課程設(shè)計(jì)說明書-鄭華龍

1 一 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 2 課程設(shè)計(jì)題目 1 帶式運(yùn)輸機(jī) 2 1 運(yùn)動(dòng)簡圖 2 2 原始數(shù)據(jù) 2 二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 3 1 組成 3 2 特點(diǎn) 3 3 確定傳動(dòng)方案 3 三 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型 4 2 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 4 1 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 5 2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 6 3 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理表 6 五 帶輪設(shè)計(jì) 7 1 確定計(jì)算功率 kW 選擇 V 帶型號 7 2 選取 V 帶型號 7 3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑和 7 4 驗(yàn)算帶速 v 7 5 確定帶長和中心距 7 6 驗(yàn)算小帶輪包角 8 7 確定 V 帶根數(shù) Z 8 8 求作用在帶輪軸上的壓力 8 9 帶輪主要參數(shù) 9 六 傳動(dòng)零件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 9 1 材料選擇齒輪 9 2 2 計(jì)算高速級齒輪 9 3 計(jì)算低速級齒輪 12 4 齒輪的基本參數(shù)如下表所示 14 1 選擇軸的材料 15 2 求輸出軸 III 軸 上的功率 P 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 15 3 初步確定軸的最小直徑 15 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 15 5 求軸上的載荷 17 6 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 19 7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 19 八 鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算 22 1 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 22 2 校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 22 3 其他鍵的選取與校核 22 九 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 23 1 機(jī)體有足夠的剛度 23 2 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑 密封散熱 23 3 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性 23 4 對附件設(shè)計(jì) 23 5 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下 24 十 潤滑密封設(shè)計(jì) 26 十一 聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 26 1 類型選擇 26 2 載荷計(jì)算 26 3 選取聯(lián)軸器 27 十二 設(shè)計(jì)小節(jié) 27 十三 參考資料 27 3 一 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 注 注 因本人學(xué)號為 20097478 故任務(wù)書為 課程設(shè)計(jì)題目 1 帶式運(yùn)輸機(jī) 第 7 組原始數(shù)據(jù) 1 運(yùn)動(dòng)簡圖 運(yùn)動(dòng)簡圖 2 原始數(shù)據(jù) 原始數(shù)據(jù) 題 號 參 數(shù) 1234567 78910 運(yùn)輸帶工作拉力 F KN 3 03 23 53 844 24 54 555 56 運(yùn)輸帶工作速度 v m s 2 01 81 61 91 91 91 81 81 71 61 5 滾筒直徑 D mm 400450400400400450450450450450450 每日工作時(shí)數(shù) T h 1616161616161616161616 使用折舊期 y 8888888 8888 3 已知條件 已知條件 1 工作情況 傳動(dòng)不逆轉(zhuǎn) 載荷平穩(wěn) 允許運(yùn)輸帶速度誤差為 5 2 滾筒效率 j 0 96 包括滾筒與軸承的效率損失 4 3 工作環(huán)境 室內(nèi) 灰塵較大 最高環(huán)境溫度 35 C 4 動(dòng)力來源 電力 三相交流 電壓 380 220V 5 檢修間隔期 四年一次大修 兩年一次中修 半年一次小修 6 制造條件及生產(chǎn)批量 一般機(jī)械廠生產(chǎn)制造 小批量 4 設(shè)計(jì)工作量 設(shè)計(jì)工作量 1 減速器裝配圖 1 張 A0 或 A1 2 零件工作圖 1 3 張 3 設(shè)計(jì)說明書 1 份 二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案二 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 1 組成 組成 傳動(dòng)裝置由電機(jī) 減速器 工作機(jī)組成 2 特點(diǎn) 特點(diǎn) 齒輪相對于軸承不對稱分布 故沿軸向載荷分布不均勻 要求軸有較大的剛度 3 確定傳動(dòng)方案 確定傳動(dòng)方案 考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高 傳動(dòng)功率大 將 V 帶設(shè)置在高速級 其傳動(dòng)方案如下 5 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 三 電動(dòng)機(jī)的選擇 三 電動(dòng)機(jī)的選擇 1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型 選擇電動(dòng)機(jī)的類型 按工作要求和條件 選用三機(jī)籠型電動(dòng)機(jī) 封閉式結(jié)構(gòu) 電壓 380V Y 型 選擇 V 帶傳動(dòng)和二級圓柱斜齒輪減速器 展開式 傳動(dòng)裝置的總效率 a 792 096 099 0941 0922 096 0 54321 a 其中 為 V 帶的效率 1 為滾動(dòng)軸承效率 2 0 983 0 941192 2 為閉式齒輪傳動(dòng)效率 3 0 9410 972 4 為聯(lián)軸器的效率 0 99 卷筒效率 0 96 包括其支承軸承效率的損失 5 2 電動(dòng)機(jī)的選擇 電動(dòng)機(jī)的選擇 負(fù)載功率 kw1 81000 8 1105 41000 3 FVPw 折算到電動(dòng)機(jī)的功率為 10 23kw 0 792 8 1 a w d p p 6 3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 min 43 76 45014 3 8 1100060100060 r D v n 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 二級圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比4 2 i 則總傳動(dòng)比合理范圍為 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n 16 160 40 8 i160 16 a i a n a i 76 43 1222 88 12228 80r min 可供選擇電機(jī)有 序號電動(dòng)機(jī)型號額定功率 Kw滿載轉(zhuǎn)速 r min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 1Y160M1 21129302 02 2 2Y160M 41114602 22 0 3Y160L 6119702 02 0 4Y180L 8117301 72 0 綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸 重量和減速器的傳動(dòng)比 可以選擇的電機(jī)型號為 Y160M 4 其 主要性能如上表的第 2 種電動(dòng)機(jī) 四 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比四 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 1 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 1 減速器總傳動(dòng)比 7 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 n 可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為 m n 1 19 43 76 1460 n n i m a 2 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 a i 0 ii 式中分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比 10 i i 為使 V 帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大 初步取 2 3 則減速器傳動(dòng)比為 19 1 2 3 8 3 0 ii 0 iia 按展開式布置 考慮潤滑條件 為使兩級大齒輪直徑相近 可由展開式曲線查得 46 3 1 i 則 4 246 3 3 8 12 iii 2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1 各軸轉(zhuǎn)速 軸 1460 2 3 634 78r min n 0 inm 軸 634 78 3 46 183 46r min n 1 in 軸 183 46 2 4 76 44 r min n n 2 i 卷筒軸 76 44r min n n 2 各軸輸入功率 軸 10 23 0 96 9 82kW P d p 1 軸 2 9 82 0 98 0 97 9 34kW P p 3 軸 2 9 34 0 98 0 97 8 87kW P P 3 卷筒軸 2 4 8 87 0 98 0 99 8 61kW P P 3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 N m 1 T d T 0 i 1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩 9550 9550 10 23 1460 66 92N m d T m d n P 所以 軸 66 92 2 3 0 96 147 75 N m T d T 0 i 1 軸 147 75 3 46 0 98 0 97 485 96 N m T T 1 i 3 2 軸 485 96 2 4 0 98 0 97 1108 69 N m T T 2 i 2 3 8 卷筒軸 1108 69 0 98 0 99 1075 65 N m T T 3 4 3 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理表 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果整理表 五 五 帶帶 輪輪設(shè)設(shè) 計(jì)計(jì) 1 確定計(jì)算功率確定計(jì)算功率 kW 選擇選擇 V 帶型號 帶型號 c P 由表 5 5 查得 1 2 故 A K KWPKP Ac 2 13112 1 2 選取 選取 V 帶型號 帶型號 根據(jù)13 2kw 1460r min 由圖 5 14 得選取 A 型 c P 1 n 3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑 確定帶輪基準(zhǔn)直徑和和 1 D 2 D 由表 5 6 取 125mm 1 D 1 mmiDD625 284 991253 2 1 12 由表 5 6 取 280mm 2 D 大帶輪轉(zhuǎn)速 min 26 645280 99 0 1251460 1 2112 rDDnn 其誤差 5 故允許 4 驗(yàn)算帶速 驗(yàn)算帶速 v smnDv 55 9 100060 146012514 3 100060 11 在 5 25m s 的范圍內(nèi) 帶速合適 軸名功率 P KW轉(zhuǎn)距 T N M 轉(zhuǎn)速 n r min 轉(zhuǎn)動(dòng)比 i 效率 輸入輸出輸入輸出 電機(jī)軸 10 2366 9214602 30 96 軸 9 829 34147 75485 96634 783 460 95 軸 9 348 87485 961108 69183 462 40 95 軸 8 878 611108 691075 6576 4410 97 卷筒軸 8 618 11075 651011 9776 4410 94 9 5 確定帶長和中心距 確定帶長和中心距 初步選取中心距 a 650mm 由式 5 2 得帶長 mm a DD DDaL 1 1945 6504 125280 280125 2 14 3 6502 4 2 2 2 2 12 21 由表 5 2 選用基準(zhǔn)長度mmLd2000 計(jì)算實(shí)際中心距 mm700 4 677 8 125280 828012514 3 20002 280125 14 3 20002 8 82 2 2 2 2 12 2 2121 mm DDDDLDDL a 6 驗(yàn)算小帶輪包角 驗(yàn)算小帶輪包角 1 合格 120 9 166 3 57 4 677 125280 180 3 57180 12 1 a DD 7 確定 確定 V 帶根數(shù)帶根數(shù) Z i 2 3 由表 5 3 5 4 查得kw17 0 Pkw93 1 P 00 由表 5 7 得03 1K2 5969 0K L 的 由表 根數(shù) 根 28 6 03 1969 0 17 0 93 1 2 13 kkPP z l00 c P 取根數(shù)為 7 根 8 求作用在帶輪軸上的壓力 求作用在帶輪軸上的壓力 由表 5 1 查得 q 0 1kg m 單根 V 帶張緊力 N qv kZV P F C 1 165 55 9 1 0 1 969 0 5 2 55 97 2 13500 1 5 2 500 2 2 10 小帶輪軸上壓力為 NZFFQ3 2296 2 9 166 sin 1 16572 2 sin2 1 0 9 帶輪主要參數(shù) 帶輪主要參數(shù) 小輪直徑 mm 大輪直徑 mm 中心距 a mm 基準(zhǔn)長度 mm 帶的根數(shù) z 125280677 420007 六 傳動(dòng)零件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算六 傳動(dòng)零件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 材料選擇齒輪 材料選擇齒輪 假設(shè)工作壽命為 8 年 每年工作 250 天 每天工作 16 小時(shí) 帶式輸送機(jī)工作經(jīng)常滿載 空 載啟動(dòng) 工作有輕震 不反轉(zhuǎn) 初選大小齒輪的材料均 45 鋼 小齒輪經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 其硬度在 229 286HBS 大齒輪經(jīng)正火處理 其硬度在 169 217HBS 齒輪等級精度為 8 級 由于減速器要求 傳動(dòng)平穩(wěn) 所以用圓柱斜齒輪 初選 10 2 計(jì)算高速級齒輪 計(jì)算高速級齒輪 1 查取教材 P133 可得 25 1 A K11 1 V K2 1 K1 1 K 832 1 1 12 111 1 25 1 K KKKK VA 傳動(dòng)比 由查圖 6 12 得 查表 6 3 得 因齒較多 取 取46 3 i47 2 H Z8 189 E Z85 0 Z 則 10 99 0 Z 2 確定許用應(yīng)力 查圖 6 14 可知 查表 6 5 得 MPa HH 590 2lim1lim 1 1 1lim H S 則應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 11 9 11 10218 1250168178 6346060 h jLnN 89 12 1052 346 3 10218 1 iNN 又查圖 6 16 可知 則 1 1 1 21 NN ZZ MPa S Z MPa S Z H NH HP H NH HP 590 1 1 1 1590 4 536 1 1 1590 lim 2lim 2 lim 1lim 1 查圖 6 15 可知 查表 6 5 得 MPaMPa FF 220 240 2lim1lim 5 1 min F S 查圖 6 17 得1 21 NN YY MPaY S Y MPaY S Y N F STF Fp N F STF Fp 33 2931 5 1 2220 3201 5 1 2240 min 2lim 2 min 1lim 1 3 計(jì)算小齒輪最小直徑 查表 6 8 取齒寬系數(shù)8 0 d mm u uKT ZZZZ d dHP EH 49 77 46 3 146 3 8 0 1075 147832 1 2 4 536 99 085 0 8 18947 2 1 2 3 3 2 3 1 2 1 1 4 確定中心距a mmi d a81 172 46 3 1 2 49 77 1 2 1 就盡量圓整成尾數(shù)為 0 或 5 以得于制造和測量 所以初定 mma175 5 選定模數(shù) 齒數(shù) 和螺旋角 n m 1 z 2 z cos2 21 zz m a n 一般 初選 則30 17 1 z 20 8 25 1 z 10 5 862546 3 12 izz 09 3 5 8625 10cos1752cos2 21 zz a mn 由標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取 則mmmn3 89 114 3 10cos1752cos2 21 n m a zz 取115 21 zz 12 則 78 25 46 3 1 115 1 21 1 i zz z 取26 1 z 8926115 2 z 齒數(shù)比 43 3 26 89 12 zz 與的要求比較 誤差為 0 87 可用 于是46 3 i 70 9 1752 1153 cos 2 cos 1 21 1 a zzmn 滿足要求 6 計(jì)算齒輪分度圓直徑 小齒輪 mm zm d n 13 79 7 9cos 263 cos 1 1 大齒輪 mm zm d n 87 270 7 9cos 893 cos 2 2 7 齒輪寬度 mmdb d 304 6313 798 0 1 圓整大齒輪寬度 mmb65 2 取小齒輪寬度 mmb70 1 8 校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 93 96 0 89 cos 27 96 0 26 cos 3 2 2 3 1 1 z z z z vv 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)查表 6 4 則有 取 57 2 1 Fa Y6 1 1 sa Y19 2 2 Fa Y78 1 2 sa Y 80 0 68 0 21 YY9 0 1 Y 則 1 3 111 1 1 1 29 889 068 0 6 157 2 313 7965 1075 147832 122 FpsaFa n F MPaYYYY mbd KT 2 3 222 1 1 2 17 979 08 078 1 19 2 313 7965 1075 147832 1 22 FpsaFa n F MPaYYYY mbd KT 所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求 此種設(shè)計(jì)合理 9 校核齒輪齒輪接觸疲勞強(qiáng)度 13 傳動(dòng)比由查圖 6 12 得 查表 6 3 得 因齒較多 取 46 3 i47 2 H Z8 189 E Z85 0 Z 取則 7 9 99 0 Z 21 2 2 1 1 56 516 46 3 13 7965 146 3 147750832 12 99 0 85 0 8 18947 2 1 2 HPHP EHH ubd uKT ZZZZ 所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求 此種設(shè)計(jì)合理 3 計(jì)算低速級齒輪 計(jì)算低速級齒輪 1 查取教材 P133 可得 25 1 A K11 1 V K2 1 K1 1 K 832 1 1 12 111 1 25 1 K KKKK VA 2 確定許用應(yīng)力 查圖 6 14 可知 查表 6 5 得 MPa HH 590 4lim3lim 1 1 1lim H S 則應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 8 23 1052 32501681183 466060 h jLnN 88 34 1046 1 4 2 1052 3 iNN 又查圖 6 16 可知 則 1 1 2 1 43 NN ZZ MPa S Z MPa S Z H NH HP H NH HP 590 1 1 1 1590 63 643 1 1 2 1590 lim 44lim 4 lim 33lim 3 查圖 6 15 可知 查表 6 5 得 MPaMPa FF 220 240 4lim3lim 5 1 min F S 查圖 6 17 得1 43 NN YY MPaY S Y MPaY S Y N F STF Fp N F STF Fp 3 2931 5 1 2220 3201 5 1 2240 4 min 4lim 4 3 min 3lim 3 3 計(jì)算小齒輪最小直徑 查表 6 8 取齒寬系數(shù)8 0 d mm u uKT ZZZZ d dHP EH 81 105 4 2 14 2 8 0 10485 96832 1 2 63 643 99 0 85 0 8 18947 2 1 2 3 3 2 3 2 2 3 3 14 4 確定中心距a mmi d a87 179 4 21 2 81 105 1 2 3 就盡量圓整成尾數(shù)為 0 或 5 以得于制造和測量 所以初定 mma180 5 選定模數(shù) 齒數(shù) 和螺旋角 n m 1 z 2 z cos2 21 zz m a n 一般 初選 則30 17 1 z 20 8 25 1 z 10 60254 2 12 izz 17 4 6025 10cos1802cos2 21 zz a mn 由標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取 則mmmn4 63 88 4 10cos1802cos2 21 n m a zz 取89 21 zz 則 18 26 4 21 89 1 21 1 i zz z 取26 1 z 632689 2 z 齒數(shù)比 42 2 26 63 12 zz 與的要求比較 誤差為 0 83 可用 于是4 2 i 56 8 1802 894 cos 2 cos 1 21 1 a zzmn 滿足要求 6 計(jì)算齒輪分度圓直徑 小齒輪 mm zm d n 17 105 56 8 cos 264 cos 3 3 大齒輪 mm zm d n 84 254 56 8 cos 634 cos 4 4 7 齒輪寬度 mmdb d 136 8417 1058 0 1 圓整大齒輪寬度 mmb85 4 15 取小齒輪寬度 mmb90 3 8 校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 根據(jù) 查表 6 4 則有 取 3 z 4 z60 2 3 Fa Y595 1 3 sa Y20 2 4 Fa Y78 1 4 sa Y 8 0 68 0 43 YY 9 0 Y 則 3 3 333 3 2 3 37 1269 068 0595 16 2 17 105485 10485 96832 122 FpsaFa n F MPaYYYY mbd KT 4 3 444 3 2 4 39 1409 08 078 12 2 17 105485 10485 96832 122 FpsaFa n F MPaYYYY mbd KT 所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求 此種設(shè)計(jì)合理 10 校核齒輪齒輪接觸疲勞強(qiáng)度 傳動(dòng)比由查圖 6 12 得 查表 6 3 得 因齒較多 取 4 2 i22 2 H Z8 189 E Z85 0 Z 取則 56 8 99 0 Z HP EHH ubd uKT ZZZZ 78 580 4 217 10585 14 2485960832 12 99 0 85 0 8 18922 2 1 2 2 2 3 1 所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求 此種設(shè)計(jì)合理 4 齒輪的基本參數(shù)如下表所示齒輪的基本參數(shù)如下表所示 名稱符號公式齒 1齒 2齒 3齒 4 齒數(shù) zz26892663 螺旋角 9 7 9 7 8 56 8 56 分度圓直徑d cos mzd 79 13270 87105 16254 84 齒頂高 a h tttaa myxhh 2233 齒根高 f h ttaf mxchh 2 52 53 753 75 16 齒頂圓直徑 a d aa hdd2 83 13274 87111 16260 84 齒根圓直徑 f d ff hdd2 74 13265 8797 66247 34 中心距a 2 21 zzma t 175180 孔徑 b70 齒寬b 1 db d 70659085 七 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)七 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 1 選擇軸的材料 選擇軸的材料 選擇軸的材料為 45 鋼 經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 其機(jī)械性能由表 11 1 和表 11 4 查得 60MPa 1 b MPa b 640 MPa275 1 MPa155 1 2 求輸出軸 求輸出軸 III 軸 上的功率軸 上的功率 P 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)矩 33 n 3 T 已知 P 8 87KW 76 44r min 33 n 于是 1108 69N m 3 T 3 初步確定軸的最小直徑 初步確定軸的最小直徑 先按課本式 11 2 初步估算軸的最小直徑 根據(jù)表 11 3 選 C 112 mm n P Cd63 54 44 76 87 8 112 3 3 3 3 min 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng) d 故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 查表 10 1 考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小 故取 則 3 TKT Aca 5 1 a K mNTKT Aca 03 16631108 695 1 3 17 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件 查 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊 選取 HL5 型彈性11222 套柱銷聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩為 2000Nm 半聯(lián)軸器的孔徑mm 故取mm 半聯(lián)軸器長55 1 d55 III d 度 L 142mm 半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度mm 107 1 L 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 擬定軸上零件的裝配方案 選用課本 P236 圖 11 18 a 中的裝配方案 2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 A 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 軸段右端需要制出一軸肩 故取 的直徑 左端用軸端擋圈定位 按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與mmd62 mmD65 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上 故 mmL107 1 軸配合的輪轂孔長度 段的長度應(yīng)比略短一些 現(xiàn)取 1 Lmml105 B 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用 故選用單列圓錐滾子軸承 參照工作要求并根據(jù) 由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列mmd62 圓錐滾子軸承 30313 型 其尺寸為 d D T 65 140 36 故 mmLmmdd VIIIVIIVIIIVIIIVIII 36 65 而 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位 由手冊上查得 30313 型軸承定位軸肩高度 h 6mm 因此 mmd VIIVI 77 C 取安裝齒輪出的軸段 IV V 的直徑 齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位 mmd VIV 70 已知齒輪輪轂的寬度為 85mm 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 mm 齒輪的右端采用軸肩定位 軸肩高度 h 0 07d 取 h 6mm 則軸環(huán)處得直徑81 VIV L 軸環(huán)寬度取 mmd VIV 82 mmL VIV 12 18 D 軸承端蓋的總寬度為 20mm 由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及 便于對軸承添加潤滑脂的要求 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 故取mml30 mml50 E 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a 16 兩圓柱齒輪間的距離 c 20 考慮到箱體的鑄造誤差 在mmmm 確定滾動(dòng)軸承位置時(shí) 應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s 取 s 8 已知滾動(dòng)軸承寬度 T 36 高速級大mmmm 齒輪輪轂長 L 65 則mm mmmmasTl IVIII 64 416836 7680 mmmmlacsLl VIIVI 97 121620865 至此 已初步確定了軸的各端直徑和長度 3 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聯(lián)接 按由手冊查得平鍵截面 VIV d b h 20 12 GB1095 79 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為 68mm 同時(shí)為了保證齒輪與軸配合良好 的對中性 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H7 n6 同樣 辦聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接 選用平鍵為 16 10 90 半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7 k6 滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的 此處選軸的直徑尺寸公差為 m6 4 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 11 2 取軸端倒角為 2 45 5 其他軸的設(shè)計(jì)簡圖 輸入軸 最小直徑為mm n p cd91 27 78 634 82 9 112 33 中間軸 最小直徑為mm n p cd51 41 46 183 34 9 112 33 5 求軸上的載荷求軸上的載荷 1 畫受力簡圖 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí) 查 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊 取 a 值 對于 30313 型圓錐滾子軸承 a 29mm 因此 做為簡支梁的軸的支承跨距 mmmmmmLL5 189116 5 73 32 19 2 求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為mmd84 254 4 而8701 06N254 84 101108 692 2 3 43 dTFt 3202 58Ncos8 56 tan208701 06cos tan ntr aFF N69 309156 8 tan06 8701tan a t FF 其受力方向如圖所示 NF LL L F tNH 24 5326 116 5 73 116 06 8701 32 3 1 NF LL L F tNH 82 3374 1165 73 5 73 06 8701 32 2 2 N LL DF LF F a r NV 05 2841 2 32 3 1 20 NFFF NVrNV 5 36105 284158 3202 12 mmNLLLLFM tH 82 391478 3232 mmNLFM NVV 17 208817 5 7305 2841 211 mmNLFM NVV 41934116 5 361 322 mmNMMM VH 39 44368917 20881782 391478 222 1 2 1 mmNMMM VH 33 3937184193482 391478 222 2 2 2 6 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 0 6 由表 15 1 2 查得 60MPa 由表 4 1 3 查得 t 6 1 128693 14230 552 655 616 32 55 2 32 2323 d tdbtd W 1 2 2 22 2 4 W TM W T W M ca S1 并由圖分析知 左軸承被壓緊 右軸承被放松 由此可得 A1 S2 Fa 2301N A2 S2 992N 5 聯(lián)軸器 鍵 16 10 GB1096 79 A 型 l L b 96 16 80mm 25 3 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷計(jì)算當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷 左軸承 016 0 142000 2301 0 1 C A 由表 8 5 用線性插值法可求得 e1 0 35 1 1 1 43 0 5326 2301 e R A 由 e1 查表 8 5 并用線性插值法求得 x1 0 4 y1 1 01 由此可得 4454 230101 153264 0 0 1 11111 AyRxfP p 右軸承007 0 142000 992 0 2 C A 由表 8 5 用線性插值法可求得 e2 0 4 2 2 2 63 0 1566 992 e R A 由 e2 查表 8 5 并用線性插值法求得 x2 0 44 y2 1 43 由此得 2903 99243 1 337444 0 0 1 22222 AyRxfP p 4 軸承壽命 軸承壽命 Lh計(jì)算 計(jì)算 因 P1 P2 故按左軸承計(jì)算軸承的壽命 32000 81801 4454 185000 44 7660 10 60 10 33 3 66 hLh P C n L hh 十 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 十 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 減速器的箱體采用鑄造 HT200 制成 采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量 大端蓋分機(jī)體采用配合 6 7 is H 1 機(jī)體有足夠的剛度 機(jī)體有足夠的剛度 在機(jī)體為加肋 外輪廓為長方形 增強(qiáng)了軸承座剛度 26 2 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑 密封散熱 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑 密封散熱 因其傳動(dòng)件速度小于 12m s 故采用侵油潤油 同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起 齒頂?shù)接统氐?面的距離 H 為 40mm 為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封 聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度 聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng) 其表面粗糙度為 3 6 3 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性 鑄件壁厚為 10 圓角半徑為 R 3 機(jī)體外型簡單 拔模方便 4 對附件設(shè)計(jì) 對附件設(shè)計(jì) A 視孔蓋和窺視孔 在機(jī)蓋頂部開有窺視孔 能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置 并有足夠的空間 以便于能伸入進(jìn) 行操作 窺視孔有蓋板 機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊 有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊 片加強(qiáng)密封 蓋板用鑄鐵制成 用 M6 緊固 B 油螺塞 放油孔位于油池最底處 并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè) 以便放油 放油孔用螺 塞堵住 因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊 由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面 并加封油圈加以 密封 C 油標(biāo) 油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處 油尺安置的部位不能太低 以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出 D 通氣孔 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí) 機(jī)體內(nèi)溫度升高 氣壓增大 為便于排氣 在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安 裝通氣器 以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡 E 蓋螺釘 27 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度 釘桿端部要做成圓柱形 以免破壞螺紋 F 位銷 為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度 在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐 定位銷 以提高定位精度 G 吊鉤 在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán) 用以起吊或搬運(yùn)較重的物體 5 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下 名稱符號計(jì)算公式結(jié)果 箱座壁厚 83025 0 a 10 箱蓋壁厚 1 8302 0 1 a 9 箱蓋凸緣厚度 1 b 11 5 1 b 12 箱座凸緣厚度b 5 1 b 15 箱座底凸緣厚度 2 b 5 2 2 b 25 地腳螺釘直徑 f d12036 0 ad fM18 地腳螺釘數(shù)目n查手冊 6