參 數(shù) 轉(zhuǎn)速(r/min) 功率(kW) 轉(zhuǎn)矩() 軸Ⅰ 1440 2.944 19.52 軸Ⅱ
7、 576 2.770 45.91 卷筒軸Ⅲ 87.60 2.687 292.64 表2-1 各軸參數(shù)匯總表 第3章 各齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1減速器內(nèi)錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1.1選定齒輪精度等級(jí)、材料熱處理方式及齒數(shù) 本運(yùn)輸機(jī)工作速度、功率都不高,故選用8級(jí)精度。 1) * 選擇小齒輪材料為40Gr,調(diào)質(zhì)處理,硬度270HBS,大齒輪材料為45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度為230HBS,二者硬度差為40HBS。 2) 選取小齒輪齒數(shù)Z1=27,*初步確定傳動(dòng)比為U1=2.5則大齒輪齒數(shù)Z2= U1 Z1=2.527≈68此時(shí)傳動(dòng)比 3.1.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)
8、算 錐齒輪以大端面參數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值,取齒寬中點(diǎn)處的當(dāng)量齒輪作為強(qiáng)度計(jì)算依據(jù)進(jìn)行計(jì)算。 3.1.2.1設(shè)計(jì)齒輪 *式10-26 1) 初擬載荷系數(shù),取齒寬系數(shù) 2) 彈性影響系數(shù) *,查得 3) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 使用期: * 4) *,按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為: 小齒輪:;大齒輪: 5) 接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) *,選用線型1(允許少量點(diǎn)蝕)查得: ; 6) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由課本式10-12得 3.1.2.2參數(shù)計(jì)算 1) 試計(jì)算小齒輪(大端)分度圓直徑,代入較小的有: 2) 計(jì)算平均圓
9、周速度 由*,求平均分度圓直徑 3) 計(jì)算載荷系數(shù) 使用系數(shù):由*,取 動(dòng)載系數(shù):由*,按9級(jí)精度查取, 齒間載荷分布系數(shù):取1 齒向載荷分布系數(shù): 其中,軸承系數(shù)由*查得 所以 綜上,載荷系數(shù) 4) 校正分度圓直徑,由* 模數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm 3.1.3齒輪部分相關(guān)參數(shù) 1) 由分度圓直徑計(jì)算齒輪 2) 最終傳動(dòng)比 3) 由齒數(shù)球分度圓直徑 4) 錐距R,由* 齒寬 圓整取 5) 計(jì)算 * 則 6) 當(dāng)量齒數(shù) 3.1.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 1) 確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù),與接
10、觸強(qiáng)度載荷系數(shù)相同 2) 確定齒形系數(shù),應(yīng)力校正系數(shù),*: 3) 確定彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù),壽命系數(shù)查* 查得: 疲勞極限應(yīng)力,由* 查得: *可求出許用應(yīng)力 4) 校核彎曲強(qiáng)度 輪齒所受切向力,由*,有 *校核 彎曲強(qiáng)度滿足要求。 以上所選參數(shù)合適,至此減速器內(nèi)錐齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)設(shè)計(jì)完畢。 3.1.5錐齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)數(shù)據(jù)匯總 取齒頂高系數(shù),頂隙系數(shù) 名 稱 代 號(hào) 小錐齒輪 大錐齒輪 齒數(shù) Z 27 68 模數(shù) m 4mm 公錐角 δ 分度圓直徑(mm
11、) d 67.5 170 齒頂高(mm) ha 2.5 齒根高(mm) hf 3 齒頂圓直徑(mm) da 72.147 171.844 齒根圓直徑(mm) df 61.506 167.787 錐距(mm) R 91.502 頂隙(mm) c 0.5 分度圓齒厚(mm) S 3.927 當(dāng)量齒數(shù) ZV 29.05 184.36 齒寬(mm) β 32 28 齒寬系數(shù) φR 0.3 平均分度圓直徑(mm) dm 57.375 144.5 表3-1 錐齒輪數(shù)據(jù)匯總表 傳動(dòng)比。 3.1.6核算轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩 參 數(shù)
12、 轉(zhuǎn)速n(r/min) 功率p(KW) 轉(zhuǎn)矩() 軸Ⅰ 1440 1.944 19.52 軸п 571.66 2.770 46.28 軸щ 87.60 2.687 293.02 表3-2 各軸運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)表 3.1.7錐齒輪結(jié)構(gòu)示意圖 圖3-1 錐齒輪結(jié)構(gòu)示意圖 3.2開式直齒圓柱齒輪設(shè)計(jì) 3.2.1選擇齒輪精度等級(jí),材料,熱處理方式及齒數(shù) 對(duì)于低速輕載荷的齒輪,主要失效形式是齒面磨損,需有一定的機(jī)械性能,可選用中碳鋼或灰鑄鐵或球墨鑄鐵,這里為單件小批量生產(chǎn),所以大小齒輪均為45號(hào)鋼,其中小齒輪調(diào)質(zhì),硬度250HBS,大齒輪正火,硬度21
13、0HBS。 根據(jù)總傳比分配需求,這里的傳動(dòng)比要求為 開式齒輪齒面易磨損,欲讓齒厚些,適當(dāng)取大些模數(shù),因此取少些齒數(shù),初擬小齒輪數(shù)為Z1=19,則大齒輪數(shù),此時(shí)傳動(dòng)比應(yīng)為。(與要求的相等)選用8級(jí)精度。 3.2.2按齒根彎曲度,疲勞強(qiáng)度計(jì)算 由*進(jìn)行計(jì)算,即 3.2.2.1 確定公式內(nèi)的各計(jì)算值 1) 試選載荷系數(shù) 2) 考慮為開式齒輪,且大小齒輪均為懸臂布置,為減小齒面載荷分布不均勻情況,選取較小的齒寬系數(shù),由*,選定 3) *選取齒形系數(shù)YFa與應(yīng)力校正系數(shù)YSa 4) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),由課本式10-13 5) 由
14、*,查取彎曲疲勞壽命系數(shù) 6) 由*按齒面硬度查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由*查得大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7) 計(jì)算許用應(yīng)力 取安全系數(shù)S=1.4,由課本式(10-20),有 8)計(jì)算大小齒輪的值,并加以比較 大齒輪的數(shù)值較大,取其做下面3.2.2.2 1)的計(jì)算值 3.2.2.2計(jì)算 1) 試計(jì)算齒輪模數(shù) 2) 初求分度圓直徑d,齒寬b 此時(shí)齒輪圓周速度 3) 確定載荷系數(shù) 由*,取 由*,查取載荷系數(shù);直齒輪 由*,查得8級(jí)精度,小齒輪為懸臂布置 (由插值得);齒高 齒寬高比 由此數(shù)據(jù)查*,得 故載荷
15、系數(shù) 因?qū)嶋H載荷系數(shù)與初選載荷系數(shù)(Kt=1.5)相差不大,故不再校正。 4) 確定模數(shù) 計(jì)算值mt=2.253mm,確定較大的模數(shù)為 m=3mm 3.2.3齒輪幾何尺寸計(jì)算 3.2.3.1分度圓直徑 3.2.3.2分度圓中心距 3.2.3.3分度圓齒寬 取 3.2.3.4齒高 3.2.4數(shù)據(jù)核算匯總 名稱 代號(hào) 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) Z 19 124 模數(shù)(mm) m 3 壓力角 α 20 分度圓直徑(mm) d 57 372 齒頂高(mm) ha 3 齒根高(mm) hf
16、 375 齒頂圓直徑(mm) da 63 375 表3-3 數(shù)據(jù)匯總表 傳動(dòng)比U2=6.526 3.3 帶速核算 3.3.1總傳動(dòng)比 3.3.2運(yùn)輸帶實(shí)際工作速度 3.3.3運(yùn)輸帶速度誤差 誤差在允許的范圍內(nèi)。 第4章 軸的設(shè)計(jì) 4.1 小錐齒輪軸(軸Ⅰ)的設(shè)計(jì) 4.1.1作用在小齒輪上的力 切向力: 前面已求出 徑向力: 軸向力: 4.1.2小齒輪軸上的參數(shù) 功 率 轉(zhuǎn) 速 扭 矩 表4-1 小齒輪軸參數(shù)表 4.1.3 初步確定軸的最小直徑 先按*初步估算軸的直徑,這里選取軸的材料為45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)*
17、,取,于是有 安裝聯(lián)軸器處軸的直徑最小 4.1.4 聯(lián)軸器的選用 為減小傳動(dòng)間的振動(dòng),使傳動(dòng)更平穩(wěn),及補(bǔ)償電動(dòng)機(jī)軸與小齒輪軸可能存在的相對(duì)位移并根據(jù)傳遞功率、轉(zhuǎn)矩的大小這里選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 由課本有,連軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩公式: 查*,取,則有: 根據(jù),查手冊(cè)(GB/T4323-2002),* 已知電動(dòng)機(jī)輸出軸直徑為28mm,而能與28mm軸配合的彈性套柱銷聯(lián)軸器的最小型號(hào)為LT4,此型聯(lián)軸器的最小孔徑為20mm,這里就選用LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為,與小齒輪配合的半聯(lián)軸器孔徑,所以軸段Ⅰ-Ⅱ直徑為,半聯(lián)軸器長度L=52mm,與軸配合的轂孔長度L1=38mm。
18、 4.1.5軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 4.1.5.1擬定軸上零件的裝配方案 通過對(duì)軸及軸系零件的安裝的可行性,難易程度的比較,對(duì)軸上零件的定位,軸的結(jié)構(gòu)工藝性優(yōu)劣的分析,以及對(duì)現(xiàn)有方案的類比,現(xiàn)使用如下裝配方案: 圖4-1 裝配方案圖 4.1.5.2根據(jù)軸向定位的要求,硬度軸各段直徑和長度 1) 前已得到,半聯(lián)軸器右端以軸肩定位,所以取,連軸器左端用軸端擋圈定位,型號(hào)為:擋圈GB/T891 28,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比L1略短,現(xiàn)取。 2) 初步選擇滾動(dòng)軸承 因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作
19、用,故選用單列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù),查取手冊(cè)表6-7,由軸承產(chǎn)品目錄中初步取基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30206,其尺寸。故,, , 3) 軸承端蓋的總寬度為25mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆,取端蓋的外端面與半 聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm故取 4) *由軸承的軸向定位需求取,長度初步取為 5) 安裝小錐齒輪處軸段的直徑 由*,齒輪輪轂長計(jì)算式L=(1~1.2)d,即L=1.222=26.4mm。但,小齒輪齒寬已為32mm,所以輪轂長應(yīng)大于32mm,于是取輪轂長為40mm也由手冊(cè)表11-7,可求出輪轂外徑:。圓整取。 小齒輪與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離避免干擾
20、,同時(shí)小齒輪與軸承的距離應(yīng)盡量小,以改善受力,綜合考慮,取,小齒輪右端伸出軸右端2mm,小齒輪與軸承間用一擋油環(huán)定位。 至此,已初步確定了軸Ⅰ的各段直徑和長度。 6) 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器于軸的周向定位全采用平鍵連接。*,軸Ⅰ-Ⅱ段使用鍵位GB/T 1096鍵 6625,半聯(lián)軸器與軸向配合為;軸Ⅵ-Ⅶ段使用鍵為GB/T 1096鍵 C6636,為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性,選擇齒輪轂與軸的配合為;滾動(dòng)軸承周向定位由過渡配合保證,選用軸直徑的公差為m6。 7) 確定軸上圓角和側(cè)角尺寸 軸端倒角,圓角均為R1.0
21、 4.1.6求軸上的載荷 圖4-2 小齒輪軸上載荷圖 對(duì)于30206型圓錐滾子軸承,由*查得a=13.8mm。固此可求得作為筒與梁的軸的支撐跨距L2+L3=87mm+49mm=136mm。 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖,即如上圖(b)(c) (d)所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。 截面C處的各種受力值列表如下: 載 荷 垂直面V 水平面H 支反力F(N) 彎矩 總彎矩 扭矩 表4-2 截面C處的受力參數(shù)列表 4.1.7按彎扭合成應(yīng)力校
22、核軸的強(qiáng)度 這里只校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度。*及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,取折合系數(shù) 首先計(jì)算截面C的抗彎截面系數(shù)W 軸的計(jì)算應(yīng)力 該軸材料為45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,由*查得許用應(yīng)力因此,,故安全。 4.2 大錐齒輪軸(軸Ⅱ)的設(shè)計(jì) 4.2.1作用在大齒輪上的力 由前對(duì)小齒輪受力的計(jì)算結(jié)果及兩齒輪間的作用與反作用對(duì)應(yīng)關(guān)系有: 大齒輪上運(yùn)動(dòng)動(dòng)力參數(shù) 功率 轉(zhuǎn)速 4.2.2類似軸Ⅰ的設(shè)計(jì)過程 初步估算最小直徑 安裝輸出聯(lián)軸器的直徑最小 4.2.3聯(lián)軸器的選用 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 ,有 這里選用撓性聯(lián)軸器以補(bǔ)償兩軸
23、間可能的相對(duì)位移。十字滑塊聯(lián)器一般用于轉(zhuǎn)速,而此處 滑塊聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,尺寸緊湊,具有較高極限轉(zhuǎn)速,適用于小功率,高轉(zhuǎn)速,無劇烈沖擊處,這里就選用滑塊聯(lián)軸器,查取手冊(cè),由表8-9,選用型號(hào)為WH4型,其公稱轉(zhuǎn)矩為,許用轉(zhuǎn)速 ,半聯(lián)軸器孔徑 ,半聯(lián)軸器與轂孔配合的長度。 4.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 4.2.4.1擬定軸上零件的裝配方案(見圖4-3) 4.2.4.2根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,Ⅰ—Ⅱ軸右端制出一軸肩,故?、颉蠖蔚闹睆阶蠖擞幂S端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=28mm,Ⅰ—Ⅱ段 的長度應(yīng)比略短,取。 2) 初步選擇滾動(dòng)軸承
24、 因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾動(dòng)軸承,參照工作要求并根據(jù),查*初步選?。夯居蜗督M,標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾動(dòng)軸承30206,其尺寸,故;滾動(dòng)軸承采用長為10mm的擋油環(huán)右端定位,取。由手冊(cè)查詢,取 3) 取安裝齒輪處的軸段Ⅳ—Ⅴ的直徑,齒輪左端以軸套定位,軸肩的高度h>0.07d,取h=4mm,則軸環(huán)直徑。軸環(huán)寬度,取。 4) Ⅱ—Ⅲ軸段參考前一根軸設(shè)計(jì)原則,取 5) 考慮齒輪與箱體壁間距,與軸承的安裝,取,齒輪軸與軸承間的擋油環(huán)長度取15mm,外徑取40mm 6) 綜合考慮,減速器的對(duì)稱及空間需求取 至此,以初步確定了軸Ⅱ的各段直徑和長度。
25、 圖4-3 大齒輪軸結(jié)構(gòu)示意圖 7) 軸上零件的周向定位 齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由手*得所選平鍵尺寸,半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證,選取軸的直徑尺寸公差為 8) 確定軸上圓角和倒角尺寸,參考課本表15-2 取軸端倒角為,軸肩Ⅵ圓角均為R1.6,其余為R1。 4.2.5求軸上載荷 圖4-4 大齒輪軸上載荷圖 對(duì)于30206型圓錐滾
26、子軸承,由*a=13.8mm。因此可求得作為筒與梁的軸的支撐跨距L2+L3=52mm+104mm=156mm,根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖,即如上圖所示。 從軸的機(jī)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。C處各面的彎矩值列表如下 載 荷 垂直面V 水平面H 支反力F(N) 彎 矩 總彎矩 扭 矩 表4-3 截面C處彎矩值列表 4.2.6 按彎扭矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 這里只校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度,根據(jù)課本式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,取α=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力 其中抗彎截
27、面系數(shù)W由式計(jì)算 前已選定軸的材料為45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,由課本表15-1查得,因此,故安全。 4.2.7 精確校核軸的強(qiáng)度 4.2.7.1判斷危險(xiǎn)截面 考查圖a、圖b、圖d可知,從應(yīng)力集中且M、T又較大考慮,Ⅳ截面和C截面都有較大的合彎矩,但C截面處鍵槽引起的應(yīng)力集中較小,鍵槽引起的應(yīng)力集中是在鍵槽兩側(cè),鍵槽引起的應(yīng)力集中小于軸肩和過盈配合,故把危險(xiǎn)斷面定在Ⅳ處,在Ⅳ處左側(cè)是軸肩應(yīng)力集中,在Ⅳ處右側(cè)是過盈應(yīng)力集中由于截面IV處受的載荷較大,直徑較小,所以判斷為危險(xiǎn)截面。 4.2.7.2截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為 截面Ⅳ上的扭矩T2為:
28、截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,由*15-1查得抗拉強(qiáng)度極限,抗彎疲勞極限,剪切疲勞極限截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) ,按*附表3-2查取。 因,,經(jīng)帶值后查得。 又由*附圖3-1可得軸的材料的剛性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù),由課本式(附3-4)有 由附圖3-2的尺寸系數(shù); 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工,由附圖3-4的3表面質(zhì)量系數(shù)為 軸末徑表面強(qiáng)化處理,即,則按式(3-12)及式(3-12a)得綜合系數(shù)為 又有碳鋼的特性系數(shù),取 計(jì)算安全系數(shù)值,按課本式(1
29、5-6)~(15-8)得 故可知其安全 4.2.7.3截Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計(jì)算 抗扭系數(shù) 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 扭矩T2及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 過盈配合處的,由*附表3-8用插值法求出,并取 軸按磨削加工,由*附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅳ右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。該軸無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性,故不對(duì)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度校核。 第5章 軸承基本額定壽命計(jì)算 5.1小錐齒輪軸軸承額定壽命計(jì)算(30206)
30、 如圖4-1,記B處軸承為1,C處軸承為2。由前述已知,外界產(chǎn)生的 軸向力: 徑向力: 各支點(diǎn)力:; ; 5.1.1 軸承所受徑向力計(jì)算 5.1.2 計(jì)算派生軸向力 5.1.2.1確定動(dòng)載系數(shù) 查*得計(jì)算系數(shù),軸向動(dòng)載荷系數(shù)。 因?yàn)?,所以,由*查得: 徑向動(dòng)載荷系數(shù) 5.1.2.2派生軸向力計(jì)算 由*派生軸向力公式 5.1.3 判斷、計(jì)算軸向力 5.1.3.1軸承1受軸向力 因?yàn)? 所以軸承1所受的軸向力 5.1.3.2軸承2受軸向力 5.1.4 確定當(dāng)量動(dòng)載荷 由*查取動(dòng)載荷系數(shù): 由*求當(dāng)量動(dòng)載荷 5.1.5 計(jì)算小
31、錐齒輪軸承壽命 *得軸承30206基本額定動(dòng)載荷C=43200N *求壽命得: 以上計(jì)算壽命都遠(yuǎn)大于要求的使用折舊時(shí)間44800h,所以選取的軸承合適。在本設(shè)計(jì)中,軸承工作載荷教平穩(wěn),轉(zhuǎn)速穩(wěn)定,故此不對(duì)軸承進(jìn)行靜載荷能力計(jì)算。 5.2大錐齒輪軸軸承額定壽命計(jì)算(30206) 如圖4-3,記B處軸承為1,D處軸承為2。方法、計(jì)算步驟與5.1類似,外界產(chǎn)生 軸向力: 徑向力: 各支點(diǎn)力:; ; 5.2.1 軸承所受徑向力計(jì)算 5.2.2 計(jì)算派生軸向力 5.2.2.1確定動(dòng)載系數(shù) 查*,得 計(jì)算系數(shù),軸向動(dòng)載荷系數(shù)。 因?yàn)?所以,*查得: 徑向
32、動(dòng)載荷系數(shù) 5.2.2.2派生軸向力計(jì)算 *派生軸向力公式 5.2.3 判斷、計(jì)算軸向力 5.1.3.1軸承1受軸向力 因?yàn)? 所以軸承1所受的軸向力 5.1.3.2軸承2受軸向力 5.2.4 確定當(dāng)量動(dòng)載荷 *查取 動(dòng)載荷系數(shù) *求當(dāng)量動(dòng)載荷 5.2.5 計(jì)算大錐齒輪軸承壽命 查*,得軸承30206基本額定動(dòng)載荷C=43200N 由*求壽命得: 以上計(jì)算壽命都遠(yuǎn)大于要求的使用折舊時(shí)間44800h,所以選取的軸承合適。在本設(shè)計(jì)中,軸承工作載荷教平穩(wěn),轉(zhuǎn)速穩(wěn)定,固此時(shí)不對(duì)軸承進(jìn)行靜載荷能力計(jì)算。 第6章 潤滑與密封 6.1 齒輪的潤滑
33、 采用浸油潤滑,由于低速級(jí)周向速度為5.1m/s,為錐齒輪傳動(dòng),浸油高度應(yīng)沒過大錐齒輪齒寬,至少應(yīng)沒過1/3齒寬,齒頂距箱底至少30mm,這里為設(shè)計(jì)為44mm。選用L-AN15潤滑油。 6.2軸承的潤滑 減速器內(nèi)兩組滾動(dòng)軸承的dn值如下: *分析如下: 減速器中軸承的dn值較小,宜選用脂潤滑方式,且脂潤滑具有形成潤滑膜強(qiáng)度高,不容易流失,容易密封,一次加脂可以維持相當(dāng)長一段時(shí)間,也有利于傳動(dòng)裝置的維護(hù)。 *選用ZL-2號(hào)通用鋰基潤滑脂(GB 7324-1994) 。 6.3密封 端蓋與軸間的密封 軸承用軸承蓋緊固,已知軸承用脂潤滑,且軸的最高圓周速度不超過
34、3m/s,屬于低速范疇,因此這里可以使用氈圈油封。氈圈油封結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,摩擦較大,易損耗,應(yīng)注意及時(shí)更換。 第7章 箱體的設(shè)計(jì) 減速器為單件小批量生產(chǎn),所以減速器箱體使用鋼板焊接結(jié)構(gòu),在這樣的生產(chǎn)規(guī)模下,焊接比鑄造更經(jīng)濟(jì)更靈活而且鋼的彈性模量與切變摸量較鑄鐵大40%~70%之間,可以得到重量較輕剛性更好的箱體。 7.1減速器附件的選擇 起吊裝置:采用箱蓋吊孔、箱座吊耳 通氣器:由于在室內(nèi)使用,選通氣器(一次過濾),采用M10 油面指示器:選用油標(biāo)A16 放油螺塞:選用外六角油塞及墊片M121.5 7.2箱體及其附件參數(shù) 名 稱 尺 寸(mm) 箱 座 壁 厚 8 箱 蓋 壁 厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 12 地腳螺釘數(shù)目 4(個(gè)) 小錐齒輪軸軸承旁 連接螺柱直徑 10 大錐齒輪軸軸承旁 連接螺栓直徑 12 蓋與座連接螺栓直徑 6 軸承端蓋螺釘直徑 6 視孔蓋螺釘直徑 6 定位銷直徑 5 凸臺(tái)高度 50 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 20 箱蓋,箱座肋厚 8 主動(dòng)端軸承端蓋外徑 120 被動(dòng)端軸承端蓋外徑 82 表7-1箱體及附件參數(shù)表
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