二級(jí)圓柱齒輪減速器裝配圖和設(shè)計(jì)說明書
二級(jí)圓柱齒輪減速器裝配圖和設(shè)計(jì)說明書,二級(jí),圓柱齒輪,減速器,裝配,以及,設(shè)計(jì),說明書,仿單
機(jī)械課程設(shè)計(jì)說明書
1. 設(shè)計(jì)任務(wù)書
1) 設(shè)計(jì)任務(wù)
設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng),要求傳動(dòng)系統(tǒng)中含有V帶和兩級(jí)圓柱
齒輪減速器。
2) 原始數(shù)據(jù)
輸送帶有效拉力 F=46000N
輸送帶工作速度 v=0.55 m/s (允許誤差±5%);
輸送機(jī)滾筒直徑 d=475 mm;
減速器設(shè)計(jì)壽命5年
3) 工作條件
兩班制工作,常溫下連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn);空載起動(dòng),工作載荷有輕微振動(dòng);電
壓為380/220 V的三相交流電源。
2. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定
帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示。
帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)1通過V帶傳動(dòng)2將動(dòng)力傳入兩級(jí)
圓柱齒輪減速器3,再經(jīng)過聯(lián)軸器4,將動(dòng)力傳至輸送機(jī)滾筒5,帶動(dòng)輸
送機(jī)6工作。傳動(dòng)系統(tǒng)中經(jīng)V帶輪減速之后,再通過兩級(jí)齒輪減速器,其
結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,但齒輪相對(duì)于軸承位置不對(duì)稱,因此要求軸有較大的剛度,高
速級(jí)為斜齒圓柱齒輪傳動(dòng),低速級(jí)為直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
3. 電動(dòng)機(jī)的選擇
1) 電動(dòng)機(jī)容量的選擇
由已知條件可以算出工作機(jī)所需有效功率
Pw= = 2.53kW
2)傳動(dòng)系統(tǒng)總效率η
η5w—輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶之間的傳動(dòng)效率;
ηc —聯(lián)軸器效率,ηc =0.99;
ηg —閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率,η =0.97
ηb —對(duì)滾動(dòng)軸承效率,ηb =0.99;
ηb —V帶效率,ηv =0.94;
ηcy—輸送機(jī)滾筒效率,ηcy =0.96;
估算傳動(dòng)系統(tǒng)總效率
η=η23η34η45η56η7w
式中 η23=ηv =0.94;
η34=ηbηg=0.99×0.97=0.9603;
η45=ηbηg=0.99×0.97=0.9603;
η56=ηbηc=0.99×0.99=0.9801;
η7w=ηbηcy=0.99×0.95=0.9504;
系統(tǒng)總效率
η=η23η34η45η56η7w
=0.94×0.9603×0.9603×0.9801×0.9504=0.8074;
工作機(jī)所需要電動(dòng)機(jī)功率 Pr==3.14kW;
由文獻(xiàn)[1]表3-2所列Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中
可以確定,滿足Pm≥Pr條件的電動(dòng)機(jī)額定功率Pm應(yīng)該取
為4.0 kW。
2) 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
根據(jù)已知條件由計(jì)算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速
≈22.132 r/min;
由文獻(xiàn)[1] 表3-2初選同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000
r/min的電動(dòng)機(jī),對(duì)應(yīng)于額定功率Pm為4.0kw的電動(dòng)機(jī)
型號(hào)應(yīng)分別取為Y112M-4型和Y132M1-6型。把Y112M-4
型和Y132M1-6型電動(dòng)機(jī)有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的總傳
動(dòng)比列于下表:
方案的比較
方案
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率
(kW)
同步轉(zhuǎn)速
(r/min)
滿載轉(zhuǎn)速
(r/min)
總傳
動(dòng)比
I
Y112M-4
4.0
1500
1440
65.07
II
Y132M-6
4.0
1000
960
43.38
3) 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的選擇
對(duì)兩級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)來說,方案I選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、
價(jià)格低,總傳動(dòng)比為65.07,這對(duì)兩級(jí)減速傳動(dòng)來說不算大,故方案
I較合理。
選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī),型號(hào)為Y112M-4,其主要性能數(shù)據(jù)如下:
電動(dòng)機(jī)額定功率 Pm=4.0 kW
電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 nm=1440 r/min
電動(dòng)機(jī)中心高 H=112 mm
電動(dòng)機(jī)軸伸直徑 D=28 mm
電動(dòng)機(jī)軸伸長(zhǎng)度 E=60 mm
4. 傳動(dòng)比的分配
帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比 i===65.07;
由傳動(dòng)系統(tǒng)方案知
i12=1;
按表3-1查取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 iv=i23=2-4則V帶傳動(dòng)比取為
i23=3.5;
由計(jì)算可得兩級(jí)圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比
i∑=i34i45==18.591;
為便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤(rùn)滑,當(dāng)兩級(jí)齒輪的配對(duì)材料
相同,齒面硬度HBS≤350,齒寬系數(shù)相等時(shí),考慮齒面接觸強(qiáng)度接
近相等的條件,取高速級(jí)傳動(dòng)比:
i34==4.916
低速級(jí)傳動(dòng)比
i23= ==3.782
傳動(dòng)系統(tǒng)各級(jí)傳動(dòng)比分別為:
i12=1; i23=3.5; i34=4.916; i45=3.782;
5. 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算如下:
1軸(電動(dòng)機(jī)軸)
n1= nm =1440 r/min;
P1=Pr=3.134 kw;
T1=9550=9550×=20.785N·m;
3軸(減速器高速軸)
n3===411.429 r/min;
P3=P1η13 =3.134×0.94=2.946 kw;
T3=9550 =68.382 N·m;
4軸(減速器中間軸)
n4===83.692 r/min;
P4=P3η34 =2.946×0.9603=2.829 kw;
T4=9550 =322.814 N·m;
5軸(減速箱低速軸)
n5===22.132 r/min;
P5=P4η45 =2.829×0.9603=2.717 kw;
T5= 9550=1172.39 N·m;
6軸(輸送機(jī)滾筒軸)
n6==22.132 r/min;
P6=P5η56 =0.9801X2.717=2.663 kw;
T6=9550=1149.090 N·m;
將上述計(jì)算結(jié)果和傳動(dòng)比效率匯總?cè)绫恚?
軸 號(hào)
電動(dòng)機(jī)
兩級(jí)圓柱齒輪減速器
工作機(jī)
1軸
3軸
4軸
5軸
6軸
轉(zhuǎn)速n(r/min)
1440
411.429
83.692
22.132
22.132
功率P(kW)
3.134
2.946
2.829
2.717
2.663
轉(zhuǎn)矩T(N·m)
20.785
68.382
322.814
1172.89
1149.090
聯(lián)接件傳動(dòng)件
V帶
齒輪
齒輪
聯(lián)軸器
傳動(dòng)比i
3.5
4.916
3.782
1
傳動(dòng)效率η
0.94
0.9603
0.9603
0.9801
1) 低速級(jí)圓柱齒輪設(shè)計(jì)
(此處的下標(biāo)1表示為小齒輪,2為大齒輪)
① 選擇齒輪材料及熱處理方式
小齒輪選用45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,;
大齒輪選用45號(hào)鋼,正火處理,;
② 確定許用接觸應(yīng)力和
MPa
取疲勞極限應(yīng)力
根據(jù)接觸應(yīng)力變化次數(shù)
按文獻(xiàn)[3]取接觸強(qiáng)度計(jì)算壽命系數(shù)=1,=1;
因1對(duì)齒輪均為軟尺面,故取工作硬化系數(shù)=1;
一般計(jì)算中取潤(rùn)滑系數(shù)=1;
按文獻(xiàn)[3],當(dāng)失效概率低于1/100時(shí),取接觸強(qiáng)度最
小安全系數(shù)。
將以上數(shù)值代入許用接觸應(yīng)力計(jì)算公式
得
③ 按齒面接觸強(qiáng)度條件計(jì)算中心距a
大齒輪轉(zhuǎn)矩 N·m
理論傳動(dòng)比
齒寬系數(shù)
初取載荷系數(shù)
彈性系數(shù)
初取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
初取重合度系數(shù)
將以上數(shù)據(jù)帶入公式
按表取
④ 確定主要參數(shù)和計(jì)算主要尺寸
模數(shù):
齒數(shù):
經(jīng)元整后取
理論傳動(dòng)比
實(shí)際傳動(dòng)比 :
傳動(dòng)比誤差:
(在允許誤差范圍內(nèi))
分度圓直徑:
齒寬:
取
取
⑤ 確定載荷系數(shù)K
使用系數(shù),按表6-5,=1.0;
動(dòng)載系數(shù),齒輪圓周速度
齒輪精度,參考表6-6取為8級(jí)精度,
按圖6-20,動(dòng)載荷系數(shù),齒向載荷分布系數(shù)
,
端面重合度 =[1.88-3.2(+)]
=[1.88-3.2×(+)]=1.74
當(dāng)總重合度 時(shí),則齒間載荷分配系數(shù)
=1.24,最后求得在和系數(shù)
⑥ 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度
按文獻(xiàn)[3],算得重合度系數(shù)
=
由于,故設(shè)計(jì)偏于安全。
⑦ 確定許用彎曲應(yīng)力
MPa
按文獻(xiàn)[3],取彎曲疲勞極限應(yīng)力
根據(jù)彎曲應(yīng)力變化總次數(shù)
取彎曲強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)
當(dāng)時(shí),尺寸系數(shù),
按標(biāo)準(zhǔn)中有關(guān)規(guī)定,取試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)。
按文獻(xiàn)[3],當(dāng)失效概率低于1/100時(shí),取彎曲強(qiáng)度最小
安全系數(shù)。
代入公式
得
⑧ 驗(yàn)算齒輪彎曲強(qiáng)度
根據(jù)齒數(shù):。
按文獻(xiàn)[3],取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)分別為
按文獻(xiàn)[3]算的重合度系數(shù)
將以上數(shù)值代入應(yīng)力計(jì)算公式
因?yàn)椋数X輪彎曲強(qiáng)度滿足要求,
設(shè)計(jì)偏于安全。
⑨ 主要設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果
中心距 a=170mm
法面模數(shù) mn=2.5mm
齒數(shù) =29 =107
分度圓直徑 72.5mm =267.5mm
齒頂圓直徑 =77.54mm =272.5mm
齒根圓直徑 =66.25mm =261.25mm
齒寬 =65mm =60mm
齒輪精度等級(jí) 8級(jí)
材料及熱處理
小齒輪選用45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì),HBS1=229~286,油潤(rùn)滑;
大齒輪選用45號(hào)鋼,正火,HRS2=200~230 ,油潤(rùn)滑;
6.減速器傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算
(數(shù)據(jù)圖表來源自文獻(xiàn)[2])
2) 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
① 選擇齒輪材料及熱處理方式
小齒輪1選用45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,HBS1=229~286;
大齒輪2選用45號(hào)鋼,正火處理,HRS2=169~217 ;
② 確定許用接觸應(yīng)力和
MPa
取疲勞極限應(yīng)力
根據(jù)接觸應(yīng)力變化次數(shù)
按文獻(xiàn)[3]取接觸強(qiáng)度計(jì)算壽命系數(shù)=1,=1;
因1對(duì)齒輪均為軟尺面,故取工作硬化系數(shù)=1;
一般計(jì)算中取潤(rùn)滑系數(shù)=1;
按文獻(xiàn)[3],當(dāng)失效概率低于1/100時(shí),取接觸強(qiáng)度最
小安全系數(shù)。
將以上數(shù)值代入許用接觸應(yīng)力計(jì)算公式
得
③ 按齒面接觸強(qiáng)度條件計(jì)算中心距a
初取螺旋角β=10°,
大齒輪轉(zhuǎn)矩 N·m
理論傳動(dòng)比
齒寬系數(shù)
初取載荷系數(shù)
彈性系數(shù)
初取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
初取重合度系數(shù)
初取螺旋角系數(shù)
將以上數(shù)據(jù)帶入公式
按表取
④ 確定主要參數(shù)和計(jì)算主要尺寸
中心距,按表4—2,
低速級(jí)
模數(shù):
齒數(shù):
初設(shè)
理論傳動(dòng)比
經(jīng)元整后取
實(shí)際傳動(dòng)比 :
傳動(dòng)比誤差:
(在允許誤差范圍內(nèi))
螺旋角:
在范圍內(nèi),取小齒輪右旋,大齒輪左旋
分度圓直徑:
齒寬:
取
取
⑤ 確定載荷系數(shù)K
使用系數(shù),按表6-5,=1.0;
動(dòng)載系數(shù),齒輪圓周速度
齒輪精度,參考表6-6取為7級(jí)精度,
按圖6-20,,齒向載荷分布系數(shù),
端面重合度 =[1.88-3.2(+)]cosβ
=[1.88-3.2×(+)]cos12.95°=1.596
縱向重合度 = =1.284
總重合度 =+=2.88,
則齒間載荷分配系數(shù)=1.24
最后求得在和系數(shù)
⑥ 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),按圖6-30,=2.47
重合度系數(shù) ==0.791
螺旋角系數(shù) ==0.987
由于,故設(shè)計(jì)偏于安全。
⑦ 確定許用彎曲應(yīng)力
MPa
按文獻(xiàn)[3],取彎曲疲勞極限應(yīng)力
根據(jù)彎曲應(yīng)力變化總次數(shù)
取彎曲強(qiáng)度計(jì)算系數(shù)
當(dāng)時(shí),尺寸系數(shù),
按標(biāo)準(zhǔn)中有關(guān)規(guī)定,取試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)。
按文獻(xiàn)[3],當(dāng)失效概率低于1/100時(shí),取彎曲強(qiáng)度最小
安全系數(shù)。
代入公式
得
⑧ 驗(yàn)算齒輪彎曲強(qiáng)度
根據(jù)當(dāng)量齒數(shù):
按文獻(xiàn)[3],取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)分別為
按文獻(xiàn)[3]算的重合度系數(shù)
按文獻(xiàn)[3],當(dāng)縱向重合度時(shí),
螺旋角系數(shù)。
將以上數(shù)值代入應(yīng)力計(jì)算公式
因?yàn)?,故齒輪彎曲強(qiáng)度滿足要求,
設(shè)計(jì)偏于安全。
⑨ 主要設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果
中心距 a=118mm
法面模數(shù) mn=2.5mm
螺旋角 β=12.95°
(小齒輪左旋、大齒輪右旋)
齒數(shù) =16 =76
分度圓直徑 =41.044mm =194.959mm
齒頂圓直徑 =46.044mm =199.959mm
齒根圓直徑 =35.544mm =187.459mm
齒寬 =50mm =45mm
齒輪精度等級(jí) 7級(jí)
材料及熱處理
小齒輪選用45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì),HBS1=226~286,油潤(rùn)滑;
大齒輪選用45號(hào)鋼,正火,HRS2=169~217,油潤(rùn)滑;
6. 減速器軸及軸上零件的設(shè)計(jì)
1) 軸的布置
軸的布置參照?qǐng)D
已知數(shù)據(jù)
考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉,計(jì)入尺寸s=10 mm。
考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉,計(jì)入尺寸k=10 mm.
為保證滾動(dòng)軸承放入箱體軸承座孔內(nèi),計(jì)入尺寸c=5 mm。
初取軸承寬度分別為n1=20 mm,n2=22 mm,n3=22 mm。
3根軸的支承跨距分別為:
=175 mm;
=177 mm;
=177 mm;
2) 軸的設(shè)計(jì)
① 高速軸(1軸)的設(shè)計(jì)
軸上小齒輪的直徑較小,采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。選擇軸的材
料及熱處理 45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)。
軸的受力分析軸的受力簡(jiǎn)圖如圖(a)所示。
圖中
=175mm;
=50mm;
=125mm;
a) 計(jì)算齒輪的嚙合力
b) 求水平面內(nèi)的支承反力,作水平面內(nèi)的彎矩圖
軸在水平面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如(b)所示。
N·mm
軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖(d)所示
c) 求垂直面內(nèi)的支承反力,作水平面內(nèi)的彎矩圖
軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如圖(c)所示。
N·mm N·mm
軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖(e)所示。
d) 求支承反力,作軸的合成彎矩圖,轉(zhuǎn)矩圖
軸向力,故得擬用深溝球軸承,并采用兩
端固定組合方式,故軸向力作用在軸承A上。
N·mm
N·mm
傳動(dòng)力矩 =24419.95 N·mm
e)軸的初步設(shè)計(jì)
由文獻(xiàn)[2]表15-1和15-3查表得:
,取折算系數(shù)≈0.6
由式
所以 20.18mm,
f)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
按經(jīng)驗(yàn)公式,減速器輸入端的軸端直徑
初步確定軸的最小直徑,由式(15-2)估算,
查表得,所選電動(dòng)機(jī)軸直徑
輸入軸端選用彈性套柱銷聯(lián)軸器
[Tn]=125N.mm,[n]=4600r/min;
輸入軸端直徑選用de=32mm;
安裝齒輪,聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻(xiàn)[1]的表
5-2確定
所以高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下:
② 中間軸(2軸)的設(shè)計(jì)
選擇軸的材料及熱處理 45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)
a) 軸的受力分析
軸的受力簡(jiǎn)圖如圖(a)所示。
(a)
(a)軸的受力簡(jiǎn)圖;(b)軸在水平面內(nèi)的受力分析;
(c)軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖;
(b)
(c)
圖中
=177mm;
;
;
;
計(jì)算齒輪的嚙合力
軸在水平面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如(b)所示。
92327.34 N·mm 136741 N·mm
軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如圖(c)所示。
10195.41 N·mm = -15635.07N·mm
26908.83 N·mm
求支承反力,作軸的合成彎矩圖,轉(zhuǎn)矩圖
= 1821.34 N = 2382.30 N
軸向力,故得擬用深溝球軸承,并采用兩
端固定組合方式,故軸向力作用在軸承B上。
92888.56 N·mm
93461.82 N·mm
N·mm =112329.53 N·mm
b) 軸的初步設(shè)計(jì)
由文獻(xiàn)[2]表15-1和15-3查表得:
45號(hào)鋼調(diào)制處理,
取折算系數(shù)≈0.6
由式
所以 26.99 mm 29.77 mm
在軸C、D段開有二個(gè)鍵槽,
直徑增大4%,28.07 mm,30.96 mm
軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
安裝齒輪,聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻(xiàn)[1]的表5-2
確定
按經(jīng)驗(yàn)公式,減速器高速級(jí)從動(dòng)軸的危險(xiǎn)截面直徑D
(0.3~0.35)a=(0.3~0.35)×118=35.4~41.3 mm。
取減速器中間軸的危險(xiǎn)截面的直徑 =40 mm;減速
器中間軸的結(jié)構(gòu)圖。
③ 低速軸(3軸)的設(shè)計(jì)
選擇軸的材料及熱處理 45號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)
(a)軸的受力簡(jiǎn)圖;(b)軸在水平面內(nèi)的受力分析;
(c)軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖;
(b)
(c)
(a)
a) 軸的受力分析
b) 軸的受力簡(jiǎn)圖如圖(a)所示。
圖中
=177 mm;
;
;
c) 計(jì)算齒輪的嚙合力
求水平面內(nèi)的支承反力,
軸在水平面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如(b)所示。
N N
116240.21 N·mm
求垂直面內(nèi)的支承反力,
軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如圖(c)所示。
N N
42298.58 N·mm
求支承反力,合成彎矩,轉(zhuǎn)矩
= 980.93 N = 2114.55 N
123697.03 N·mm
396969 N·mm
d) 軸的初步設(shè)計(jì)
由文獻(xiàn)[2]表15-1和15-3查表得:
取折算系數(shù)≈0.6
由式
所以 35.76 mm
在軸C段開有1個(gè)鍵槽,直徑增大4%,37.19 mm
e) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
按經(jīng)驗(yàn)公式,減速器低速級(jí)從動(dòng)軸的危險(xiǎn)截面直徑
=(0.3~0.35)a=(0.3~0.35)×170=51~59.5 mm。
安裝齒輪,聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻(xiàn)[1]的表5-2
確定
取減速器中間軸的危險(xiǎn)截面的直徑= 56 mm;
減速器低速軸的結(jié)構(gòu)圖:
7. 減速器滾動(dòng)軸承的選擇
1) 高速軸(1軸)上滾動(dòng)軸承的選擇
因?yàn)橹慰缇嗖淮?,故采用兩端固定式軸承組合方式,
軸承類型選擇深溝球軸承,軸承的預(yù)期壽命為
h。
由前計(jì)算結(jié)果所知,
軸承所受徑向力 N
軸向力 N
基本額定動(dòng)載荷 KN,
基本額定靜載荷 KN
軸承工作轉(zhuǎn)速 r/min
初選滾動(dòng)軸承 6206 GB∕T276-94 (參見附錄E-2)
e =0.21
X=0.56 Y =2.09,
徑向當(dāng)量動(dòng)載荷
因?yàn)?
所以選深溝球軸承6206 GB∕T276-94 滿足要求。
相關(guān)數(shù)據(jù)如下:
D=72 mm B=19 mm mm
2) 中間軸(2軸)上滾動(dòng)軸承的選擇
選擇深溝球軸承,軸承的預(yù)期壽命為 h。
由前計(jì)算結(jié)果所知,
軸承所受徑向力 N
軸向力 N
工作轉(zhuǎn)速 r/min
初選軸承 6307 GB∕T276-94 (參見附錄E-2)
基本額定動(dòng)載荷33.2 KN
基本額定靜載荷19.2 KN
e =0.205
X=1 Y =2
徑向當(dāng)量動(dòng)載荷
因?yàn)?
所以選深溝球軸承6307 GB∕T276-94滿足要求。
相關(guān)數(shù)據(jù)如下:
D=80 mm B=21 mm mm
3) 低速軸(3軸)上滾動(dòng)軸承的選擇
選擇深溝球軸承,軸承的預(yù)期壽命為 h。
由前計(jì)算結(jié)果所知,
軸承所受徑向力 N
工作轉(zhuǎn)速 r/min
初選軸承 6239 GB∕T276-94 (參見附錄E-2)
基本額定動(dòng)載荷31.5 KN
徑向當(dāng)量動(dòng)載荷
因?yàn)?
所以選深溝球軸承6239 GB∕T276-94滿足要求。
相關(guān)數(shù)據(jù)如下:
D=85 mm B=19 mm mm
8. 鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇
1) 高速軸(1軸)
由前面的計(jì)算結(jié)果知:工作轉(zhuǎn)矩T=24.42 N·m,
工作轉(zhuǎn)速 r/min
選擇工作情況系數(shù) K=1.75
計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N·m
選TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。
按附錄F,選用TL4聯(lián)軸器,
型號(hào)為: GB4323—84
許用轉(zhuǎn)矩[T]=63 N·m,許用轉(zhuǎn)速[n]=5700 r/min.
因<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。
選A型普通平鍵:
初選鍵:b=8 mm,h=7 mm,L=34 mm,l=26 mm
參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18,[σ]=110MPa,[τ]=90MPa
由表4-3-16,
< [σ] MPa
< [τ] MPa
鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿足要求。
2) 中間軸(2軸)上鍵聯(lián)接的選擇
由前面的計(jì)算結(jié)果知:
工作轉(zhuǎn)矩T=112.33 N·m
選A型普通平鍵。
高速極大齒輪連接鍵:
初?。篵=12 mm,h=8 mm,L=32 mm,l=20 mm
鍵 12×32 GB1096—79
參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18,[σ]=110 MPa,[τ]=90 MPa
由表4-3-16,
< [σ] MPa
< [τ] MPa
鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿足要求。
低速級(jí)小齒輪:
初?。篵=12 mm,h=8 mm,L=56 mm,l=44 mm
鍵 12×80 GB1096—79
參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18,[σ]=110 MPa,[τ]=90 MPa
由表4-3-16,
< [σ] MPa
< [τ] MPa
鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿足要求。
3) 低速軸(3軸)上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇
由前面的計(jì)算結(jié)果知:
工作轉(zhuǎn)矩 T = 396.96N·m
齒輪連接處選A型普通平鍵:
初取:b=16 mm,h=10 mm,L=50 mm,l=34 mm
鍵 16×50 GB1076—79
參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18,[σ]=110 MPa,[τ]=90 MPa
由表4-3-16,
< [σ] MPa
< [τ] MPa
鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿足要求。
聯(lián)軸器設(shè)計(jì),由前面的計(jì)算結(jié)果知:
選擇工作情況系數(shù) K=1.75
計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N·m
選HL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。
按文獻(xiàn)[6]中表17-9,選用HL4聯(lián)軸器,
型號(hào)為: GB4323—84。
許用轉(zhuǎn)矩[T]=1250 N·m ,許用轉(zhuǎn)速[n]=4000 r/min.
因<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。
聯(lián)軸器處選A型普通平鍵
初?。篵=10 mm,h=8 mm,L=74 mm,l=64 mm
鍵 10×74 GB1076—79
參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18,[σ]=110 MPa,[τ]=90 MPa
由表4-3-16,
< [σ] MPa
< [τ] MPa
鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿足要求。
9. 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)
箱體有關(guān)尺寸:
箱體壁厚:
箱蓋壁厚:
箱座凸緣厚度:
箱蓋凸緣厚度:
箱座底凸緣厚度:
箱座上的肋厚:
箱蓋上的肋厚:
地腳螺栓直徑:
地腳螺栓數(shù)目:
螺栓通孔直徑:
螺栓沉頭座直徑:
地腳凸緣尺寸:
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑:
螺栓通孔直徑:
螺栓沉頭座直徑:
剖分面凸緣尺寸:
上下箱聯(lián)結(jié)螺栓直徑:
螺栓通孔直徑:
螺栓沉頭座直徑:
剖分面凸緣尺寸:
定位銷直徑:
軸承旁凸臺(tái)半徑:
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
箱體外壁至軸承座端面距離
剖分面至底面高度:
軸承蓋:
1軸:
2軸:
3軸:
10. 潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑劑及密封裝置的選擇
齒輪采用脂潤(rùn)滑,工業(yè)閉式齒輪油,GB 5903-95,粘度
牌號(hào):L-CKB150,運(yùn)動(dòng)粘度135~165 mm/s(40℃),傾點(diǎn)-8
℃,粘度指數(shù)大于90軸承采用脂潤(rùn)滑,通用鉀基潤(rùn)滑脂,GB
7324-94,代號(hào)1號(hào),滴點(diǎn)大于170℃,工作錐入度31~34
mm(25℃,150g)密封用氈圈密封。
11. 設(shè)計(jì)小結(jié)
在此次的機(jī)械課程設(shè)計(jì)中,通過對(duì)減速器的設(shè)計(jì),我有了很多的收獲。
首先,通過這一次的課程設(shè)計(jì),我進(jìn)一步鞏固和加深了所學(xué)的機(jī)械設(shè)計(jì)基本理論、基本概念和基本知識(shí),培養(yǎng)了自己分析和解決與本課程有關(guān)的具體機(jī)械所涉及的實(shí)際問題的能力。對(duì)減速器的所有組件都有了更加深刻的理解,為后續(xù)課程的學(xué)習(xí)奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。而且,這次課程設(shè)計(jì)過程中,我與同班同學(xué)們的激烈討論讓我認(rèn)識(shí)深刻地感受到了“眾人拾材火焰高”。
其次,通過這次課程設(shè)計(jì),對(duì)減速器各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)以及機(jī)構(gòu)選型、運(yùn)動(dòng)方案的確定以及齒輪傳動(dòng)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析有了初步詳細(xì)精確話的了解,這都將為我以后參加工作實(shí)踐有很大的幫助。我覺得非常有成就感,培養(yǎng)了我對(duì)機(jī)械課程設(shè)計(jì)很深的學(xué)習(xí)興趣。這次課程設(shè)計(jì)我投入了不少時(shí)間和精力,我覺得這是完全值得的。我獨(dú)立思考的能力得到了進(jìn)一步的加強(qiáng),與此同時(shí),又增強(qiáng)了我對(duì)積極求解的理解。在我的設(shè)計(jì)過程中,我采用了邊設(shè)計(jì)邊查閱資料的形式,因?yàn)楹芏嘣碇R(shí)
我都不懂,只有不斷地翻閱資料,這樣,我才能更加了解減速器的構(gòu)成及其減速原理等等知識(shí)。在這次的減速器設(shè)計(jì)中,我顯得很是幼稚不成熟,但是我從光是學(xué)習(xí)書本上的理論走上實(shí)際的設(shè)計(jì),并自己動(dòng)手做出了自己的東西,我已經(jīng)有了一個(gè)很好的起點(diǎn),我在這過程中漸漸明白了我學(xué)的那些專業(yè)知識(shí)有什么用,我要干什么,就像學(xué)步的娃娃,終于可以一點(diǎn)一點(diǎn)的走起來,雖然我現(xiàn)在走得不平穩(wěn),會(huì)摔倒,但是,我走出了這最難的一步,我相信我在以后的設(shè)計(jì)路上我會(huì)走得更加踏實(shí)平穩(wěn)。
另外,我想提出自己的幾點(diǎn)建議。希望學(xué)院里面能多給學(xué)生一些這樣的自己動(dòng)手的機(jī)會(huì),以提高學(xué)生的課程設(shè)計(jì)能力。培養(yǎng)學(xué)生的思考能力,這樣有利于我們學(xué)院的學(xué)生的實(shí)踐素質(zhì)的提高,增加學(xué)院的就業(yè)率,同時(shí)也能增加學(xué)院在學(xué)校里面對(duì)影響力。
在最后,我要衷心感謝老師這個(gè)學(xué)期以來的悉心教導(dǎo)與鼓勵(lì)。這次課程設(shè)計(jì)制作過程中老師始終在我們身邊指引我們方向,讓我們學(xué)會(huì)怎樣解決問題,但是并沒有動(dòng)手幫我們解決任何麻煩,我知道老師想教我的是遇到問題,怎樣試著去解決,而不是幫我把問題解決掉,謝謝老師的良苦用心。相信我們每個(gè)人在這次課程設(shè)計(jì)中都學(xué)到很多,能到在出校門之后,遇到問題知道怎樣去尋找解決之道,并從中學(xué)到了非常多的知識(shí),收獲的不僅僅是書面的東西,更多的是生活中實(shí)踐的問題。再一次衷心感謝老師!
13. 參考文獻(xiàn)
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西安:西安交通大學(xué)出版社,2003
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北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2005
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北京:機(jī)械工業(yè)出版社2007
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北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004
[5] 成大先主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)·聯(lián)接與緊固.
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北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004
[7] 成大先主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)·機(jī)械傳動(dòng).
北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004
[8] 胡家秀編,機(jī)械工業(yè)出版社,
《簡(jiǎn)明機(jī)械零件設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)》,1999.10
Pw=2.53 kW
Pr=3.14 kW
Pm=4.0 kW
Y112M-4
Pm=4.0 kW
=1440 r/min
i=65.07
i12=1
i23=3.5
i34=4.916
i45=3.782
n1=1440 r/min
P1=3.134 Kw
T1=20.785 N·m
n3=411.429 r/min
P3=2.946 kw
T3=68.382 N·m
n4=83.692 r/min
P4=2.829 kw
T4=322.814 N·m
n5=22.132 r/min
P5=2.717 kw
T5=1172.39 N·m
n6=22.132 r/min
P6=2.663 kw
T6=1149.090 N·m
小齒輪:
45鋼調(diào)質(zhì)
大齒輪:
45鋼正火
K=1.667
6206
GB∕T276-94
6307
GB∕T276-94
6208
GB∕T276-94
6329
GB∕T276-94
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