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黃河科技學院本科畢業(yè)設計(論文)任務書
工 學院 機 械 系 機械設計制造及其自動化 專業(yè) 2009 級 2 班
學號 090105095 學生 李 銓 指導教師 王平諸
畢業(yè)設計(論文)題目
船用起重機減速器設計
畢業(yè)設計(論文)工作內容與基本要求(目標、任務、途徑、方法,應掌握的原始資料(數據)、參考資料(文獻)以及設計技術要求、注意事項等)
本課題要求用inventor軟件輔助設計船用起重機減速器部分,包括箱體、軸、齒輪等。
主要數據:起吊重量4t ;起吊速度 0.4m/s ;卷筒直徑400mm 。
做課題時,需要查閱機械制圖、機械設計手冊、機床設計手冊、起重機械與吊裝等資料,綜合分析使用,進行設計。并且能熟練運用inventor軟件。
工作任務與工作量要求:
1、查閱文獻資料不少于12篇,其中外文資料不少于2篇;完成文獻綜述一篇,不少于3000字;完成開題報告。
2、完成與專業(yè)相關的英文翻譯一篇(英譯漢),不少于3000漢字。
3、畢業(yè)設計說明書一份,內容與字數都不少于規(guī)定的任務量。
4、 繪制減速器二維裝配圖,主要零件圖(用計算機)。
5、 用inventor軟件制作所有零件的三維模型和裝配,并制作運動仿真動畫。
6、包含本次設計所有內容的光盤一張。
7、畢業(yè)設計說明書撰寫規(guī)范及有關要求,請查閱《黃河科技學院本科畢業(yè)設計(論文)指導手冊》。所有文字成果要求交打印稿和電子稿。
時間安排:
第1周完成開題報告。
第2~3周完成外文翻譯和文獻綜述。
第3-13周完成全部內容,準備答辯。
畢業(yè)設計(論文)時間: 2013 年 2 月 25 日至 2013 年 5 月 24 日
計 劃 答 辯 時 間: 2013 年 5 月 25 日
專業(yè)(教研室)審批意見:
審批人簽名:
裝配圖1張
零件圖4-5張 畫軸和齒輪 就可以
設計論文說明書1份
減速器訂做參考標準
1. 結構簡圖最好有,沒有的話就弄清楚具體結構,減速器輸入端結構和輸出端機構(包括V帶、鏈、開式齒輪等),和減速器內部結構。
2. 直齒輪和斜齒輪具體采用哪種,兩種差別比較大。
3. 具體數據和減速器工作條件(包括設計壽命和一天工作小時數或班制)。默認天數一年300天,一班8小時。
4. 通常通用效率數據:效率V帶0.96 球軸承0.99 滾子軸承0.98 齒輪0.98 聯(lián)軸器0.99 滾筒0.96(包括滾筒上的軸承),如果不同的提前說一下,這個對整個都有影響,選定了就不好改了。
5. 說明書格式是固定模板格式,如果不同需要同學自己改動下,各個學校要求不一,以免影響效率。
6. 斜齒輪初選螺旋角10-15°之間,通常取14°左右。
7. 小齒輪齒數初選值20-25之間,大齒輪21-27之間。(通常大齒輪齒數大于小齒輪)
8. 中心距默認不進行圓整(計算多少是多少)。
9. 說明書中不包括圖紙內容,只有結構簡圖(現在軸和齒輪簡圖正在想辦法弄進去,看該怎么弄合適)。
10. 直齒輪默認用深溝球軸承,斜齒輪用圓錐滾子軸承。
訂單367,裝配圖有問題 用CAD2010打開裝配圖,在多個電腦上試過,顯示如下 不顯示代號標注 標題欄顯示不完整 用CAD2007顯示如下 有代號標注,但是φ120 顯示是 □120 打印有問題,在兩個打印店打印都不顯示代號標注,且在一處打印店電腦上標題欄里顯示 出許多“?” 目 錄
一、設計任務書.………………………………………………….2
二、設計說明書…………………………………….…………… 2
1 傳動方案擬定…………….……………………………….2
2 電動機的選擇……………………………………….…….2
3 計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4
4 運動參數及動力參數計算………………………….…….5
5 傳動零件的設計計算………………………………….….6
6 軸的設計計算………………………………………….....12
7 滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…18
8 鍵聯(lián)接的選擇及計算………..……………………………22
9 設計小結…………………………………………… …..23
10 參考資料目錄…………………………………………..23
船用起重機減速器設計
------展開式二級圓柱直齒輪減速器傳動
1.設計參數
傳動裝置簡圖如下圖所示。
1- 電機 2-卷筒 3-聯(lián)軸器 4-減速器
圖1.1 傳動裝置簡圖
(1)起重機參數
主要數據:起吊重量4t ; 起吊速度 0.4m/s ;卷筒直徑400mm 。
(2)工作條件
單班制工作,空載啟動,單向連續(xù)運轉,工作時有輕微震動。起重機工作軸轉速誤差為±5%。
(3)使用期限
工作期限為10年,每年工作300天;檢修期間隔為三年。
2.設計任務(詳見基本要求)
1)選擇電動機型號;
2) 選擇聯(lián)軸器;
3)設計減速器;
3.成果要求(詳見基本要求)
1) 裝配圖1張;
2)零件工作圖4-5張;
3)設計說明書一份。
設計計算說明書
一、傳動方案擬定
根據要求采用二級圓柱直齒輪減速器
(1) 工作條件:使用年限10年,單班工作制,有輕微震動。
(2) 原始數據:
起重機拉力F=4000×9.8=39.2KN;
起吊工作速度v=0.4 m/s;
起吊卷筒直徑d=400 mm。
二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇:
選用Y系列三相異步電動機
2、電動機功率選擇:
(1)傳動裝置的總功率:
η總=η3軸承×η2齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒
=0.993×0.982×0.992×0.96
=0.877
(2)電機所需的工作功率:
P工作=FV/1000η總
=39200×0.4/(1000×0.877)
=17.88KW
3、確定電動機轉速:
計算滾筒工作轉速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×0.4/(π×400)
=19.1r/min
按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍,二級圓柱齒輪傳動比范圍I’a=8~40。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I’a×n筒=(8~40)×19.1=152.8~764r/min
4、確定電動機型號
根據以上電機所需工作功率及電機轉速范圍,選定電動機型號為Y225S-8。
其主要性能參數為:
額定功率:18.5KW,
滿載轉速:730r/min,
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比:i總=n電動/n筒=730/19.1=38.22
2、分配各級傳動比
取低速級齒輪傳動比i1=6
i2=i總/i1=38.22/6=6.37
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速(r/min)
n0=n電機=730 (r/min)
nI=n0=730 (r/min)
nII=nI/ i1=730/6=121.67(r/min)
nIII = nII/ i2=121.67/6.37=19.1 (r/min)
2、 計算各軸的功率(KW)
P0=P工作=17.88KW
PI=P0×η聯(lián)軸器=17.88×0.99=17.7KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=17.7×0.99×0.98=17.17KW
PIII= PII×η軸承×η齒輪=17.17×0.99×0.98=16.66KW
3、計算各軸扭矩(N·m)
To = 9550×P0/N0= 9550×17.88/730=233.91N?m
TI=9550×PI/nI=9550×17.7/730=231.55N·m
TII=9550×PII/nII=9550×17.17/121.67=1347.69N·m`
TIII=9550×PW/nW=9550×16.66/19.1=8330N·m
4、各軸參數表
軸號
轉速
r/min
功率
KW
轉矩
N?m
傳動比
電機軸
730
17.88
233.91
1
Ⅰ
730
17.7
231.55
Ⅱ
121.67
17.17
1347.69
6
Ⅲ
19.1
16.66
8330
6.37
五、傳動零件的設計計算
1、高速級齒輪傳動的設計計算
(1)選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率比較大,所以齒輪采用硬齒面。小齒輪選用20Cr滲碳后淬火,齒面硬度為58~62HRC。大齒輪也選用20Cr,滲碳后淬火,齒面硬度為58~62HRC;根據表選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥84(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式(6-15)
確定有關參數如下:傳動比i齒=6
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數:
Z2=iZ1=6×20=120
實際傳動比I0=120/20=6
傳動比誤差:i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齒數比:u=i0=6
由表 取φd=0.9
(3)轉矩T1
T1=231550N·mm
(4)載荷系數k
取k=1.25
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本查得:
σHlimZ1=1500Mpa σHlimZ2=1500Mpa
由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數NL
NL1=60n1rth=60×730×1×(8×300×10)
=1.05×109
NL2=NL1/i=1.05×109/6=1.76×108
由課本查得接觸疲勞的壽命系數:
KHN1=0.92 KHN2=0.96
通用齒輪和一般工業(yè)齒輪,按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1 KHN1/SH=1500×0.92/1.0Mpa
=1380Mpa
[σH]2=σHlim2 KHN2/SH=1500×0.96/1.0Mpa
=1400Mpa
故得:
d1≥84(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=84[1.25×231550×(6+1)/0.9×6×13802]1/3mm=48.88mm
模數:m=d1/Z1=48.88/20=2.44mm
根據課本表 取標準模數:m=2.5mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關參數和系數
分度圓直徑:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齒寬:b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.165 YSa2=1.805
(8)許用彎曲應力[σF]
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由設計手冊查得:
σFlim1=920Mpa σFlim2 =920Mpa
KFN1=0.87 KFN2=0.9
試驗齒輪的應力修正系數YST=2
按一般可靠度選取安全系數SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YST KFN1/SF=920×2×0.87/1.25Mpa
=1280.6Mpa
[σF]2=σFlim2 YST KFN2/SF =920×2×0.9/1.25Mpa
=1324.8Mpa
將求得的各參數代入式(6-49)
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1.25×231550/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa
=446.6Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1.25×231550/45×2.52×120) ×2.165×1.805Mpa
=67.03Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×730/60×1000=1.91m/s
2、低速級齒輪傳動的設計計算
(1)選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率比較大,所以齒輪采用硬齒面。小齒輪選用20Cr滲碳后淬火,齒面硬度為58~62HRC。大齒輪也選用20Cr,滲碳后淬火,齒面硬度為58~62HRC;根據表選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥84(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式(6-15)
確定有關參數如下:傳動比i齒=6.37
取小齒輪齒數Z1=22。則大齒輪齒數:
Z2=iZ1=6.37×22=140.14,取140
實際傳動比I0=140/22=6.364
傳動比誤差:i-i0/I=6.364-6.37/6.364=0.1%<2.5% 可用
齒數比:u=i0=6.364
由表 取φd=0.9
(3)轉矩T1
T1=1347690N·mm
(4)載荷系數k
取k=1.25
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本查得:
σHlimZ1=1500Mpa σHlimZ2=1500Mpa
由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數NL
NL1=60n1rth=60×121.67×1×(8×300×10)
=1.75×108
NL2=NL1/i=1.75×108/6.364=2.75×107
由課本查得接觸疲勞的壽命系數:
KHN1=0.96 KHN2=1.03
通用齒輪和一般工業(yè)齒輪,按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1 KHN1/SH=1500×0.96/1.0Mpa
=1440Mpa
[σH]2=σHlim2 KHN2/SH=1500×1.03/1.0Mpa
=1545Mpa
故得:
d1≥84(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=84[1.25×1347690×(6.364+1)/0.9×6.364×14402]1/3mm=85.23mm
模數:m=d1/Z1=85.23/22=3.87mm
根據課本表 取標準模數:m=4mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關參數和系數
分度圓直徑:d1=mZ1=4×22mm=88mm
d2=mZ2=4×140mm=560mm
齒寬:b=φdd1=0.9×88mm=79.2mm
取b=08mm b1=85mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=22,Z2=140由表6-9相得
YFa1=2.72 YSa1=1.57
YFa2=2.15 YSa2=1.82
(8)許用彎曲應力[σF]
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由設計手冊查得:
σFlim1=920Mpa σFlim2 =920Mpa
KFN1=0.9 KFN2=0.94
試驗齒輪的應力修正系數YST=2
按一般可靠度選取安全系數SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YST KFN1/SF=920×2×0.9/1.25Mpa
=1324.8Mpa
[σF]2=σFlim2 YST KFN2/SF =920×2×0.94/1.25Mpa
=1383.7Mpa
將求得的各參數代入式(6-49)
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1.25×1347690/80×42×22) ×2.72×1.57Mpa
=510.94Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1.25×1347690/80×42×140) ×2.17×1.82Mpa
=74.25Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=4/2(22+140)=324mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×88×121.67/60×1000=0.56m/s
六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用20Cr調質,硬度217~255HBS
根據設計手冊例題,并查表10-2,取c=112
d≥c(P1/n1)1/3=112 (17.7/730)1/3mm=32.42mm
考慮有鍵槽,將直徑增大5%,則
d=32.42×(1+5%)mm=34
∴選d=35mm
2、軸的結構設計
(1)軸上零件的定位,固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,齒輪左面由軸肩定位,右面用套筒軸向固定,聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定,兩軸承分別以軸肩和大筒定位,則采用過渡配合固定
(2)確定軸各段直徑和長度
工段:d1=35mm 長度取L1=82mm
∵h=2c c=1.75mm
II段:d2=d1+2h=35+2×2×1.75=42mm
∴d2=42mm
初選用6409型深溝球軸承,其內徑為45mm,寬度為29mm.
考慮齒輪端面和箱體內壁,軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為15.5mm,通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度,并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定,為此,取該段長為20mm,安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長:
L2=57mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=44-2=42mm
Ⅳ段直徑d4=55mm
由手冊得:c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=45+2×5=55mm
長度與右面的套筒相同,即L4=12mm
Ⅴ段直徑d5=45mm. 長度L5=106.5mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=229.5mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑:已知d1=50mm
②求轉矩:已知T2=231550N·mm
③求圓周力:Ft
Ft=2T2/d2=2*231550/50=3285.7N
④求徑向力Fr
Fr=Ft·tanα=3285.7×tan200=536.6N
⑤因為該軸兩軸承對稱,所以:LA=LB=50mm
(1)繪制軸受力簡圖(如圖a)
(2)繪制垂直面彎矩圖(如圖b)
軸承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=268.3N
FAZ=FBZ=Ft/2=737.17N
由兩邊對稱,知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.268×50=13.4N·m
(3)繪制水平面彎矩圖(如圖c)
截面C在水平面上彎矩為:
MC2=FAZL/2=737.17×50=33.5N·m
(4)繪制合彎矩圖(如圖d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(13.42+36.862)1/2=39.2N·m
(5)繪制扭矩圖(如圖e)
轉矩:T=9.55×(P2/n2)×106=44.23N·m
(6)繪制當量彎矩圖(如圖f)
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化,取α=1,截面C處的當量彎矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[39.22+(1×44.23)2]1/2=59.1N·m
(7)校核危險截面C的強度
σe=Mec/0.1d33=59.1/0.1×413
=8.58MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
中間出軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼,硬度(217~255HBS)
根據設計手冊表 取c=112
d≥c(P2/n2)1/3=112(17.17/121.67)1/3=58.3mm
取d=60mm
2、軸的結構設計
(1)軸的零件定位,固定和裝配
單級減速器中,可以將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,齒輪左面用軸肩定位,右面用套筒軸向定位,周向定位采用鍵和過渡配合,兩軸承分別以軸承肩和套筒定位,周向定位則用過渡配合或過盈配合,軸呈階狀,左軸承從左面裝入,齒輪套筒,右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
(2)確定軸的各段直徑和長度
初選6412型深溝球軸承,其內徑為60mm,寬度為35mm??紤]齒輪端面和箱體內壁,軸承端面與箱體內壁應有一定矩離,則取套筒長為21.5mm,則該段長58.5mm,安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑:已知d2=300mm
②求轉矩:已知T3=1347.69N·m
③求圓周力Ft:
Ft=2T3/d2=2×1347.69×103/300=1385N
④求徑向力Fr
Fr=Ft·tanα=1385×0.36379=504.1N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=58.5mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=504.1/2=252.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=1385/2=692.5N
(2)由兩邊對稱,書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=252.5×58.5=12.35N·m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=692.5×58.5=33.93N·m
(4)計算合成彎矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(12.352+33.932)1/2
=36.11N·m
(5)計算當量彎矩:根據課本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[36.112+(1×185.97)2]1/2
=189.44N·m
(6)校核危險截面C的強度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d)=189.44/(0.1×453)
=20.79Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
輸出軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用20Cr調質鋼,硬度(217~255HBS)
根據設計手冊表 取c=112
d≥c(P3/n3)1/3=112(16.66/19.1)1/3=107mm
考慮到此處有鍵槽,增大5%,取d=110mm
2、軸的結構設計
(1)軸的零件定位,固定和裝配
單級減速器中,可以將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,齒輪左面用軸肩定位,右面用套筒軸向定位,周向定位采用鍵和過渡配合,兩軸承分別以軸承肩和套筒定位,周向定位則用過渡配合或過盈配合,軸呈階狀,左軸承從左面裝入,齒輪套筒,右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
(2)確定軸的各段直徑和長度
初選6326深溝球軸承,其內徑為130mm,寬度為58mm??紤]齒輪端面和箱體內壁,軸承端面與箱體內壁應有一定矩離,則取套筒長為13mm,則該段長71mm,安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑:已知d2=560mm
②求轉矩:已知T3=8330N·m
③求圓周力Ft:
Ft=2T3/d2=2×8330×103/560=2375N
④求徑向力Fr
Fr=Ft·tanα=2375×0.36379=504.1N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=71mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=504.1/2=252.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=2375/2=692.5N
(2)由兩邊對稱,書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=252.5×49=12.35N·m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=692.5×49=33.93N·m
(4)計算合成彎矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(12.352+33.932)1/2
=36.11N·m
(5)計算當量彎矩:根據課本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[36.112+(1×185.97)2]1/2
=189.44N·m
(6)校核危險截面C的強度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d)=189.44/(0.1×453)
=20.79Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件,軸承預計壽命
1×8×300×10=24000小時
1、計算輸入軸承
(1)已知nⅡ=730r/min
兩軸承徑向反力:FR1=FR2=536.66N
初先兩軸承為深溝球軸承6409型
軸承內部軸向
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=338.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端,現取1端為壓緊端
FA1=FS1=338.1N FA2=FS2=338.1N
(3)求系數x、y/
FA1/FR1=338.1N/536.66N=0.63
FA2/FR2=338.1N/536.66N=0.63
根據課本表 得e=0.68
FA1/FR1
48720h
∴預期壽命足夠
2、計算輸出軸承
(1)已知nⅢ=121.67r/min
Fa=0 FR=FAZ=692.5N
試選6412型深溝球軸承
根據課本 得FS=0.063FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×692.5=436.28N
(2)計算軸向載荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端為壓緊端,1為壓緊端,2為放松端
兩軸承軸向載荷:FA1=FA2=FS1=411.2N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=436.28/692.5=0.63
FA2/FR2=436.28/692.5=0.63
根據課本表 得:e=0.68
∵FA1/FR148720h
∴此軸承合格
八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算
1、軸徑d1=35mm,L1=80mm
查手冊得,選用A型平鍵,得:
鍵A 10×8 GB1096-79 l=L1-b=80-10=70mm
T2=231.55N·m h=8mm
得
σp=4T2/dhl=4×231550/35×8×70
=27.35Mpa<[σR](110Mpa)
2、中間軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接
軸徑d3=70mm L3=40mm T=1347.69N·m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵20×12 GB1096-79
l=L3-b=40-20=20mm h=12mm
σp=4T/dhl=4×1347.69/70×12×20
=70.29Mpa<[σp](110Mpa)
3、輸出軸與齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接
軸徑d2=140mm L2=70mm T=8830N.m
查手冊P51 選用A型平鍵
鍵30×16 GB1096-79
l=L2-b=70-30=20mm h=16mm
σp=4T/dhl
=4×8830000/140×16×20=43.13Mpa<[σp]
4、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接
軸徑d1=110mm,L1=200mm,T=186.97Nm
查手冊P51 選用A型平鍵
鍵28×16 GB1096-79
l=L2-b=200-28=172mm h=16mm
σp=4T/dhl
=4×8830000/110×16×172=33.13Mpa<[σp]
九 減速器附件的選擇及簡要說明
9.1檢查孔與檢查孔蓋
二級減速器總的中心距,則檢查孔寬,長,檢查孔蓋寬,長.螺栓孔定位尺寸:寬,,圓角,孔徑,孔數,孔蓋厚度為,材料為Q235.
9.2通氣器
可選為.
9.3油塞
為了換油及清洗箱體時排出油污,在箱體底部最低位置設置一個排油孔,排油孔用油塞及封油圈堵?。诒敬卧O計中,可選為,封油圈材料為耐油橡膠,油塞材料為Q235
0.4油標
選用帶螺紋的游標尺,可選為.
9.5吊環(huán)螺釘的選擇
可選單螺釘起吊,其螺紋規(guī)格為.
9.6定位銷
為保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度,在箱體分箱面凸緣長度方向兩側各安裝一個圓錐定位銷,其直徑可?。?長度應大于分箱面凸緣的總長度.
9.7啟蓋螺釘
啟蓋螺釘上的螺紋段要高出凸緣厚度,螺紋段端部做成圓柱形.
十 減速器潤滑與密封
10.1 潤滑方式
10.1.1 齒輪潤滑方式
齒輪,應采用噴油潤滑,但考慮成本及需要選用浸油潤滑。
10.1.2 齒輪潤滑方式
軸承采用潤滑脂潤滑
10.2 潤滑方式
10.2.1齒輪潤滑油牌號及用量
齒輪潤滑選用150號機械油(GB 443-1989),最低-最高油面距(大齒輪)10~20mm,需油量為1.5L左右
10.2.2軸承潤滑油牌號及用量
軸承潤滑選用ZL-3型潤滑脂(GB 7324-1987)用油量為軸承間隙的1/3~1/2為宜
10.3密封方式
1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封
選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。
2.觀察孔和油孔等出接合面的密封
在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封
3.軸承孔的密封
悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部
軸的外延端與透端蓋的間隙,由于,故選用半粗羊毛氈加以密封。
4.軸承靠近機體內壁處用擋油環(huán)加以密封,防止?jié)櫥瓦M入軸承內部。
十一 機座箱體結構尺寸
11.1箱體的結構設計
在本次設計中箱體材料選擇鑄鐵HT200即可滿足設計要求
代號
名稱
設計計算
結果
箱座壁厚
箱蓋壁厚
箱座加強肋厚
箱蓋加強肋厚
箱座分箱面凸緣厚
箱蓋分箱面凸緣厚
箱座底凸緣厚
地腳螺栓
=
軸承旁螺栓
聯(lián)結分箱面的螺栓
軸承蓋螺釘
檢查孔螺釘
定位銷直徑
地腳螺栓數目
時,
、、至外箱壁距離
由推薦用值確定
、至凸緣壁距離
由推薦用值確定
軸承旁凸臺半徑
由推薦用值確定
軸承座孔外端面至箱外壁的距離
軸承座孔外的直徑
軸承孔直徑
軸承螺栓的凸臺高
箱座的深度
,為浸入油池內的最大旋轉零件的外圓半徑
設計總結
本設計是根據設計任務的要求,設計一個展開式二級圓柱減速器。首先確定了工作方案,并對帶傳動、齒輪傳動﹑軸﹑箱體等主要零件進行了設計。零件的每一個尺寸都是按照設計的要求嚴格設計的,并采用了合理的布局,使結構更加緊湊。
通過減速器的設計,使我對機械設計的方法、步驟有了較深的認識。熟悉了齒輪、帶輪、軸等多種常用零件的設計、校核方法;掌握了如何選用標準件,如何查閱和使用手冊,如何繪制零件圖、裝配圖;以及設計非標準零部件的要點、方法。進一步鞏固了以前所學的專業(yè)知識,真正做到了學有所用﹑學以致用,將理論與實際結合起來,也是對所學知識的一次大檢驗,使我真正明白了,搞設計不是憑空想象,而是很具體的。每一個環(huán)節(jié)都需要嚴密的分析和強大的理論做基礎。另外,設計不是單方面的,而是各方面知識綜合的結果。
從整個設計的過程來看,存在著一定的不足。像軸的強度校核應更具體全面些,盡管如此收獲還是很大。相信這次設計對我以后從事類似的工作有很大的幫助,同時也為畢業(yè)設計打下了良好的基礎。諸多不足之處,懇請老師批評指正。
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訂單367,裝配圖有問題
用CAD2010打開裝配圖,在多個電腦上試過,顯示如下
不顯示代號標注
標題欄顯示不完整
用CAD2007顯示如下
有代號標注,但是φ120 顯示是 □120
打印有問題,在兩個打印店打印都不顯示代號標注,且在一處打印店電腦上標題欄里顯示出許多“?”