哈工大機(jī)械設(shè)計(jì)大作業(yè)方案講義

HarbinHarbinInstituteofTechnology機(jī)械設(shè)計(jì)大作業(yè) 1任務(wù)書(shū)試設(shè)計(jì)齒輪減速器的輸出部件。已知輸出軸功率P=2.7kW，轉(zhuǎn)速n=80r/min，大齒輪齒數(shù)z2=81，齒輪模數(shù)m=3mm，齒寬B=80mm，小齒輪齒數(shù)z1=17，中心距a=150mm，半聯(lián)軸器輪轂寬L=70mm，載荷平穩(wěn)，工作環(huán)境多塵，三班工作制，使用3年，大批量生產(chǎn)。2設(shè)計(jì)要求1.軸系部件裝配圖一張(樣圖見(jiàn)圖7.1和圖7.2)2.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份，包括輸出軸、輸出軸上的軸承及鍵的校核計(jì)算1選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對(duì)重量及結(jié)構(gòu)尺寸無(wú)特殊要求，故選用常用材料45Bs2初算軸徑對(duì)于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算軸徑，查表11.4得C=106~118；考慮軸端彎P2.7矩比轉(zhuǎn)矩小，故取C=106，則d=C3=1063=34.26mm，考慮鍵槽的minn80min3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式為了方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式機(jī)構(gòu)。因傳遞的功率小，齒輪減速器效率高、發(fā)熱小，估計(jì)軸不會(huì)長(zhǎng)，故軸承部件可采用兩端固定(2)聯(lián)軸器及軸段1軸段1的設(shè)計(jì)與聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)同時(shí)進(jìn)行。考慮成本因素，選用凸緣聯(lián)軸器。查表取K=1.5，則計(jì)算傳遞轉(zhuǎn)矩A3彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為500N.m，許用轉(zhuǎn)速為8000r/min,軸孔直徑范圍xGBT11d=38mm,l11(3)密封圈與軸段2在確定軸段2時(shí)，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的固定及密封圈的尺寸兩方面。1991，直徑為45mm，則d2=45mm。(4)軸承與軸段3及軸段7類型選角接觸球軸承。軸段3上安裝軸承其尺寸現(xiàn)暫取軸承型號(hào)為7210C,查表軸承內(nèi)徑d=50mm，軸承外徑D=90mm,寬度B=20mm,定位軸肩直徑da=57mm,故軸段3的直徑d3=50mm。通常同一根軸上的兩個(gè)軸承取相同型號(hào)，故軸段7的直徑d7=50mm。(5)齒輪與軸段4d4應(yīng)略大于d3，可取d4=52mm,軸段4的長(zhǎng)度l4應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短，若轂長(zhǎng)與齒寬相同，已知齒寬b=80mm,故取l4=78mm(6)軸段5與軸段6m4d5=62mm，軸環(huán)寬度為b=1.4h=1.4(d5-d4)/2=1.4(62-52)/2=7mm,可取軸段5的長(zhǎng)d6=da=57mm(7)機(jī)體與軸段2，3，6的長(zhǎng)度軸段2，3，6的長(zhǎng)度l2,l3,l6除與軸上零件有關(guān)外，還與機(jī)體和軸承蓋等零通常從齒輪端面開(kāi)始來(lái)確定這些尺寸。為了避免轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪與不動(dòng)的機(jī)體相碰，應(yīng)在齒輪端面與機(jī)體間留有足夠的間距H=15mm.該角接觸球軸承的dn值為dn=50×80=4000<1.6×105(mm·r·min-1)，故采用脂潤(rùn)滑，考慮殼體鑄造誤差，取=12mm，軸承座聯(lián)接螺栓的扳手空間的需要，軸承座應(yīng)有足夠的寬度C=50mm,軸承端蓋凸緣厚度e=10mm。為了在更換軸承等零部件時(shí)方便拆卸和軸承蓋及聯(lián)軸器的相互位置后，l2,l3,l6隨之確定235進(jìn)而，軸的支點(diǎn)及力點(diǎn)間的跨矩也隨之確定下來(lái)。若簡(jiǎn)化計(jì)算，取軸承寬度的中間為支點(diǎn)。取齒輪齒寬中間為力作用點(diǎn)，則可得跨矩L1=93mm,L2=77mm,L3=77mm(8)鍵聯(lián)接聯(lián)軸器及齒輪與軸的周向聯(lián)接均采用A型普通平鍵聯(lián)接，分別為鍵1063GB1096-1990及鍵1670GB/T1096-20035完成的結(jié)構(gòu)草圖如下4軸的受力分析(1)螺旋角6(2)求軸上傳動(dòng)件作用力td2482at(3)畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖(b)(4)計(jì)算支承反力在水平面上HL+L77+7732Hr1H在垂直面上vvt軸承1的總支反力R=R2+R2=13612+1949.52=2377.6N11H1v軸承2的總支反力22H2v(1)畫(huà)彎矩圖(c,d,e)在水平面上，a-a剖面右側(cè)aH1H2a-a剖面左側(cè)7M2+M2+(aT)2=aM=在垂直面a-a剖面右側(cè)a-a剖面左側(cè)(2)畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖(f)5校核軸的強(qiáng)度a-a剖面右側(cè),因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故a-a剖面右側(cè)為危險(xiǎn)剖面。由附表10.1,抗彎剖面模量對(duì)于一般用途的轉(zhuǎn)軸，可按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算對(duì)于單向轉(zhuǎn)動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量彎矩為B-1計(jì)算彎曲應(yīng)力強(qiáng)度6=ea==28.3MPa[6]故軸的a-a剖面左側(cè)的強(qiáng)度滿足要求。86校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處鍵的擠壓應(yīng)力6/MPa=4T=4483.5103=101pdhl38863取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料均為鋼，已查得[]=120Mpa~150Mpa，[]，ppp故強(qiáng)度足夠。齒輪處鍵的擠壓應(yīng)力6/MPa=4T=4483.5103=51.2pdhl541070取鍵、軸及齒輪的材料均為鋼，已查得[]=120Mpa~150Mpa，顯然，p[]，故強(qiáng)度足夠。pp7校核軸承的壽命由表查得7210C軸承得Cr=32800N,C0r=26800N(1)計(jì)算軸承的軸向力內(nèi)部軸向力的方向如圖內(nèi)部軸向力的大小查表為s=0.4Fr=0.4Fr1r1r2顯然，S2+Fa>S1,因此軸有左移的趨勢(shì)，但由軸承部件的結(jié)構(gòu)圖分析可知軸承1將使軸保持平衡，故兩軸承的軸向力分別為9a2a比較兩軸承的受力，因Fr1>Fr2及Fa1>Fa2,故只需校核軸承I(