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目 錄
課程設(shè)計任務(wù)書 1
一 電動機的選擇 2
二 分配傳動比 4
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 4
四 V帶傳動的設(shè)計 5
五 高速級齒輪傳動設(shè)計 8
六 低速級齒輪傳動設(shè)計 14
七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 19
八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 28
九 潤滑與密封 32
十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 32
總 結(jié) 34
參考文獻 34
課程設(shè)計任務(wù)書
設(shè)計一用于帶式輸送機傳動裝置的兩級圓柱齒輪減速器.
原始數(shù)據(jù)及工作要求:
1)原始數(shù)據(jù)
組別
滾筒直徑D(mm)
輸送帶帶速
V(m/s)
輸送帶從動軸的扭矩
T(N.m)
壽命(年)
5
400
0.5
700
9
2)工作有輕微震動,傳動不逆轉(zhuǎn);
3)兩班制工作,工作年限為9年;
4)輸送帶的誤差為±5%
5)傳動簡圖如下:
1—電動機;2—帶傳動; 3—圓柱斜齒輪減速器;
4—聯(lián)軸器;5—滾筒;6—輸送帶
圖1-1 傳動簡圖
一 電動機的選擇
1.1選擇電動機類型
電動機是標(biāo)準(zhǔn)部件。因為室內(nèi)工作,運動載荷平穩(wěn),所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。
1.2 電動機容量的選擇
1)運輸機所需要的功率為:
其中:T=700N.m,V=0. 5m/s,D=400mm得
2)電動機的輸出功率為
——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。
取V帶傳動效率,圓柱齒輪傳動效率,滾子軸承效率,聯(lián)軸器的傳動效率,滾筒效率,電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為:
3)電動機所需功率為:
因有輕微震動 ,電動機額定功率只需略大于即可,查《機械設(shè)計手冊》表19-1選取電動機額定功率為2.2kw。
1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒軸工作轉(zhuǎn)速:
展開式二級減速器推薦的傳動比為:
V帶的傳動比為:
得總推薦傳動比為:
所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為:
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性,選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。
型號為Y112M-6,滿載轉(zhuǎn)速,功率2.2。
二 分配傳動比
2.1總傳動比
滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動比為:
2.2分配傳動比
為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象,選V帶傳動比:;
則減速器的傳動比為:;
考慮兩級齒輪潤滑問題,兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3,取
則:;
;
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
3.1各軸的轉(zhuǎn)速:
1軸 ;
2軸 ;
3軸
滾筒軸
3.2各軸的輸入功率:
1軸 ;
2軸 ;
3軸 ;
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩:
電機軸 ;
1軸 ;
2軸 ;
3軸 ;
3.4整理列表
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
傳動比
電機軸
2.121
21.55
940
1軸
2.036
62.06
313.33
3
2軸
1.956
244.44
76.42
4.1
3軸
1.878
751.04
23.88
3.2
四 V帶傳動的設(shè)計
4.1 V帶的基本參數(shù)
1)確定計算功率:
已知:;;
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-8得工況系數(shù):;
則:
2)選取V帶型號:
根據(jù)、查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖13-15選用A型V帶,
3)確定大、小帶輪的基準(zhǔn)直徑
(1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑:
;
(2)計算大帶輪基準(zhǔn)直徑:
;
圓整取,誤差小于5%,是允許的。
4)驗算帶速:
帶的速度合適。
5)確定V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距:
中心距:
初選中心距
(2)基準(zhǔn)長度:
對于A型帶選用
(3)實際中心距:
6)驗算主動輪上的包角:
由
得
主動輪上的包角合適。
7)計算V帶的根數(shù):
,查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-3 得:
;
(2),查表得:;
(3)由查表得,包角修正系數(shù)
(4)由,與V帶型號A型查表得:
綜上數(shù)據(jù),得
取合適。
8)計算預(yù)緊力(初拉力):
根據(jù)帶型A型查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-1得:
9)計算作用在軸上的壓軸力:
其中為小帶輪的包角。
10)V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表:
帶型
帶輪基準(zhǔn)直徑(mm)
傳動比
基準(zhǔn)長度(mm)
A
3
1600
中心距(mm)
根數(shù)
初拉力(N)
壓軸力(N)
459
3
140.43
610.4
4.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計
1)帶輪的材料:
采用鑄鐵帶輪(常用材料HT200)
2)帶輪的結(jié)構(gòu)形式:
V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準(zhǔn)直徑有關(guān)。小帶輪接電動機,較小,所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。
五 高速級齒輪傳動設(shè)計
5.1齒輪的類型
1)依照設(shè)計要求,本設(shè)計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。
2)運輸機為一般工作機器,運轉(zhuǎn)速度不高,查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-2,選用8級精度。
3)材料選擇:材料選擇 選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))硬度為280HBS,大齒輪材料為45(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS。
(1)由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-5,取,。
查表11-4,取區(qū)域系數(shù)。
(2)由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
(3)由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
(4)由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
(5)計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力
取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1.0,由式10-12得
4)螺旋角:8°<β<20°,初選β=15°
5)齒數(shù):初選小齒輪齒數(shù):;
大齒輪齒數(shù):
5.2尺面接觸強度較合
1、
(1)取載荷
(2)兩支承相對小齒輪非對稱分布,故取
(3), ,
2、計算模數(shù)
,查表取
3、,取整b=55mm
4、計算齒輪圓周速度
5.3按輪齒彎曲強度設(shè)計計算
因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。
1)法向模數(shù)
2)查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3,得載荷系數(shù)k=1.3
3)查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-6,得齒寬系數(shù)
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1.3,由式10-13得
4)小齒輪上的轉(zhuǎn)矩
5)齒形系數(shù)
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得:,
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-9得:,
因為
和比較
大齒輪的數(shù)值較大。
6)法向模數(shù)
對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由
,取26
則取107
7)中心距
圓整為138mm。
8)確定螺旋角:
9)確定齒輪的分度圓直徑:
10)齒輪寬度:
圓整為55mm
圓整后??;。
11)重合度確定
,查表得
所以
=
12)齒輪尺寸表:
將幾何尺寸匯于表:
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
端面模數(shù)
2
螺旋角
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
138mm
5.4 驗算齒面接觸強度
可知是安全的
校核安全。
5.5驗算齒面彎曲強度
校核安全
六 低速級齒輪傳動設(shè)計
6.1齒輪的類型
1)依照設(shè)計要求,本設(shè)計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。
2)運輸機為一般工作機器,運轉(zhuǎn)速度不高,查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-2,選用8級精度。
3)材料選擇:材料選擇 選擇小齒輪材料為45(調(diào)質(zhì))硬度為280HBS,大齒輪材料為45(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS。
(1)由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-5,取,。
查表11-4,取區(qū)域系數(shù)。
(2)由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
(3)由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
(4)由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
(5)計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力
取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1.0,由式10-12得
4)螺旋角:8°<β<20°,初選β=15°
5)齒數(shù):初選小齒輪齒數(shù):;
大齒輪齒數(shù):取64
6.2尺面接觸強度較合
1、
(1)取載荷
(2)兩支承相對小齒輪非對稱分布,故取
(3), ,
2、計算模數(shù)
,查表取
3、,取整b=85mm
4、計算齒輪圓周速度
6.3按輪齒彎曲強度設(shè)計計算
因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。
1)法向模數(shù)
2)查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3,得載荷系數(shù)k=1.3
3)查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-6,得齒寬系數(shù)
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%,安全系數(shù)為S=1.3,由式10-12得
4)小齒輪上的轉(zhuǎn)矩
5)齒形系數(shù)
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得:,
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-9得:,
因為
和比較
大齒輪的數(shù)值較大。
6)法向模數(shù)
對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由
,取28
則取90
7)中心距
圓整為183mm。
8)確定螺旋角:
9)確定齒輪的分度圓直徑:
10)齒輪寬度:
圓整為85 mm
圓整后??;。
11)重合度確定
,查表得
所以
=
12)齒輪尺寸表:
將幾何尺寸匯于表:
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
端面模數(shù)
2
螺旋角
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
183mm
6.4 驗算齒面接觸強度
可知是安全的
校核安全。
6.5驗算齒面彎曲強度
校核安全
七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計
7.1 軸1的設(shè)計
(1)尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算
1)高速軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1
,,
2)初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3,取,于是得:
該處槽故軸徑加大5%~10%,且高速軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故??;。
3)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
(a)為了滿足大帶輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩,軸肩高度軸肩高度,取故取2段的直徑,長度。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù),查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30206,故,,軸承采用軸肩進行軸向定位,軸肩高度軸肩高度,取,因此,取。
(c) 齒輪處由于齒輪分度圓直徑,故采用齒輪軸形式,齒輪寬度B=55mm,齒故取。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級齒輪間位置配比,取,。
4)軸上零件的周向定位
查機械設(shè)計表,聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面。
(2)強度校核計算
1)求作用在軸上的力
已知高速級齒輪的分度圓直徑為=52 ,根據(jù)《機械設(shè)計》(軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書)式(10-14),則
2)求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時,從手冊中查取a值。對于30206型圓錐滾子軸承,由手冊中查得a=16mm。因此,軸的支撐跨距為L1=72mm。
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
,
,
C截面彎矩M
總彎矩
扭矩
3)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
根據(jù)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,取,軸的計算應(yīng)力
已選定軸的材料為45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此,故安全。
4)鍵的選擇
采用圓頭普通平鍵A型(GB/T 1096—1979)連接,聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面,。齒輪與軸的配合為,滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的,此外選軸的直徑尺寸公差為。
7.2軸2的設(shè)計:
1) 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩:
P2=1.956Kw,n2=76。42n/min,T2=244.44N.m
2) 求作用在齒輪上的力
(1)求作用在低速級小齒輪上的力
圓周力:
徑向力:
軸向力:
(2)求作用在高速級大齒輪上的力。因大齒輪為從動輪,所以作用在其上的力與主動輪上的力大小相等方向相反。
圓周力:
徑向力:
軸向力:
3)初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計-表15-3,取,于是得:
該軸有兩處鍵槽,軸徑應(yīng)增加5~10%,Ⅱ軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和,故
4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
?。?)擬定軸上零件的裝配方案
(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
(a)初步選擇滾動軸承。因軸承不受軸向力的作用,故選用深溝球軸承。參照工作要求,根據(jù) ,選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30207型,其尺寸為,得:
軸段取安裝齒輪處的Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ取,根據(jù)齒輪寬并為保證齒輪定位準(zhǔn)確軸段適當(dāng)縮短1~2mm,故:,
軸段Ⅲ-Ⅳ為兩側(cè)齒輪定位軸環(huán),根據(jù)箱體尺寸。(3)軸上零件的周向定位
齒輪采用平鍵聯(lián)接,按,查機械設(shè)計表得平鍵截面,聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為40mm,聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為50mm.
5)求軸上的載荷
對于單列圓錐滾子軸承30207,,
計得:,,根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面,即圓柱齒輪的截面,取,軸的計算應(yīng)力:
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由機械設(shè)計表,查得,因此,安全。
7.3 軸3的設(shè)計
6.3.1 尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算
1)低速軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3
,,
2)初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3,取,于是得:
該處開有鍵槽故軸徑加大5%~10%,且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,取。
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查機械設(shè)計手冊選用HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為50mm,故取,半聯(lián)軸器長度為,半聯(lián)軸器與軸配合的長度。
3)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
(a)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩,軸肩高度軸肩高度,取故取2段的直徑,長度。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù),查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30212,其尺寸為,故,考慮到還需安裝檔油環(huán)取,軸承采用軸肩進行軸向定位,軸肩高度,取,因此,取。
(c)取安裝齒輪處的軸的直徑;齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為80mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取。齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度,取,則。因三根軸在箱體內(nèi)的長度大致相等,取, 。
4)軸上零件的周向定位
查機械設(shè)計表,聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面;聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面
6.3.2 強度校核計算
1)求作用在軸上的力
已知低速級齒輪的分度圓直徑為,根據(jù)式(10-14),則
2)求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時,從手冊中查取a值。對于30312型圓錐滾子軸承,由手冊中查得a=22mm。因此,軸的支撐跨距為
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
B截面彎矩M
總彎矩
扭矩
3)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
根據(jù)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,取,軸的計算應(yīng)力
已選定軸的材料為45Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此,故安全。
4)鍵的選擇
(a)采用圓頭普通平鍵A型(GB/T 1096—1979)連接,查機械設(shè)計表,聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面;聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面,。齒輪與軸的配合為,滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的,此外選軸的直徑尺寸公差為。
八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命
8.1輸入軸的軸承
1).按承載較大的滾動軸承選擇其型號,因支承跨距不大,故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承,軸承的預(yù)期壽命取為:L'h=29200h
由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N,
軸向力為Fa1=159.90N,
2).初步選擇圓錐滾子軸承30206,其基本額定動載荷為Cr=51.8KN,基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
3).徑向當(dāng)量動載荷
動載荷為,查得,則有
由式13-5得
滿足要求。
8.2 輸入軸的鍵
1)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵,尺寸為
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼,由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長度
,合適
8.3 2軸的軸承
(1)選擇的圓錐滾子軸承30206,尺寸為,基本額定動載荷。
(2) 當(dāng)量動載荷
前面已求得,,,,
軸承 1、2受到的徑向載荷為:
軸承 1、2受到的軸向載荷為:
查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得
軸承的當(dāng)量動載荷為:
按機械設(shè)計-表13-6查得
(3)驗算軸承壽命
因為,所以按軸承2的受力驗算。
對于滾子軸承,。
減速器的預(yù)定壽命
,合適。
8.4 2軸的鍵
1)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)接小圓柱齒輪處選用圓頭平鍵,尺寸為
聯(lián)接大圓柱齒輪處選用圓頭平鍵,尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼,由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度,
,合適
,合適
8.5 輸出軸的軸承
(1)選擇的圓錐滾子軸承30212,尺寸為,基本額定動載荷。
(2) 當(dāng)量動載荷
前面已求得
,,,
軸承 1、2受到的徑向載荷為:
軸承 1、2受到的軸向載荷為:
查簡明機械工程手冊-表7.7-39得
軸承的當(dāng)量動載荷為:
按機械設(shè)計查得
(3)驗算軸承壽命
因為,所以按軸承1的受力驗算。
對于滾子軸承,。
減速器的預(yù)定壽命
,合適。
8.6輸出軸的鍵
1)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵,尺寸為
圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵,尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼,由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度,
,合適
九 潤滑與密封
9.1潤滑方式的選擇
齒輪用潤滑油潤滑,并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。
根據(jù)I,II,III軸的速度因子,I,II,III軸的軸承用脂潤滑
9.2密封方式的選擇
由于I,II,III軸與軸承接觸處的線速度,所以采用氈圈密封
9.3潤滑油的選擇
因為該減速器屬于一般減速器,查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負(fù)載
工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。
十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸
1
箱座壁厚
,
2
箱蓋壁厚
3
箱座凸緣厚度
4
箱蓋凸緣厚度
5
箱座底凸緣厚度
6
地底螺釘直徑
,取M20
7
地底螺釘數(shù)目
8
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
,取M14
9
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
取M10
10
聯(lián)接螺栓的間距
12
窺視孔蓋螺釘直徑
,取M6
13
定位銷直徑
14
,,至外箱壁距離
15
軸承旁凸臺半徑
16
凸臺高度
17
箱體外壁至軸承座端面距離
19
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
20
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
21
箱蓋,箱座筋厚
,
22
軸承端蓋外徑
23
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
24
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離
25
箱底至箱底內(nèi)壁的距離
26
減速器中心高
27
箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離
28
軸承端蓋凸緣厚度
29
軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離
30
旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離
31
齒輪頂圓至軸表面的距離
總 結(jié)
從設(shè)計過程中,我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的機械制圖知識,AUTOCAD的畫圖水平有所提高,Word輸入、排版的技巧也有所掌握,這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次,嚴(yán)謹(jǐn)理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的,采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù),設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的,前面做錯了,后面就要全改,工作量差不多等于重做。
只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用,讓我們熟悉了手冊和國家標(biāo)準(zhǔn)的使用。
由于課程設(shè)計過程及工程設(shè)計本身的固有特性要求我們在設(shè)計過程中稟承仔細(xì)、認(rèn)真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程,也提高了我們各個方面的素質(zhì)。
現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方,但由于時間的原因,是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題,我還是從中學(xué)到很多東西。
參考文獻
1.《機械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編,武漢理工大學(xué)出版社
2.《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版 龔溎義主編,高等教育出版社
3.《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第3版,吳宗澤、羅圣國主編,高等教育出版社
4.《機械精度設(shè)計檢測》應(yīng)琴主編,西南交通大學(xué)出版社
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