機械設(shè)計說明書_第1頁
機械設(shè)計說明書_第2頁
機械設(shè)計說明書_第3頁
機械設(shè)計說明書_第4頁
機械設(shè)計說明書_第5頁
已閱讀5頁,還剩45頁未讀, 繼續(xù)免費閱讀

下載本文檔

版權(quán)說明:本文檔由用戶提供并上傳,收益歸屬內(nèi)容提供方,若內(nèi)容存在侵權(quán),請進行舉報或認領(lǐng)

文檔簡介

機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計明說明書設(shè)計題目: 帶式輸送機的斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計及其三維建模學(xué)生姓名: 班級學(xué)號: 指導(dǎo)教師: 設(shè)計成績: 2022年12月31日目錄式輸機的動方設(shè)計 1帶式送機計技條件 1傳方案分析 1電動的選擇 3類的選擇 3功率選擇 4轉(zhuǎn)的選擇 4傳動裝置運動學(xué)和動學(xué)參數(shù)算 5傳系統(tǒng)傳動配 5各運動和動參數(shù)計算 6V帶傳動的設(shè)計 7V帶傳動計計算 7V帶動的構(gòu)設(shè)計 9斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計計算 11齒傳動型、、材料齒數(shù)擇及應(yīng)力 11齒接觸勞強算 12齒彎曲勞強算 13齒傳動何參數(shù)結(jié)構(gòu)設(shè)計 14軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度校核 16高軸的構(gòu)設(shè)計 16低軸的構(gòu)設(shè)強度校核 17滾動軸承選擇與計算 23高軸的動軸擇 23低軸滾軸承與校核 23聯(lián)軸器的選擇與計算 25鍵的選擇與校核計算 26減速器箱體結(jié)構(gòu)參數(shù)計算 28減速器密封、潤滑方式的選擇 29減速器其它部分零件的設(shè)計 30減速器的三維裝配結(jié)構(gòu)建模 34減速器裝配圖及零件工作圖設(shè)計 42全文總結(jié) 46參考文獻 48PAGEPAGE10帶式輸送機的傳動方案設(shè)計帶式輸送機設(shè)計技術(shù)條件帶式輸送機又稱皮帶輸送機,是一種基于摩擦驅(qū)動并以連續(xù)方式輸送物料的超重運輸類機械,主要由機架、輸送帶、托輥、滾筒、張緊裝置、傳動裝置等組成。它可將處于一定輸送線上的塊狀、顆粒狀物料如石塊、煤炭、谷物等從初始供料點運送的卸料點,既可輸送碎散物料,也可以進行成件物品輸送,還可以與工業(yè)企業(yè)生產(chǎn)流程中的工藝過程做配合,并形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線。帶式輸送機具有輸送距離長、輸送量大、連續(xù)輸送、運行可靠、易于自動化、集中化控制等優(yōu)點,具有廣泛的工程應(yīng)用。本文的主要任務(wù)是設(shè)計能用于輸送顆粒狀物料的帶式輸送機傳動裝置,其主要技術(shù)參數(shù)與工作條件列于表1中。表1帶式輸送機設(shè)計原始數(shù)據(jù)工作年限工作班制載荷性質(zhì)允許傳動比誤差運輸帶速滾筒直徑滾筒圓周力10年3班載荷變動較小4%2.5m/s330mm1000N傳動方案及分析根據(jù)帶式輸送機的結(jié)構(gòu)組成和工作特點,結(jié)合本設(shè)計所涉及帶式輸送機運送顆粒狀物料的要求,并充分考慮各種典型機械傳動部件形式,本文擬定出4種帶式輸送機傳動裝置方案1所示。圖中的方案(a)V帶傳動串接閉式斜齒圓柱齒輪機構(gòu),其中,V帶傳動布置于傳動系統(tǒng)的高速級,這樣能發(fā)揮帶傳動工作平穩(wěn)、緩沖吸振和過載保護等優(yōu)點,與此同時V帶傳動的制造安裝要求不高、成本較低,而該方案的一個不足是結(jié)構(gòu)尺寸相對較大;方案(b)則采用蝸桿傳動,具有傳動比大、工作平穩(wěn)、噪聲小、結(jié)構(gòu)緊湊優(yōu)點,但蝸桿傳動效率低、功耗大,不太適于長期連續(xù)輸送物料的工作場合;方案(c)采用兩級圓柱齒輪傳動,該方案能適用于繁重及惡劣條件下長期運行的工作場合,并且其涉及的系統(tǒng)使用維護方便,但是該方案的成本相對較。方案(d)采用圓錐-圓柱齒輪傳動方式,適合布置在狹窄工作場所,但是圓錐齒輪的加工比圓柱齒輪要困難得多,制造成本更較高??傮w地看,以上四種傳動裝置方案各有其優(yōu)勢,它們均適用各種不同的應(yīng)用場合。當(dāng)然它們也都存在一些不足,比如有的尺寸較大、有的效率不高、有的造價不低??紤]到方案(a)中的圓柱齒輪減速器、結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、易于維護,所以本文決定把方案(a)作為帶式輸送機的最終傳動裝置方案。該傳動方案主要由電動機、V帶傳動、單級圓柱齒輪減速器、滾動軸承、聯(lián)軸器和驅(qū)動卷筒以及輸送帶等零部件組成,如圖2所示。(a)帶轉(zhuǎn)動+級齒輪傳動方案 (b)蝸桿傳動方案(c)二級圓柱齒輪傳動方案 (d)圓錐-圓柱齒輪傳動方案圖1帶式運輸機傳動方案對比滑動軸承輸送帶滑動軸承輸送帶軸Ⅲ聯(lián)軸器電動機軸Ⅰ減速器電動機的選擇類型的選擇

滾動軸承圖2本設(shè)計選定的帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案

V帶傳動任何機器的運轉(zhuǎn)都離不開原動部件,帶式輸送機同樣不例外,機器需要原動機產(chǎn)生其運行所需的機械能。工程上,較為常用的原動機有電動機、內(nèi)燃機、液壓馬達、氣動馬達等多種類型。考慮到本文設(shè)計的帶式輸送機將安裝在便于供電的固定場所,顯然,若采用電動機對其進行驅(qū)動,則不僅能使帶式輸送機運行平穩(wěn),而且還便于它的使用與維護,此外還可降低機器的成本。電動機又有交、直流之分,交流電動機還有異步式和同步式的區(qū)別。考慮到在廠房內(nèi)一般都會接入三相交流電,故而本設(shè)計選取三相異步交流電動機作帶式輸送機的原動機。眾所周知,異步交流電動機構(gòu)型主要有籠型和繞線型兩種,其中,籠型異步電動機結(jié)構(gòu)簡單、易于維護、維修方便,應(yīng)用更為廣泛。各種型籠型電動機中,目前應(yīng)用比較廣泛的是Y系列自扇冷式籠型電動機,這類電動機具有啟動性能好、工作可靠、價格低廉、維護方便特點,可適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求場合。根據(jù)本文帶式輸送機的工況與運行環(huán)境,在此決定選取Y系列(IP44)封閉式籠型三相異步電動機為帶式輸送機的原動機。功率的選擇(1)傳動裝置總效率由文獻【25-3V帶傳動效率1,閉式圓柱齒輪傳動效率2,4??紤]到本文確定的帶式輸送機傳動方案中,中各傳動環(huán)節(jié)的功率滾動呈現(xiàn)串行性流動特點,這樣便不難計算帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總效率1234520.8112345(2)電動機功率確定驅(qū)動卷筒的輸出功率

PFv10002.52.5kW所需電動機的功率

W 1000 1000dPPWd

2.53.1kW0.81為了保證電動機連續(xù)運轉(zhuǎn)時不因通電時間過長、電流過大而引起過熱,從而造成電動機的燒杯,通常要求電動機的額定功率Ped大于等于所需功率,亦即需要滿足條件PedPd。因此,根據(jù)Pd,可從文獻【2】表17-1查得電動機的額定功率Ped4kW。轉(zhuǎn)速的選擇帶式輸送式的驅(qū)動卷筒工作轉(zhuǎn)速n 601000v144.69r/minW D根據(jù)文獻【2】表5-1V帶傳動的t2~4r3~5??紤]到本文的傳動裝置是由V帶傳動和圓柱齒輪傳動串接而成和,因此,本文的帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比范圍可按下式計算,即tr6~0根據(jù)卷筒轉(zhuǎn)速,并結(jié)合傳動裝置傳動比范圍,可求出所需電動機的轉(zhuǎn)速范圍,即w6~)~n查取文獻【317-1,可知,處于上述速度范圍的三相交流異步電動機同步轉(zhuǎn)速有三1000r/min、1500r/min。在此,綜合考慮到電動機與傳動裝置的總體尺寸、重量及減速器的傳動比要求,最終確定采用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機。圖3Y160M電動機的結(jié)構(gòu)示意結(jié)合電動機的額定功率及同步轉(zhuǎn)速要求,根據(jù)文獻【3】表17-2,最終為帶式輸送機選定的型號為Y112M的電動機,該電動機的技術(shù)和安裝參數(shù)列于表2。圖3為其安裝尺寸示意。2驅(qū)動電動機的特性參數(shù)與主要安裝尺寸電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩EDHY112M4kW1440r/min2.2kNm60mm28mm112mm傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)計算傳動系統(tǒng)的傳動比分配(1)總傳動比計算根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速及卷筒工作轉(zhuǎn)速,可以計算傳動裝置總傳動比,即(2)傳動比的分配

inmnW

1440

9.95由于傳動裝置的總傳動比i與帶傳動及齒輪傳動的傳動比存在如下關(guān)系ii01i02式中,??01、??02分別表示V帶傳動和齒輪傳動的傳動比。V帶傳動尺寸不至過大并考慮t2~4傳動比范圍,可令帶傳動的傳動比為i013這樣一來,齒輪傳動的傳動比即為i02

3.32各軸運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)計算(1)運動學(xué)參數(shù)計算電動機軸工作轉(zhuǎn)速:nm1440r/min減速器高速軸(Ⅰ)轉(zhuǎn)速:減速器低速軸(Ⅱ)轉(zhuǎn)速:

nnmIi01IⅡnn1i02Ⅱ

1440480r/min3480144.58r/min3.32卷筒軸(Ⅲ)工作轉(zhuǎn)速:(2)動力學(xué)參數(shù)

nⅢnⅡ144.58r/min電動機軸輸出功率:Pd3.1kW

9.55106

Pd9.55106nm

3.1

20559Nmm軸Ⅰ輸出功率:PIPd13.10.942.91kW

.5061NmnI軸Ⅱ輸出功率:

PIIPI232.910.980.962.74kW

9.55106nII

9.55106

2.74

180986.3NmmⅢ489W

9.55106PⅢ9.55106nⅢ

2.66

175702Nmm為便于對比,現(xiàn)將傳動裝置內(nèi)各軸的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)列于表3之中。表3傳動裝置各軸的運動和動力學(xué)參數(shù)序號或名稱輸出功率/kW輸出轉(zhuǎn)矩/N·mm工作轉(zhuǎn)速/r/min電動機軸3.1205591440Ⅰ軸(高速軸)2.9157896.88480Ⅱ軸(低速軸)2.74180986.3144.58Ⅲ軸(卷筒軸)2.66175702144.58V帶傳動的設(shè)計V帶傳動設(shè)計計算(1)確定計算功率根據(jù)帶式輸送機工作條件,可知它為3班制,即每天工作24小時,同時由于它采用輕載啟動、運轉(zhuǎn)平穩(wěn),驅(qū)動電機功率Pe4kW,查文獻【1】表11-10得帶傳動的工況系數(shù)為KA1.3,這樣,V帶傳動的計算功率為PcaKAPe1.345.2kW(2)選擇V帶的截型根據(jù)帶傳動的計算功率Pca以及小帶輪工作轉(zhuǎn)速nI(即電機工作轉(zhuǎn)速),并且參考文獻【1】的V帶選型圖11-11,可選定帶的截型為:A型普通V帶。(3)確定V帶輪基準(zhǔn)直徑①初選小帶輪基準(zhǔn)直徑根據(jù)V帶的帶型,并查閱文獻【1】圖11-11和圖11-13和表11-3,可以初步選擇小帶輪的基準(zhǔn)直徑為

dd190mm②驗算V帶速度vdd1nm60100

6.78m/s5m/sv≤25m/s范圍內(nèi),故小帶輪直徑基本合理。③計算大帶輪基準(zhǔn)直徑d2d13m查文獻【1】中表11-3,最接近270mm的尺寸為280mm,故確定大帶輪直徑dd2280mm④計算帶傳動實際傳動比idd23.11d01dd1(4)確定帶傳動中心距及帶長①初定中心距??0由0.7(????1+????2)≤??≤2(????1+????2),可得259mma0740mm為此,初取中心距a0=400mm②計算相應(yīng)的帶長

d d2L 2a

dd

d2 d1 d0 0 2

d1

4a0查閱文獻【1】表11-2得,Ld1430mm③計算實際中心距aa0④驗算小帶輪包角因為

LdLd0413.27mm2180odd2dd157.3o153.66o120o1 a所以,小帶輪包角能夠滿足要求。確定帶的根數(shù)根據(jù)帶長、帶的型號、帶傳動的傳動比及小帶輪包角,分別查閱文獻【1】中的表11-7、表11-9等,單根A型V帶額定功率P01.06kW,額定功率增量P00.41kW,帶長系數(shù)KL0.96以及包角系數(shù)K0.93。這樣,帶的根數(shù)為可按下式計算,即為z (00)KLKα

3.96將帶的根數(shù)向上取整,則最終確定帶的根數(shù)

z4。確定帶傳動的初拉力由文獻【1】表11-5,查得單位帶上質(zhì)量q0.105kg/m,故帶的初拉力為0F0(.5Kα)av2N0Kαzv計算帶傳動的壓軸力F2zFsin11298.3Np 0 2V(1)帶輪的材料選擇考慮到小帶輪轉(zhuǎn)速較高,且?guī)л喗Y(jié)構(gòu)較復(fù)雜,故帶輪的材料選用ZG35。(2)小帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪軸即電機軸,軸徑dz128mm。因dd190mm>2.5dz170mm且dd1300mm,故小帶輪采用腹板式結(jié)構(gòu),小帶輪相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)計算可查看文獻【1】表11-4提供的公式,相關(guān)計算過程和計算結(jié)果如下:取39f10mm8(a)二維結(jié)構(gòu) (b)三維模型圖4小帶輪的三維結(jié)構(gòu)模型B(z1)e2f

65;dadd196;1.8dz150C1B13;L2d小帶輪的帶輪結(jié)構(gòu)如圖4所示。(3)大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計

56mmL=B=65mm由于dd2300mm,故大帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu)。大帶輪結(jié)構(gòu)參數(shù)計算可參見文獻【1】表11-4提供的公式,相關(guān)計算過程與計算結(jié)果如下:帶輪外徑輪轂直徑

dda2dd22ha28023286mmddg22dz2100mm3 ??

3 42?1=290√??2

????

=290×√14403.11×5

=34.8mm??????1=0.4?1=13.92??????2=0.8??1=11.14?????2=0.8?1=27.84??????1=0.2?1=6.96??????2=0.2?2=5.57????圖5給出了大帶輪的部分幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)及其三維建模結(jié)果。(a)二維結(jié)構(gòu) (b)三維模型圖65大帶輪的結(jié)構(gòu)及其三維模型(3)V帶傳動裝配結(jié)構(gòu)建模本文利用SolidWorks建立了帶傳動的三維裝配模型如圖所示(略)。斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計計算齒輪傳動類型、精度、材料、齒數(shù)選擇及許用應(yīng)力本文設(shè)計的帶式輸送機的載荷和速度較大,為了提高其工作性能和運行平穩(wěn)性,傳動系統(tǒng)中的減速器采用閉式軟齒面斜齒圓柱齒輪傳動,且斜齒輪法面壓力角取為標(biāo)準(zhǔn)值,即n20o。工程中,斜齒輪的螺旋角一般應(yīng)在80~200內(nèi)選取。若螺旋角過小,則斜齒輪傳動的優(yōu)點發(fā)揮不出來,但若過大則會使齒輪產(chǎn)生的軸向力過大,從而增大相應(yīng)軸承的負擔(dān)。n0綜合考慮上述因素,本文的斜齒輪螺旋角初?。?15o。0(1)材料選擇針對帶式輸送機的載荷及運行情況,根據(jù)文獻【1】表12-1,選定齒輪的材料及其熱處理方法如下:小齒輪選定:45鋼,調(diào)質(zhì);硬度:217~255HBW,取HBW1=250HBW;大齒輪選用:ZG35Mn,調(diào)質(zhì);硬度:197~248HBW,取HBW2=200HBW;HBW1-HBW250HBW20~50HBW查閱文獻中【1】表12-2,可見,兩齒輪的齒面硬度差設(shè)置在合理范圍內(nèi)。(2)齒輪精度的選擇考慮到帶式輸送機所使用的齒輪傳動通常沒有特殊要求,根據(jù)【1】表12-4,初步為齒輪傳動選擇7級精度等級。(3)齒輪的齒數(shù)確定閉式圓柱齒輪傳動的小齒輪齒數(shù)取值范圍是20~40。為保證齒輪傳動的結(jié)構(gòu)緊湊性并提高齒輪傳動平穩(wěn)性,本次設(shè)計選定小齒輪齒數(shù):z1=20。顯然,大齒輪的齒數(shù)為z2=iz166.4將上述齒數(shù)中的小數(shù)值進行圓整后,確定大齒輪齒數(shù)為z2=66。這樣一來,該齒輪傳動的實際傳動比為iuz2663.3z102 20z1傳動裝置的實際總傳動比則為2傳動裝置的總傳動比誤差為iiiiiii

=3.12%<4%9.959.9510.369.95(4)齒輪的許用應(yīng)力根據(jù)【2】表12-6,查得兩齒輪的接觸疲勞極限和彎曲疲勞極限如下Hlim1598.3MPaHlim2550MPaFlim1180MPaFlim2230MPa查【2】中的表12-7,查得接觸強度安全系數(shù)SH=1.25;彎曲強度安全系數(shù)SF=1.6,這樣一來,兩齒輪接觸強度計算時的許用應(yīng)力分別為]Hlim1598.3478.64MPaSH1SH

1.25]Hlim2550440MPaSH2SH

1.25彎曲強度計算時的許用應(yīng)力分別為[]Flim1180112.5MPaSF1SF

1.6[]Flim2230143.75MPaSF2SF

1.6齒面接觸疲勞強度計算(1)確定載荷系數(shù)考慮到該帶式輸送機工作時有中等沖擊,查取文獻【2】中表12-5可知,載系數(shù)取值范圍:1.2~1.6,這里取K=1.5??紤]到本設(shè)計所涉及減速器屬于輕型減速器,故可根據(jù)【2】表12-8,取定齒輪的齒寬系數(shù)為a=0.35(2)初算齒輪傳動中心距根據(jù)文獻【2】中的式(12-16),有3052KT

305

21.557896.88Hau13H

1

3.313

0.353.3

122.5mm(3)確定齒輪法面模數(shù)考慮到中心距與法面模數(shù)和關(guān)系,故可按下式初定法面模數(shù),即2a 2137.84m 0 3.09n0 zz 20 1 2根據(jù)法面模數(shù)初值mn0查取圓柱齒輪模數(shù)標(biāo)準(zhǔn),可確定齒輪法面模數(shù):mn3mm(7)確定齒輪傳動的中心距amn(z1z2)4(2066)133.6mm00 2cos 2cos15o005a135mm則螺旋角相應(yīng)地調(diào)整為arcmn(z1z2)arc3(2066)2a

2 17.15o17o9(8)計算分度圓直徑d1d2

mnz2cos

62.8mm207.2mm(9)確定齒輪寬度計算輪齒寬度:baa0.3513547.25mm根據(jù)輪齒寬度b,確定大齒輪寬度為:b250mm考慮到小齒輪寬度b1b2(4~6)b155mm

54~56mm,故取定小齒輪寬度為:齒輪彎曲疲勞強度計算(1)計算齒輪的當(dāng)量齒數(shù)zv1z

z1cos3 z2

22.9275.65v2 cos3(2)確定齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)YFS1zv1YFS2zv2(3)驗算齒根彎曲強度

(0.269zv10.841)4.3(0.269zv20.841)3.88校核彎曲強度時,應(yīng)將大齒輪的齒寬作為強度計算基準(zhǔn),這樣F1

1.6KT1YF1cosn1b2m2zn11.61.557896.884.3cos17.15o50322063.44MPa[F1]

2

57.24]

可見,兩齒輪的齒根彎曲疲勞強度滿足要求。(4)計算齒輪的圓周速度v

3.1462.84801.58m/s根據(jù)【2】表12-4,可知該齒輪傳動選用7級精度,完全滿足要求。齒輪幾何參數(shù)計算及結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)幾何參數(shù)計算d

d2mh*

68.8mma1 1 nanf1 1f1 1 n an n

d2m

*

c*55.3mm大齒輪齒頂圓直徑d

d2mh*

213.2mma2 2 nanf2 2f2 2 n an n

d2m

*

c*199.7mm本文齒輪傳動的相關(guān)幾何參數(shù)列于表4中。表4齒輪傳動部分幾何的參數(shù)計算幾何參數(shù)符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn3mm螺旋角β17o9’螺旋線方向右旋左旋齒數(shù)z2066分度圓直徑d62.8mm207.2mm齒頂圓直徑da68.8mm213.2mm齒根圓直徑df55.3mm199.7mm輪齒寬度B55mm50mm中心距a135mm(2)結(jié)構(gòu)設(shè)計及其三維建模齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計首先是確定齒輪構(gòu)型。考慮到大齒輪齒頂圓直徑160mm<da2<500mm,為了減小齒輪質(zhì)量并保證齒輪強度,決定大齒輪采用孔板式結(jié)構(gòu)。結(jié)構(gòu)設(shè)計的第二個主要內(nèi)容是齒輪幾何尺寸的確定。盡管通過齒輪強度計算,可以確定齒輪的法面模數(shù)、分度圓直徑、齒根圓直徑、齒輪寬度和螺旋角等齒輪主要參數(shù),但是齒輪上還有更多的細部結(jié)構(gòu),還須通過結(jié)構(gòu)設(shè)計來確定,運用文獻【26給出了本文設(shè)計的大齒輪的幾何結(jié)構(gòu)及其三維模型。圖6大齒輪的三維結(jié)構(gòu)模型軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度校核高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計高速軸的作用在于安裝小齒輪以便將軸的運動和動力傳遞給小齒輪??紤]到本文的小齒輪分度圓直徑僅62.8mm,此時,若將小齒輪與高速軸設(shè)計成兩個不同零件,則因在齒輪與軸之間需有鍵連接,故需在齒輪的內(nèi)孔開設(shè)鍵槽,這樣,極有可能造成鍵槽與齒輪的齒槽貫穿,造成齒輪設(shè)計失敗。為避免上述問題,并考慮到小齒輪的徑向小,故本文將小齒輪與軸作一體化設(shè)計而將小齒輪設(shè)計成齒輪軸結(jié)構(gòu)。這樣,高速軸的材料及熱處理與小齒輪相同且均為:45鋼、調(diào)質(zhì)、硬度:217~255HBW。根據(jù)高速軸的轉(zhuǎn)矩可按下式大致估計該軸的最小直徑,即L ⅠⅠ

2.91ndminA03nⅠ

=1123 =20.4mm480Ⅰ結(jié)合大帶輪的結(jié)構(gòu)情況,最終確定齒輪軸最小直徑軸段直徑dL32mmⅠⅠ 最小直徑軸段長度應(yīng)略短于大帶輪轂寬,即LL 2~~Ⅰ Ⅰ本設(shè)計確定為:LL62mm。Ⅰ齒輪軸的其他各段的長度和直徑,可通過結(jié)構(gòu)設(shè)計確定。本文建立的齒輪軸的三維幾何模型,如圖7所示。圖7齒輪軸結(jié)構(gòu)及其三維模型低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度校核(1)低速軸系的裝配方案低速軸即前文述及的軸Ⅱ。根據(jù)低速軸的功能及其軸上零件的定位和安裝要求,本文為低速15所示裝配結(jié)構(gòu)方案。在該方案中,軸上(右軸承)從軸的右端裝入,而齒輪、套筒、滾動軸承、軸承透蓋、聯(lián)軸器等更多的零件均從軸的左端裝入軸上。該裝配方案使軸的結(jié)構(gòu)比較簡單,并使軸呈現(xiàn)一定的等強度特性。ⅠⅠⅡⅢⅣⅤⅥ圖8低速軸的裝配方案及結(jié)構(gòu)展示(2)低速軸的材料選擇軸II是用來安裝大齒輪的,其所受轉(zhuǎn)矩及彎矩載荷較大,為了使該軸結(jié)構(gòu)緊湊,并提高其強度,在查閱文獻【1】表15-1的基礎(chǔ)上,決定該軸的材料選用合金鋼:40Cr,相應(yīng)的熱處~286HBW。查表可知,該軸彎曲疲勞強度計算的許用應(yīng)力10a(3)低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)最小直徑段的尺寸低速軸上的基本運動學(xué)與動力學(xué)參數(shù)在前文已經(jīng)確定,在這里重新列出,即ⅡⅡ,ⅡNmm盡管該低速軸屬于轉(zhuǎn)軸但其轉(zhuǎn)矩較大,故可按扭轉(zhuǎn)強度條件來初估計最小軸段直徑,即dminA0

=11232.7=29.7mmPII3PII3nII式中,A0為計算系數(shù)。對于40Cr,查表可得A0=112。由于最小直徑軸段與聯(lián)軸器存在配合關(guān)系,需在該軸段開設(shè)一個鍵槽,為些須將該段的軸徑增大7%,以補償鍵槽開設(shè)所帶來的強度削弱,這樣便有dmin1.0729.731.79mm同時也因最小直徑軸段與聯(lián)軸器相配合,而聯(lián)軸器的孔徑又是標(biāo)準(zhǔn)值,故最小軸段直徑LX2,該聯(lián)軸器的孔徑系列中存在mm的值(【注】:關(guān)于聯(lián)軸器選擇計算將在后文闡述),故低速軸最小直徑段直徑最終確定為:dⅠ=32mm。最小直徑段長度顯然應(yīng)比聯(lián)軸器的轂孔深度要短一些,且通常應(yīng)短于2~3mm,查表可得L聯(lián)=2m0m2)穿過軸承蓋的軸(Ⅱ)段尺寸I2倍的定位軸肩高度,故dIIdI2(0.07~0.1)dI36.5~38.4mm本設(shè)計最終確定為dII38mm。至于該軸段的長度,完全可以在減速器設(shè)計與建模時,根據(jù)軸上零件裝配情況確定。3)安裝右軸承軸(Ⅲ)段尺寸確定在第Ⅲ段與第Ⅱ之間設(shè)置了一個工藝軸肩,且工藝軸肩的高度通常hg1~2mm,故dⅢdⅡ2hg382(1~2)40~42mm根據(jù)dⅢ取值范圍,并考慮到與第Ⅲ段配合的軸承孔徑須是5的倍數(shù),故最終確定該段直徑為dⅢ45mm為確定第Ⅲ段長度,須先為低速軸選定滾動軸承??紤]到第Ⅲ段承受較大徑向和軸向載荷,故該軸應(yīng)采用圓錐滾子軸承進行支承。同時,根據(jù)第Ⅲ段直徑大小,確定圓錐滾子軸承的代號為30208(有關(guān)軸承的選擇計算將在后文闡述)。第Ⅲ段的長度應(yīng)根據(jù)箱體內(nèi)壁與大齒輪端面距離(Δ1=15~18mm)的經(jīng)驗值、滾動軸承寬度(T)以及大齒輪在軸上的壓緊空間(δ=2~3mm)確定,并且為LⅢT119.75(15~18)(2~3)36.75~40.75mm將該長度進行圓整后,本設(shè)計確定為LⅢ44mm4)裝配齒輪(Ⅳ)段的尺寸確定第Ⅳ段的軸徑大小的確定首先要保證該軸的彎曲強度。根據(jù)以往設(shè)計經(jīng)驗,該軸段的直徑應(yīng)較軸承段直徑大3~8mm,這樣,第Ⅳ段的直徑范圍為dⅣdⅢ(3~8)48~53mm本設(shè)計最終確定第Ⅳ段軸徑:dⅣ50mm第Ⅳ段的長度應(yīng)比大齒輪的較齒(或輪轂)寬度短于2~3mm,故有LⅣb2(2~3)47~48mm,且最終確定為LⅣ48mm5)軸環(huán)(Ⅴ)段尺寸確定因為第Ⅴ段與第Ⅳ之間相差設(shè)定了一個定位軸肩,故該段直徑范圍為ⅤⅣ27~Ⅳ~60mⅤⅣ27~Ⅳm軸環(huán)(Ⅴ)段寬度大致等于大齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離,即為LⅤ115~18mm本設(shè)計確定為

6)左軸承安裝(Ⅵ)段的尺寸確定考慮到圓錐滾子軸承應(yīng)成對使用,故第Ⅵ段的直徑與第Ⅲ段直徑相等,即有dⅥdⅢ45mm第Ⅵ段的長度應(yīng)比滾動軸承寬度略大一點,在這里L(fēng)ⅥT+119.75+120.75mm將該長度值進行圓整后,最終確定LⅥ23mm。本文將低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的結(jié)果列于表5中,與此同時,在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計基礎(chǔ)上,本文建立出低速軸的三維幾何模型,如圖9所示。表5低速軸的各軸段尺寸(單位:mm)軸段號ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ直徑323845506045軸長8050444819.523(4)低速軸強度校核1)斜齒圓柱齒輪輪齒受力分析

圖9低速軸的三維結(jié)構(gòu)模型圓周力

F2TⅡ2180986.31747Ndt2d2

207.2徑向力

FF

tann

466Nr2

cos軸向力

Fae2Ft2tan539N2)低速軸受力軸段長度計算根據(jù)圓錐滾子軸承30209查機械設(shè)計手冊,可得其壓力中心位置為a18.6mm,則第Ⅰ段軸的中點到軸承壓力中心的距離:LⅠL

+a108.6mm1 2 Ⅱ右端軸承的壓力中心(支點)到齒輪寬度中點位置的距離L2(LⅢ

a)LⅢ47.4mm2L

LⅣ+L

a)48mm3)軸兩端的支反力計算

3 2 Ⅴ Ⅵ10(a)10(b)給出了該軸沿水平面的外力及其支反力的情況,利用該圖可求解低速軸沿水平面的支反力大小。沿水平面內(nèi)的支反力計算方法如下:F F 48

879N2 3NH1 t2L2 3

48+47.4F FF

868NNH2 t2

圖10(d)為該軸沿垂直平面內(nèi)的外力及其支反力的情況。同樣地,利用該圖可求解低速軸沿垂直平面內(nèi)的支反力大小。沿垂直面內(nèi)的支反力計算方法如下: d22 NV1

LLd22F NNV2

LL2 34)計算軸上彎矩并做彎矩圖截面C(即齒輪中面)處的沿水平面內(nèi)彎矩:MH1FNH1L287947.4=41664.6Nmm截面C處沿垂直平面內(nèi)的彎矩:MV1FNV1L282047.4=38868NmmMV2FNV2L3353.84816982.4Nmm根據(jù)上述計算彎矩,可以分別繪制圖低速軸沿水平面、垂直面的彎矩圖,如圖10(c)和圖10(e)所示。截面C處的合成彎矩:M2M2M2M2M2M2M2M2

=56979.5Nmm根據(jù)上述合成彎矩值,可繪制低速軸的合成彎矩圖如圖10(f)所示。可見,在截面C的左側(cè)具有最大彎矩。5)作扭矩圖根據(jù)TⅡ180986.3Nmm,可以做出軸的扭矩圖,如圖10(f)所示。56979.5256979.5262MT21MT21Ⅱ2

122633Nmm式中,α為取折合系數(shù)且α取0.6。Mca2M2=44993NmmL1 L2 L3A B C D(a)(b)(c)(d)(e)(f)(g)圖18低速軸的力學(xué)分析模型及彎矩圖7)軸的強度校核CCC的抗彎系數(shù)可以按下式計算,即d3W

3.145033= =12266332 32這樣一來,危險截面處的當(dāng)量彎曲工作應(yīng)力ca

=MW

=122633=10MPa<12266 1滾動軸承選擇與計算高速軸的滾動軸承選擇本文的減速器為斜齒輪圓柱齒輪減速器,當(dāng)機器運行時,兩軸承除承受較大的徑向載荷之外,還將承受較大軸向載荷。為使軸承具有足夠的承載能力,決定該減速器的高速軸和低速軸均采用圓錐滾子軸承。根據(jù)高速軸的裝配結(jié)構(gòu)設(shè)計,特別是考慮到高速軸的軸承段尺寸為40mm,故而確定高速軸上的滾動軸承代號為30208。該軸承的主要參數(shù)列于6中。表630208軸承的幾何和力學(xué)性能參數(shù)軸承型號內(nèi)徑d外徑D寬度B額定動載荷3020840mm80mm18mm63kN低速軸滾動軸承選擇與校核(1)低速軸的軸承代號選擇如前文所述,根據(jù)低速軸的裝配結(jié)構(gòu)設(shè)計情況,特別是,考慮到軸承段徑向尺寸為45mm,故而確定低速軸的滾動軸承代號為30209。為了提高低速軸的彎曲剛度,決定該對軸承采用正裝方式。30209型軸承的相關(guān)參數(shù)參見表7。表730211軸承的幾何和力學(xué)性能參數(shù)代號內(nèi)徑外徑寬度額定動載C3020945mm85mm20.75mm67.8kN(2)計算軸承的徑向載荷右端軸承(B處)的徑向載荷左端軸承(D處)的徑向載荷

F2F2F2FrD

1202.1NF2F2F2(3)計算軸承的內(nèi)部軸向力查文獻【113-630209的判別系數(shù)e,并查得該軸承的徑向系數(shù)和軸向系數(shù)的如下:

ee

X1Y0;XY。30209F

計算,即,d B處軸承的內(nèi)部軸向力:F 1202.1400.7NdBD處軸承的內(nèi)部軸向力:FdD

2YFrD2Y

21.5937.3312.43N21.5低速軸的內(nèi)部軸向力及其軸向載荷情況,可參見19所示。FdBFae2FFdBFae2FdD圖19低速軸的滾動軸承軸向力分析模型(3)計算軸承的軸向載荷19所示,由于539939.7,故該軸存在向左竄動趨勢,則B“D“壓緊”,這樣便有FaBFdB400.7NFaDFae2+FdB939.7N(4)計算軸承的當(dāng)量動載荷FrB

400.7

0.33e0.4X

B1,YB0根據(jù)FaDFrD

939.7

1.01e0.4X

D

1.5這樣便有PBfPXBFrBYBFaB1.511202.10400.71803.15NPDfPXDFrDYDFaD1.51937.31.5939.73520N式中,fP為軸的載荷系數(shù),當(dāng)軸承工作中存在中等沖擊時,fP1.2~1.7,在此取fP1.5(5)計算滾動軸承的壽命由于本文軸承工作的環(huán)境溫度不會超過120度,故該對軸承的溫度系數(shù)可取ft1.0。此外,對于圓錐滾子軸承,其軸承指數(shù)可以取10。3由于兩軸承的當(dāng)量動載滿足PDPB,故可按左端軸承預(yù)估該對軸承壽命,即軸承壽命為106 fC3

106 1678003 t

2208160h>8000h60n

60144.58×3520可見,該對圓錐滾子軸承30209滿足壽命要求。聯(lián)軸器的選擇與計算(1)聯(lián)軸器的類型選擇考慮到本文的帶式輸送機工作時存在中等沖擊,同時本文的減速器傳動裝置所傳遞轉(zhuǎn)矩也不是特別太大,因此,為適當(dāng)?shù)販p少傳動裝置的工作振動與沖擊,同時為便于補償所聯(lián)接兩軸的間相對位移并降低機器制造成本,故決定在減速器輸出軸與卷筒軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器,其結(jié)構(gòu)如圖11所示。圖11彈性柱銷聯(lián)軸器(2)聯(lián)軸器的選擇計算前文關(guān)于帶式輸送傳動裝置總體設(shè)計中已計算出了減速器輸出軸的理論轉(zhuǎn)矩,即為TⅡ180986.3Nmm然后受到機器工作時的振動沖擊等眾多因素影響,聯(lián)軸器實際的工作載荷較理論載荷大得多,在選擇聯(lián)軸器型號規(guī)格時,必須考慮載荷增大的因素,或者說必須以計算載荷作為型號規(guī)格選定的依據(jù)。116-1,K5,這樣一來,聯(lián)軸器的計算載荷為aKⅡ5180986.3mm(3)聯(lián)軸器的型號確定根據(jù)聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca及卷筒軸工作轉(zhuǎn)速n,查閱文獻【2】中的表15-8,可以選定彈性柱銷聯(lián)軸器的型號:LX2(GB/T4323-2002)。該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩Tn560Nm,許4用轉(zhuǎn)速[n6300r/minZ型孔且孔徑din3260C型鍵槽。從動端則采用J1型孔,孔徑dout35mm,孔深L160mm,采用A型鍵槽,相應(yīng)的選聯(lián)軸器標(biāo)記形式為LX2聯(lián)軸器ZC32×60GT/T5014-2003J1A35×60鍵的選擇與校核計算(1)電機軸與小帶輪孔之間的鍵連接由于對電機軸與小帶輪鍵的連接沒有特殊要求,故而選用A型普通鍵。根據(jù)電動機的軸徑dz32mm,查文獻【1】表10-8,查得鍵寬與鍵高bh87;E=60mm,結(jié)合文獻【110-8L。故電動軸與小帶輪之間為鍵的型號為:GB/T1096x7x56。由于鍵、軸、輪轂三者選用的材料都是鋼且工作時有輕微沖擊,查文獻【110-9,得到許用擠壓應(yīng)力為p0Pa該鍵的工作長度為故工作擠壓應(yīng)力為

lLb56848mmp

4Tmhldz1

4205598.8MPa<110MPa74828p(2)大帶輪處的軸間鍵連接大帶輪軸轂間同樣選用A型普通平鍵,根據(jù)大帶輪軸孔直徑dz128mm查文獻【1】表10-8可選取鍵寬鍵高為bh66,根據(jù)大帶輪寬度并結(jié)合鍵的長度系列10-8,選擇鍵長L56mm。故大帶輪軸孔間鍵連接選用:GB/T1096鍵6x6x56。由于鍵、軸、輪轂三者選用的材料都是鋼,且工作時有輕微沖擊,即查文獻【1】表10-9得p0Pa。鍵的工作長度為

lLb56650mm故工作擠壓應(yīng)力為

p

4TIhldz

457896.8827.57MPa<110MPa65028p(3)低速軸與大齒輪間的鍵連接對于單級減速器而言,其大齒輪與低速軸之間應(yīng)有保證較高的定心精度,從便保證低速軸具有較高精度的運動輸出,與此同時還考慮到鍵連接裝拆的方便性,因此決定大齒輪與低速軸之間選用A型普通平鍵連接,如圖12所示。A型平鍵A型平鍵圖12大齒輪與低速軸間平鍵連接針對A型平鍵,考慮到大齒輪孔徑dⅣ50mm,查文獻【1】表10-8可查得鍵的截面尺寸:bh=149。鍵的長度應(yīng)略短于大齒輪寬度并符合長度系數(shù)值要求,考慮了大齒輪寬度為50mm,故根據(jù)鍵長系列,選定鍵長L45mmA鍵平鍵的標(biāo)記為:鍵14由于鍵、軸、齒輪三者選用的材料都是鋼且工作時有輕微沖擊,查文獻【110-9,查得許用擠壓應(yīng)力p0Pa鍵的工作長度

lLb451431mm該鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩為TⅡ537188Nmm180986.3故鍵連接的工作擠壓應(yīng)力為pⅡ486.3Pa<pdhl 509可見,該鍵連接強度也是足夠的。減速器箱體結(jié)構(gòu)參數(shù)計算參照文獻【26-113所示的箱體結(jié)構(gòu)尺寸進行了設(shè)計計算,具體計11a=135mm。圖13減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)表8減速器箱體和箱蓋的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)(mm)名稱符號減速器尺寸關(guān)系實際尺寸箱體壁厚??0.03??+1≥810箱蓋壁厚??10.02a+1≥810箱座凸緣厚度??1.6??16箱蓋凸緣厚度??11.6??116名稱符號減速器尺寸關(guān)系實際尺寸箱座底凸緣厚度??22.5??25地腳螺釘直徑????0.036a+12=16.8mm15地腳螺釘數(shù)目??a≤250mm,n=44軸承旁連接螺栓直徑??10.75????16機蓋與機座連接螺栓直徑??2(0.5~0.6)????12連接螺栓??2的間距??≤150~250mm117軸承端蓋螺釘直徑??3(0.4~0.5)????10窺視孔蓋螺釘直徑??4(0.3~0.4)????8定位銷直徑??(0.3~0.4)??26????、??1、??2至外機壁距離??117.5????、??1、??2至凸緣邊緣距離??217.5軸承旁凸臺半徑??1??220凸臺蓋度?29箱體外壁至軸承座端面距離??1??1+??2+(3~10)42箱蓋、箱座肋厚??1、????1≈0.85??1??≈0.85??8軸承旁連接螺栓距離????≈??2117減速器密封、潤滑方式的選擇(1)減速器的密封形式為了防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作,在構(gòu)成箱體的各零件間,如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間,需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面,可采用密封膠、耐油橡膠墊圈等;對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封,則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小,故采用接觸式密封??紤]到輸入軸、輸出軸與與軸承蓋之間的速度v<3m/s,故均采用半粗羊毛氈封油圈進行密封。齒輪潤滑方式確定通用的閉式齒輪傳動,其潤滑方式根據(jù)齒輪的圓周速度大小決定。由于大齒輪的圓周速度??=1.58?????<12??/??,常將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣,齒輪在傳動時,就把潤滑油帶到嚙合的齒面上,同時也將油甩到箱壁上,借以散熱。齒輪浸入油中的深度不宜超高一個齒高,一般亦不應(yīng)小于10mm;為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起,造成齒面磨損,大齒輪齒頂距離油池地面距離不小于30mm,取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為16mm。由于大齒輪全齒高?=6.75????≤10????,取浸油深度為10mm,則油的深度H為H=10+30~50=40~60mm????。根據(jù)齒輪圓周速度查表選用負荷工業(yè)齒輪油(GB5903-2011),牌號為LCKC320潤滑油,黏度推薦值為:288-352cSt。滾動軸承的潤滑滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。具體采用哪種潤滑方式,通常v<2m/s,所以高速軸與低速軸處的滾動軸承均采用脂潤滑進行潤滑。特別是,采用脂潤滑軸承的時候,為了避免潤滑油稀釋油脂,設(shè)計中采用擋油盤將高速軸軸承與箱體內(nèi)部隔開,并且軸承與箱體內(nèi)壁需還設(shè)計了一定的距離。至于軸承的潤滑脂牌號,本文選用通用滾珠潤滑脂(GB/T0386-1992),該類潤滑脂適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機械設(shè)備的潤滑,具體選用的牌號為:ZG69-2的潤滑脂。部分其它零件的設(shè)計(1)油面指示器設(shè)計油面指示器是用來指示箱內(nèi)油面的高度減速器附件。油標(biāo)應(yīng)位于便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。顯然,為防油進入油尺座孔而溢出,油標(biāo)尺的安置部位不應(yīng)太低。此外,設(shè)計時應(yīng)注意油標(biāo)心的長度要適中,既不能伸出箱內(nèi)壁,也不能碰不到油面。與此同時,油標(biāo)尺安裝的角度還要考慮到其起吊裝置干涉問題,就防止碰撞而導(dǎo)致無法深入或取出油面指示器。本文設(shè)計的油標(biāo)尺的結(jié)構(gòu)及其安裝位置,如圖14所示。(a)油標(biāo)安裝位置 (b)油標(biāo)尺結(jié)構(gòu)圖14油標(biāo)尺的安裝位置及結(jié)構(gòu)(2)通氣器結(jié)構(gòu)設(shè)計由于帶式輸送機的減速器通常會長期工作,從而可能使箱體內(nèi)的溫度和氣壓都都變得很高。在減速器上設(shè)置通氣器能使熱膨脹氣體及時排出,從而保證箱體的內(nèi)、外氣壓平衡,以免潤滑油沿箱體接合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來。通氣器的結(jié)構(gòu)形式有多種,本文參考文獻【2】表6-3,設(shè)計出的通氣器結(jié)構(gòu)圖,如圖15所示。(a)通氣器結(jié)構(gòu) (b)通氣器安裝位置圖15通氣器的結(jié)構(gòu)及其安裝(3)放油孔及放油螺塞設(shè)計為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部,在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔,箱體內(nèi)底面做成斜面,向放油孔方向傾斜1°~2°,使油易于流出。查閱參考文獻[2]表6-8可知外六角螺塞結(jié)構(gòu)圖,如圖16所示。 (a)放油孔的位置 (b)油塞的安裝 (c)油塞結(jié)構(gòu)圖16放油孔和放油螺塞(4)窺視孔與視孔蓋設(shè)計本文在箱蓋的頂部開設(shè)了一個窺視孔如圖17(a)所示,通過該孔便可方便地觀察傳動齒輪的嚙合情況。與此同時,利用這個大孔,人們還能方便地將一些小工具伸入箱體內(nèi)而對機件進行一些小調(diào)整或操作。更主要的是,當(dāng)需要更換潤滑油時,可以通過該窺視孔向箱體內(nèi)注油。當(dāng)然,為了保證不讓灰塵、水分等進入箱體,在窺視孔上方安裝視孔蓋而將窺視孔蓋住如圖17(b)。為便于放置視孔蓋,在箱蓋的頂部專門設(shè)置一個凸緣以供視孔蓋的安裝。(a)窺視孔 (b)視孔蓋圖17窺視孔和視孔蓋的設(shè)計(5)定位銷、起蓋螺釘及起吊裝置選擇與設(shè)計1)定位銷為了保證其各部分在加工及裝配時能夠具有精確的位置,特別是為保證箱體軸承座孔的18所示,而且為了保證箱蓋與箱體相對位置的定位精度,兩個定位銷的位置最好沒有幾何對稱關(guān)系。通常,定位銷分為圓柱銷和圓錐銷,其中圓柱銷主要用于銷子裝入后基本上不再取出地場合??紤]到減速器箱蓋須常打開,故定位銷相須常拆裝,因此,為了保證定位的可靠性,本文選用圓錐銷。作8mm的圓錐,該GB/T119.18m6×40。定位銷圖18定位銷的安裝位置2)起蓋螺釘裝配減速器時,在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠,因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于打開箱蓋,為此,在箱蓋上設(shè)置一個起蓋螺釘如圖19所示,并且通過旋動起蓋螺釘,便可將箱蓋頂起。(a)起蓋螺釘?shù)陌惭b (b)起蓋螺釘?shù)奈恢?(c)起蓋螺釘結(jié)構(gòu)圖19起蓋螺釘?shù)脑O(shè)計與安裝3)起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由吊環(huán)螺釘、箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。本文的箱蓋采用吊環(huán)起吊裝置如圖20所示,并且在蓋的左右兩側(cè)各設(shè)置有一個吊環(huán)。箱體則采用吊耳式起吊結(jié)構(gòu),如圖21所示。圖20吊環(huán)式起吊裝置 圖21吊耳式起吊裝置減速器的三維裝配結(jié)構(gòu)建模箱蓋的設(shè)計及三維模型由于箱蓋零件主體使用鑄造完成,考慮到鑄造工藝的特點,在建模過程中需要添加鑄造圓角與拔模角度。出于工程實際考慮,減速器箱蓋通常使用綠色涂漆,本設(shè)計將外表面特性更改為綠色涂漆。對于部分修飾特征與配合特征,需要在完成鑄造后再進行諸如銑削、磨削22、圖23所示。圖22箱蓋的三維結(jié)構(gòu)模型—視角一圖23箱蓋的三維結(jié)構(gòu)模型—視角二箱座的設(shè)計及三維模型由于箱座零件主體使用鑄造完成,考慮到鑄造工藝的特點,在建模過程中需要添加鑄造圓角與拔模角度。本文設(shè)計過程中,考慮到方便于內(nèi)部潤滑液泄出,故在內(nèi)腔底部添加斜度與階梯。并且出于工程實際的考慮,減速器箱體通常使用綠色涂漆,本設(shè)計將外表面特性更改為綠色涂漆。對于部分修飾特征與配合特征,需在完成鑄造后再進行諸如銑削、磨削等修飾加工,將加工表面更改為暴露出的金屬本色,如圖24、25所示。圖24箱座的三維幾何模型——視角一圖25箱座的三維幾何模型——視角二(3)軸承蓋結(jié)構(gòu)的設(shè)計及三維模型減速器中的軸承蓋根據(jù)作用不同分為悶蓋和透蓋。悶蓋的作用主要是防止軸露出來,避免軸外露。透蓋安裝在輸入軸和輸出軸處,其作用主要是讓輸入軸和輸出軸可以穿過,其上2627所示,圖28給出了嵌在透蓋中的密封圈結(jié)構(gòu)(a)視角一 (b)視角二圖26小悶蓋結(jié)構(gòu)及其三維模型視角一視角二剖視圖圖27小透蓋的三維幾何模型圖28氈圈的三維幾何模型(4)減速器裝配結(jié)構(gòu)的設(shè)計及其三維模型當(dāng)完成減速器了減速器的各主要零件結(jié)構(gòu)設(shè)計和建模之后,便進入了零件裝配階段,并進行各零件相對位置關(guān)系修配,同時進行干涉檢查,從而完成裝配設(shè)計,裝配結(jié)構(gòu)如圖29~37所示。圖29 減速器的等軸測三維模型圖30 減速器的前視外觀圖31減速器的外觀左視圖圖32減速器的外觀右視圖圖33減速器的外觀俯視圖圖34減速器的外觀仰視圖圖35減速器的透視圖圖36減速器的垂直截面視圖一圖37減速器水平截面視圖二減速器裝配圖及零件工作圖設(shè)計本設(shè)計基于減速器的三維裝配模型及其零件的三維結(jié)構(gòu)模型,設(shè)計出減速器的裝配圖及其主要零件的工作圖,如圖38~圖41所示。圖38斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖圖39大齒輪工作圖圖40低速軸工作圖全文總結(jié)(1)本文的主要貢獻1)擬定出帶式輸送機的傳動方案。主要是針對帶式輸送的傳動裝置進行了總體設(shè)計分析,并擬定出電動機-V帶傳動-一級斜齒圓柱齒輪傳動-聯(lián)軸器-卷筒-輸送帶的輸送機總體

溫馨提示

  • 1. 本站所有資源如無特殊說明,都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
  • 2. 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等,如果需要附件,請聯(lián)系上傳者。文件的所有權(quán)益歸上傳用戶所有。
  • 3. 本站RAR壓縮包中若帶圖紙,網(wǎng)頁內(nèi)容里面會有圖紙預(yù)覽,若沒有圖紙預(yù)覽就沒有圖紙。
  • 4. 未經(jīng)權(quán)益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
  • 5. 人人文庫網(wǎng)僅提供信息存儲空間,僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護處理,對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯,并不能對任何下載內(nèi)容負責(zé)。
  • 6. 下載文件中如有侵權(quán)或不適當(dāng)內(nèi)容,請與我們聯(lián)系,我們立即糾正。
  • 7. 本站不保證下載資源的準(zhǔn)確性、安全性和完整性, 同時也不承擔(dān)用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。

最新文檔

評論

0/150

提交評論