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1.1設(shè)計要求
1.傳動系統(tǒng)示意圖
兩級展開式圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器傳動方案如圖所示:
1—電動機(jī);2、4—聯(lián)軸器;3—圓錐-圓柱斜齒輪減速器;5—輸送帶;6—滾筒
2.原始數(shù)據(jù)
傳送帶拉力F(N)
傳送帶速度V(m/s)
滾筒直徑D(mm)
1600
0.9
200
3.設(shè)計條件
1.工作條件:機(jī)械裝配車間;三班制;空載起動、連續(xù)、單向運轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn);
2.使用期限:工作期限為20年;
31
設(shè)計內(nèi)容
計算及說明
結(jié) 果
電動機(jī)選擇
裝置運動和動力參數(shù)計算
帶傳動設(shè)計
齒輪設(shè)計
軸類零件的設(shè)計
軸承的壽命計算
鍵連接的校核
潤滑及密封類型的選擇
減速器的附件設(shè)計
心得體會
參考文獻(xiàn)
3.1 電動機(jī)類型的選擇
按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機(jī)。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu),電壓為380V。
3.2 選擇電動機(jī)的容量
工作機(jī)有效功率,根據(jù)任務(wù)書所給數(shù)據(jù)F=1600N,。則有:
=
從電動機(jī)到工作機(jī)輸送帶之間的總效率為
=
本題中:取一對軸承效率,錐齒輪傳動效率,斜齒圓柱齒輪傳動效率,聯(lián)軸器效率,得到電動機(jī)到工作機(jī)間的效率:
所以電動機(jī)所需的工作功率為:
P==
根據(jù)表8-2選取電動機(jī)的額定功率
3.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速
由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比為,圓柱齒輪傳動傳動比,則總傳動比范圍為。
電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為:
由表8-2可知,符合這一要求的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min及1500r/min,選用1000r/min的電動機(jī),其滿載轉(zhuǎn)速為1000r/min,其型號為Y112M。
4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1)傳動裝置總傳動比
2)分配到各級傳動比 高速級為圓錐齒輪其傳動比應(yīng)小些約,低速級為圓柱齒輪傳動其傳動比可大些。所以可取
4.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
1、各軸的轉(zhuǎn)速(各軸的標(biāo)號均已在圖中標(biāo)出)
?
2、各軸輸入功率
3、各軸轉(zhuǎn)矩
表4.1 各軸運動和動力參數(shù)
軸 號
功率
(KW)
轉(zhuǎn)矩()
轉(zhuǎn)速()
電機(jī)軸
2.2
21.01
1000
1軸
2.178
20.8
1000
2軸
2.07
58.31
339
3軸
1.99
221.14
85.94
卷筒軸
1.95
216.7
85.94
5.1 高速級圓錐齒輪設(shè)計
1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
(1) 圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器,其速度不高,故選用8級精度(GB10095-88)
(2) 材料選擇 由《機(jī)械設(shè)計(第八版)》表10-1 小齒輪材料可選為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為250HBS,大齒輪材料取45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為220HBS,二者材料硬度相差30HBS。
2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計
1.因為是軟齒面閉式傳動,故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計,其設(shè)計公式為:
2. 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
3. 因v值未知,K值不能確定,可初步選載荷系數(shù)
4. 由表8-19,查得彈性系數(shù)
5. 直齒輪,由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)
6. 齒數(shù)比
7. 取齒寬系數(shù)
8. 許用接觸應(yīng)力可用下式計算
查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限580Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限390Mpa
小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為
由圖8-5查得壽命系數(shù),;由表8-20取安全系數(shù),則有
取
初算小齒輪的分度圓直徑,有
(1) 設(shè)計計算
(1) 計算載荷系數(shù):由表8-21查得使用系數(shù)
齒寬中點分度圓直徑為
故
由圖8-6降低1級精度,按9級精度查得動載荷系數(shù),由圖8-7查得
齒向載荷分配系數(shù),則載荷系數(shù)。
(2) 對進(jìn)行修正:因與有較大的差異,故需對計算出的進(jìn)行修正,即:
(3) 確定齒數(shù):選齒數(shù),,取,則
,,在允許范圍內(nèi)。
(4) 大端模數(shù):,查表,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。
(5) 大端分度圓直徑為:
>66.02
(6) 錐頂距為:
(7) 齒寬為:。
取
3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為:
(3) 同前
(4) 圓周力為
(5) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)
則當(dāng)量齒數(shù)為
由圖8-8查得,;由圖8-9查得,。
(6) 許用彎曲應(yīng)力:
由圖8-4查得彎曲疲勞極限應(yīng)力,。
由圖8-11查得壽命系數(shù),由表8-20查得安全系數(shù),故:
4、計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸
6.1 斜齒圓柱齒輪設(shè)計
1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
大、小齒輪均采用45鋼,小齒輪調(diào)質(zhì)處理,大齒輪正火處理,由表8-17得齒面硬度,。平均硬度,。
。在之間。選用8級精度。
2、初步計算傳動的主要尺寸
因為是軟齒面閉式傳動,故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計,其設(shè)計公式為:
1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
2) 因v值未知,K值不能確定,可初步選載荷系數(shù)
3) 由表8-19,查得彈性系數(shù)
4) 初選螺旋角,查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)
5) 齒數(shù)比
6) 取齒寬系數(shù)
7) 初選,則,取,則端面重合度為
軸向重合度為
由圖8-3查得重合度系數(shù)為
8) 查得螺旋角系數(shù)
9) 許用接觸應(yīng)力可用下式計算
查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的接觸疲勞極限
小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為
由圖8-5查得壽命系數(shù),;由表8-20取安全系數(shù),則有
取
初算小齒輪的分度圓直徑,得
3、確定傳動尺寸
1) 計算載荷系數(shù):由表8-21查得使用系數(shù)
因,由圖8-6查得動載荷系數(shù),由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù),由表8-22查得齒間載荷分配系數(shù),則載荷系數(shù)為
2) 對進(jìn)行修正:因與有較大的差異,故需對計算出的進(jìn)行修正,即:
3) 確定模數(shù):
,取。
4) 計算傳動尺寸:中心距為
圓整,,
螺旋角為
因值與初選值相差較大,故對與有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正,由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù),端面重合度為:
軸向重合度為
。
由圖8-3查得重合度系數(shù),由圖11-2查得螺旋角系數(shù)
因,由圖8-6查得動載荷系數(shù),載荷系數(shù)K值不變。
,取,則中心距為
螺旋角為
修正完畢,故
,取,
4、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度為
(1) 同前
(2) 齒寬
(3) 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù),當(dāng)量齒數(shù)為:
由圖8-8查得,;由圖8-9查得,。
(4) 由圖8-10查得重合度系數(shù)
(5) 由圖11-3查得螺旋角數(shù)
(6) 許用彎曲應(yīng)力
由圖8-4查得彎曲疲勞極限應(yīng)力,
由圖8-11查得壽命系數(shù),由表8-20查得安全系數(shù),故
5、計算齒輪傳動其他幾何尺寸
端面模數(shù)
齒頂高
齒根高
全齒高
頂隙
齒頂圓直徑為
齒根圓直徑為
2.3 齒輪上作用力的計算
1、高速級齒輪傳動的作用力
(1) 已知條件:高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)速,小齒輪大端分度圓直徑,,,。
(2) 錐齒輪1的作用力,圓周力為
其方向與力作用點圓周速度方向相反。
徑向力為:
其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心。
軸向力為:
其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端。
法向力為:
(3) 錐齒輪2的作用力,錐齒輪2上的圓周力、徑向力和軸向力與錐齒輪1上的元周麗、軸向力和徑向力大小相等,作用方向相反。
2、低速級齒輪傳動的作用力
(1) 已知條件:中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)速,低速級斜齒圓柱齒輪的螺旋角,為使斜齒圓柱齒輪3的軸向力與錐齒輪2的軸向力互相抵消一部分,低速級的小齒輪右旋,大齒輪左旋,小齒輪分度圓直徑。
(2) 齒輪3的作用力
圓周力為
其方向與力作用點圓周速度方向相反。
徑向力為:
其方向為由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心。
軸向力為:
其方向可用右手法則確定,即用右手握住輪3的軸線,并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向,此時拇指的指向即為該力的方向。
法向力為:
(3) 齒輪4的作用力
從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等,作用方向相反。
減速器高速軸的設(shè)計計算
(1) 已知條件:高速軸傳遞的功率,轉(zhuǎn)矩,轉(zhuǎn)速,小齒輪大端分度圓直徑,齒寬中點處分度圓直徑,齒輪寬度。
(2) 選擇軸的材料
因傳遞的功率不大,并對和重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求。故選用常用的材料45鋼,調(diào)制處理。
(3) 初算軸徑
查表9-8得,取中間值,則
軸與帶輪連接,有一個鍵槽,軸徑應(yīng)增大3%~5%,軸端最細(xì)處直徑
(4) 結(jié)構(gòu)設(shè)計
a. 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計:為方便軸承部件的裝拆,減速器的機(jī)體采用剖分
結(jié)構(gòu),該減速器發(fā)熱小,軸不長,故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序,從最細(xì)處開始設(shè)計。
b. 聯(lián)軸器與軸端I:軸段I上安裝聯(lián)軸器,此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計
同步進(jìn)行。為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差、隔離振動,選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37,取載荷系數(shù),計算轉(zhuǎn)矩為
由表8-38查得的LX2型聯(lián)軸器符合要求:公稱轉(zhuǎn)矩為560Nm,許用轉(zhuǎn)速為6300r/min,軸孔范圍為15~25mm??紤],取聯(lián)軸器轂輪直徑為16mm,軸孔長度,Y型軸孔,A型鍵,聯(lián)軸器從動端代號為LX2 16×62 GB/T 5014-2003,相應(yīng)的軸段I的直徑。其長度略小于轂孔寬度,取。
c. 軸承與軸段II和IV的設(shè)計:在確定軸段II的軸徑時,
應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。若聯(lián)軸器采用軸肩定位,軸肩高度為。軸段II的軸徑,其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s,可選用氈圈油封,初選氈圈35JB/ZQ4606-1997,則,軸承段直徑為30mm,經(jīng)過計算,這樣選取的軸徑過大,且軸承壽命過長,故此處改用軸套定位,軸套內(nèi)徑為16mm,外徑既要滿足密封要求,又要滿足軸承的定位標(biāo)準(zhǔn),考慮該軸為懸臂梁,且有軸向力作用,選用圓錐滾子軸承,初選軸承30205,由表9-9得軸承內(nèi)徑,外徑,寬度,,內(nèi)圈定位直徑,外徑定位直徑,軸上力作用點與外圈大端面的距離,故,聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面。則該處軸段長度應(yīng)略短于軸承內(nèi)圈寬度,取。該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s,故軸承采用油潤滑,由齒輪將油甩到導(dǎo)油溝內(nèi)流入軸承座中。
通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號,則,其右側(cè)為齒輪1的定位軸套,為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面,該處軸段長度應(yīng)比軸承內(nèi)圈寬度略短,故取。
d. 軸段III的設(shè)計:該軸段為軸承提供定位作用,故取
該段直徑為軸承定位軸肩直徑,即,該處長度與軸的懸臂長度有關(guān),故先確定其懸臂長度。
e. 齒輪與軸段V的設(shè)計:軸段V上安裝齒輪,小錐齒
輪所處的軸段采用懸臂結(jié)構(gòu),應(yīng)小于,可初定。
小錐齒輪齒寬和總店分度圓與大端處徑向端面的距離M由齒輪的結(jié)構(gòu)確定,由于齒輪直徑比較小,采用實心式,由圖上量得,錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取,軸承外圈寬邊側(cè)距內(nèi)壁距離,即軸承套杯凸肩厚,齒輪大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要取為30mm,齒輪左側(cè)用軸套定位,右側(cè)采用軸端擋圈固定,為使擋圈能夠壓緊齒輪端面,取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短,差值為0.75mm,則
f. 軸端I與軸端III的長度;軸端I的長度除與軸上的零
件有關(guān)外,還與軸承端蓋等零件有關(guān)。由表4-1可知,下箱座壁厚,取壁厚,,取軸承旁連接螺栓為M20,箱體凸緣連接螺栓為M16,地腳螺栓為,則有軸承端蓋連接螺釘為,取其值為M10,由表8-30可取軸承端蓋凸緣厚度為;取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為;高速軸軸承端蓋連接螺釘,查表8-29取螺栓M10×35;其安裝基準(zhǔn)圓直徑遠(yuǎn)大于聯(lián)軸器輪轂外徑,此處螺釘?shù)牟鹧b空間足夠,取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋表面距離為,為便于結(jié)構(gòu)尺寸取整,軸承端蓋凸緣安裝面與軸承左端面的距離取為,取軸段I端面與聯(lián)軸器左端面的距離為1.75mm,則有
。
軸段III的長度與該軸的懸臂長度有關(guān)。小齒輪的受力作用點與右端軸承對軸的力作用點間的距離為
則兩軸承對軸的力作用點間的距離為
取,則有
在其取值范圍內(nèi),合格。
g. 軸段I力作用點與左軸承對軸力作用點的間距 由圖12-4可得
(5) 鍵連接
帶輪與軸段I間采用A型普通平鍵連接,查表8-31取其型號為鍵5×45,齒輪與軸段IV間采用A型普通平鍵連接,型號為鍵6×36。
(6) 軸的受力分析
a. 畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖所示
b. 計算支撐反力,在水平面上為
在垂直平面上為
軸承1的總支撐反力為
軸承2的總支撐反力為
c. 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示
在水平面上,
a-a剖面為
b-b剖面左側(cè)為
在垂直平面上為
合成彎矩
a-a剖面為
b-b剖面左側(cè)為
d. 畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖所示,
(7) 校核軸的強(qiáng)度
因a-a剖面彎矩大,同時作用有轉(zhuǎn)矩,a-a剖面為危險面,其抗彎截面系數(shù)為
抗扭截面系數(shù)為
彎曲應(yīng)力為
扭剪應(yīng)力為
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算,對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,
故取折合系數(shù),則當(dāng)量應(yīng)力為
由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限,則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力,,強(qiáng)度滿足要求。
(8) 校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼,由表8-33查得,強(qiáng)度
足夠。
(9) 校核軸承壽命
a. 計算軸承的軸向力, 由表9-9查30207軸承得,,
,。由表9-10查得30207軸承內(nèi)部軸向力計算公式,則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為
外部軸向力,各軸向力方向如圖所示,則
則兩軸承的軸向力分別為
b. 計算當(dāng)量動載荷,因為,軸承1的當(dāng)量動載荷
因為,軸承2的當(dāng)量動載荷為
因,故只需校核軸承2,。軸承在100℃以下工作,查表8-34得
。對于減速器,查得載荷系數(shù)
c. 校核軸承壽命 軸承2的壽命為
減速器預(yù)期壽命為,,故軸承壽命足夠。
減速器中間軸的設(shè)計計算
(1) 已知條件:高速軸傳遞的功率,轉(zhuǎn)速,錐齒輪大端分度圓直徑,齒寬中點處分度圓直徑,,齒輪寬度。
(2) 選擇軸的材料
因傳遞的功率不大,并對和重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求。故選用常用的材料45鋼,調(diào)制處理。
(3) 初算最細(xì)處軸徑
查表9-8得,考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩,只承受少量的彎矩,故取較
小值,則
(4) 結(jié)構(gòu)設(shè)計
a. 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計:該軸不長,故軸承采用兩端固
定方式。按軸上零件的安裝順序。從處開始計算。
b. 軸段I及軸端V的設(shè)計:該段軸段上安裝軸承,其設(shè)
計應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行。考慮齒輪上作用較大的軸向力和圓周力,選用圓錐滾子軸承。軸段I和V上安裝軸承,其直徑應(yīng)既便于軸承安裝,又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù),取軸承30205,由表9-9得軸承內(nèi)徑,外徑,寬度,內(nèi)圈寬度,定位直徑,外徑定位直徑,軸承對軸上力作用點與外圈大端面的距離,故,通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號,則。
c. 軸段II和軸段IV的設(shè)計:軸段II上安裝齒輪3,軸
段IV上安裝齒輪2,為便于齒輪的安裝,和應(yīng)分別略大于和,此時安裝齒輪3處的軸徑可選28mm,經(jīng)過驗算,其強(qiáng)度不滿足要求,可暫定進(jìn)行計算。
由于齒輪3的直徑比較小,采用實心式,其右端采用軸肩定位,左端采用套筒固定,齒輪2輪轂的寬度范圍約為,取其輪轂寬度,其左端采用軸肩定位,右端采用套筒固定,為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面,軸段II和軸段IV的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短,,故取,。
d. 軸段III的設(shè)計:該段為中間軸上的兩個齒輪提供定
位,其軸肩高度范圍為,取其高度為,故。
齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離和齒輪2的輪轂右端面與箱體內(nèi)壁的距離均取為,且使箱體兩內(nèi)側(cè)壁關(guān)于高速軸軸線對稱,量得其寬度為,取,則軸段III的長度為
此時錐齒輪沒有處在正確的安裝位置,在裝配時可以調(diào)節(jié)兩端蓋下的調(diào)整墊片使其處于正確的安裝位置。
e. 軸端I與軸端V的長度:由于軸承采用油潤滑,故軸承
內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為,則軸段I的長度為
軸段V的長度為
f. 軸上作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面
的距離,則有圖12-7可得軸的支點及受力點間的距離為
(5) 鍵連接
齒輪與軸段間采用A型普通平鍵連接,查表8-31取其型
號分別為鍵10×58,和鍵10×25。
(6) 軸的受力分析
a. 畫軸的受力簡圖,軸的受力簡圖如圖所示
b. 計算支撐反力,在水平面上為
式中負(fù)號表示與圖中所畫方向相反
在垂直平面上為
軸承1的總支撐反力為
軸承2的總支撐反力為
c. 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示
在水平面上,a-a剖面左側(cè)為
a-a剖面右側(cè)為
在垂直平面上為
合成彎矩
a-a剖面左側(cè)為
a-a剖面右側(cè)為
b-b剖面左側(cè)為
b-b剖面右側(cè)為
d. 畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖所示,
(7) 校核軸的強(qiáng)度
雖然a-a剖面左側(cè)彎矩大,但a-a剖面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩,其
軸徑較小,故a-a剖面兩側(cè)均有可能為危險面,故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)為
a-a剖面左側(cè)彎曲應(yīng)力為
a-a剖面右側(cè)彎曲應(yīng)力為
扭剪應(yīng)力為
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算,對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,
故取折合系數(shù),則當(dāng)量應(yīng)力為
,故a-a剖面右側(cè)為危險截面
由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限,則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力,,強(qiáng)度滿足要求。
(8) 校核鍵連接的強(qiáng)度
齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼,由表8-33查得,強(qiáng)度
足夠。齒輪3處的鍵長與齒輪2處的鍵,故其強(qiáng)度也足夠。
(9) 校核軸承壽命
a. 計算軸承的軸向力, 由表9-9查30207軸承得,,
,。由表9-10查得30207軸承內(nèi)部軸向力計算公式,則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為
外部軸向力,各軸向力方向如圖所示,則
則兩軸承的軸向力分別為
b. 計算軸承1當(dāng)量動載荷,因,,故只需校核軸承1的壽命。
因為,軸承1的當(dāng)量動載荷
軸承在100℃以下工作,查表8-34得。對于減速器,查得載荷系數(shù)
c. 校核軸承壽命 軸承1的壽命為
減速器預(yù)期壽命為,,故軸承壽命足夠。
減速器低速軸的設(shè)計計算
(1) 已知條件:低速軸傳遞的功率,轉(zhuǎn)速,齒輪4分度圓直徑,齒輪寬度。
(2) 選擇軸的材料
因傳遞的功率不大,并對和重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求。故選用常用的材料45鋼,調(diào)制處理。
(3) 初算最細(xì)處軸徑
查表9-8得,考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩,故取小值,則
軸與聯(lián)軸器連接,有一個鍵槽,軸徑應(yīng)增大3%~5%,軸段最細(xì)處直徑為
(4) 結(jié)構(gòu)設(shè)計
a. 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計:該軸不長,故軸承采用兩端固
定方式。按軸上零件的安裝順序。從處開始計算。
b. 聯(lián)軸器及軸段I的設(shè)計:軸段I上安裝聯(lián)軸器,此段
設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動,選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37,取載荷系數(shù),則計算轉(zhuǎn)矩
由表8-38查得LX4型聯(lián)軸器符合要求:公稱轉(zhuǎn)矩為2500Nmm,許用轉(zhuǎn)速3870r/min,軸孔范圍為30~53mm??紤],取聯(lián)軸器轂孔直徑為35mm,軸孔長度84mm,J型軸孔,A型鍵,聯(lián)軸器主動端代號為LX4 35×84 ,相應(yīng)的軸段I的直徑為35mm,其長度略小于轂孔寬度,取。
c. 密封圈與軸段II的設(shè)計:在確定軸段II的軸徑時,
應(yīng)同時考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位,軸肩高度
軸段II的軸徑,最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封,查表選氈圈65JB/ZQ4606-1997,則。
d. 軸承與軸段III和軸段VII的設(shè)計:考慮齒輪上作用
較大的軸向力,但此處軸徑較大,選用角接觸球軸承。軸段III上安裝軸承,其直徑應(yīng)既便于軸承安裝,又符合軸承內(nèi)徑系列。取軸承為7209C,由表11-9得軸承內(nèi)徑,外徑,寬度,內(nèi)圈定位直徑,外徑定位直徑,軸承對軸上力作用點與外圈大端面的距離,故,由于齒輪圓周速度大于2m/s,軸承采用油潤滑,無需放擋油環(huán),。為補償箱體鑄造誤差,取軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面與箱體內(nèi)壁距離。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號,則。
e. 齒輪與軸段VI的設(shè)計:軸段VI上安裝齒輪4,為便
于齒輪的安裝,應(yīng)略大于,可初定,齒輪4輪轂的寬度范圍為,取其輪轂寬度與齒輪寬度相等,其右端采用軸肩定位,左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面,軸段VI長度應(yīng)比齒輪4的輪轂略短,取。
f. 軸段V和軸段 IV的設(shè)計:軸段V為齒輪提供定位,
其軸肩高度范圍為,取其高度為,故取,。
軸段IV的直徑可取軸承內(nèi)圈定位直徑,即,齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離為,則軸段IV的長度為
g. 軸端II與軸端VII的長度:軸段II的長度除與軸上
的零件有關(guān)外,還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為,軸承旁連接螺栓為M20,則,,箱體軸承座寬度,??;軸承端蓋連接螺釘查表選用螺栓M10×25,其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑,輪轂外徑不與端蓋螺釘?shù)牟鹧b空間干涉,故取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承端蓋外端面的距離,則有
軸段VII的長度為
h. 軸上作用點的間距:軸承反力的作用點距軸承外圈大
端面的距離,則有圖12-10可得軸的支點及受力點間的距離為
(5) 鍵連接
聯(lián)軸器與軸段I及齒輪4與軸段VI間采用A型普通平鍵
連接,查表8-31取其型號分別為鍵16×80和鍵20×100。
(6) 軸的受力分析
a. 畫軸的受力簡圖,軸的受力簡圖如圖所示
b. 計算支撐反力,在水平面上為
式中負(fù)號表示與圖中所畫方向相反
在垂直平面上為
軸承1的總支撐反力為
軸承2的總支撐反力為
c. 畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示
在水平面上,a-a剖面左側(cè)為
a- a剖面右側(cè)為
在垂直平面上為
合成彎矩
a-a剖面左側(cè)為
a-a剖面右側(cè)為
d. 畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖所示,
(7) 校核軸的強(qiáng)度
因a-a剖面右側(cè)彎矩大,且作用有轉(zhuǎn)矩,故a-a剖面右側(cè)為危險面,其抗彎截面系數(shù)為
抗扭截面系數(shù)為
彎曲應(yīng)力為
扭剪應(yīng)力為
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計算,對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,
故取折合系數(shù),則當(dāng)量應(yīng)力為
由表8-26查得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強(qiáng)度極限,則由表8-32查得軸的許用彎曲應(yīng)力,,強(qiáng)度滿足要求。
(8) 校核鍵連接的強(qiáng)度
聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
齒輪4處鍵連接的擠壓應(yīng)力為
取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼,由表8-33查得,強(qiáng)度足夠。
(9) 校核軸承壽命
a. 計算軸承的軸向力, 由表11-9查37214C軸承得
,。由表9-10查得7214C軸承內(nèi)部軸向力計算公式,則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為
外部軸向力,各軸向力方向如圖所示,則
則兩軸承的軸向力分別為
b. 計算當(dāng)量動載荷,由,查表
11-9得,因,故,,軸承1的當(dāng)量動載荷
由,查表11-9得,
因,故,,軸承2的當(dāng)量動載荷
c. 校核軸承壽命:因,故只需校核軸承2,。
軸承在100℃以下工作,查表8-34得。對于減速器,查得載荷系數(shù)。軸承1的壽命為
減速器預(yù)期壽命為,,故軸
承壽命足夠。
9.1 I軸上鍵的強(qiáng)度校核
查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為
I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度
故此鍵能安全工作。
IV-V段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度
故此鍵能安全工作。
9.2 II軸上鍵的校核
查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為
II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度
故此鍵能安全工作。
IV-V段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度
故此鍵能安全工作。
9.3 III軸上鍵的校核
查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為
I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度
故此鍵能安全工作。
IV-V段與鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度
10.1 潤滑方式
齒輪采用飛濺潤滑,在箱體上的四個軸承采用脂潤滑,在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。
10.2 密封類型的選擇
1. 軸伸出端的密封
軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。
2. 箱體結(jié)合面的密封
箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。
3. 軸承箱體內(nèi),外側(cè)的密封
(1)軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。
(2)軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。
11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計
觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合,潤滑情況,并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住。為防止污物進(jìn)入箱內(nèi)及潤滑油滲漏,在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片,油孔處還有慮油網(wǎng)。
查表[6]表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。
11.2 油面指示裝置設(shè)計
油面指示裝置采用油標(biāo)指示。
11.3 通氣器的選擇
通氣器用來排出熱膨脹,持氣壓平衡。查表[6]表15-6選 型通氣帽。
11.4 放油孔及螺塞的設(shè)計
放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處,箱座內(nèi)底面做成外傾斜面,在排油孔附近做成凹坑,以便能將污油放盡,排油孔平時用螺塞堵住。查表[6]表15-7選型外六角螺塞。
11.5 起吊環(huán)、吊耳的設(shè)計
為裝卸和搬運減速器,在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。為吊起整臺減速器,在箱座兩端凸緣下部鑄出吊鉤。
11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇
為便于臺起上箱蓋,在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘,直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。
11.7 定位銷選擇
為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度,在精加工軸承座孔前,在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端,個裝配一個定位銷。采用圓錐銷,直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。
通過這次課程設(shè)計是我第一次把理論知識運用到實際當(dāng)中,對
機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計有了深入的了解,為以后的學(xué)習(xí)與工作起到了良好的作用。
1. 課程設(shè)計運用到了很多知識,例如將理論力學(xué),材料力學(xué),機(jī)械設(shè)計,機(jī)械原理,互換性與測量技術(shù)等,是我對以前學(xué)習(xí)的知識有了更深刻的體會。
2. 通過可程設(shè)計,基本掌握了運用AUTO CAD繪圖軟件制圖的方法與思路,對計算機(jī)繪圖方法有了進(jìn)一步的加深,基本能繪制一些工程上的圖。
3. 這次課程設(shè)計是我的理論水平,構(gòu)思能力和判斷力逐步有所提高,同時提高了分析問題與解決問題的能力,為以后的專業(yè)產(chǎn)品的設(shè)計打下了堅實的基礎(chǔ)。
4. 但是我深知,設(shè)計中還有很多不足與錯誤的地方,還需要繼續(xù)加強(qiáng)理論學(xué)習(xí)和思維能力。
1 宋寶玉,王連明主編,機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計,第3版。哈爾濱:哈濱工業(yè)大學(xué)出版社,2008年1月。
2 濮良貴,紀(jì)明剛主編,機(jī)械設(shè)計,第8版。北京:高等教育出版社,2006年5月。
3 蔡春源主編,機(jī)械設(shè)計手冊齒輪傳動,第4版,北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2007年3月。
4 吳宗澤主編,機(jī)械零件設(shè)計手冊,第10版,北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2003年11月。
5 吳宗澤,羅圣國主編,機(jī)械課程設(shè)計手冊,第3版,北京:高等教育出版社。
6 駱?biāo)鼐煸婍樦骶? 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計簡明手冊,化學(xué)工業(yè)出版社,2000年8月.
i=11.64
i=2.95
i=3.95
m=3
Z
Z
m=2.5mm
Z
Z
B
B
‘
=8.4MP
=35mm
=82mm