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就把要做的东西稍微介绍一下,然后再讲讲你要做到什么样,最好给点数据
单级斜齿圆柱减速器设计说明书院(系) 机械与汽车工程学院 专 业 班 级 学 号 姓 名 专业教研室、研究所负责人 指导教师 年 月 日XXXXXXX 大 学课 程 设 计 ( 论 文 ) 任 务 书兹发给 车辆工程 班学生 课程设计(论文)任务书,内容如下: 1. 设计题目:V带——单级斜齿圆柱减速器2. 应完成的项目:(1) 减速器的总装配图一张(A1) (2) 齿轮零件图 一张(A3) (3) 轴零件图一张(A3) (4) 设计说明书一份 3. 本设计(论文)任务书于2008 年 月 日发出,应于2008 年 月 日前完成,然后进行答辩。专业教研室、研究所负责人 审核 年 月 日指导教师 签发 年 月 日程设计(论文)评语:课程设计(论文)总评成绩:课程设计(论文)答辩负责人签字:年 月 日目 录一. 传动方案的确定―――――――――――――――5二. 原始数据――――――――――――――――――5三. 确定电动机的型号――――――――――――――5四. 确定传动装置的总传动比及分配――――――――6五. 传动零件的设计计算―――――――――――――7六. 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计――――――13七. 轴的设计――――――――――――――――――14八. 滚动轴承的选择和计算――――――――――――19九. 键联接的选择和强度校核―――――――――――22十. 联轴器的选择和计算―――――――――――――22十一. 减速器的润滑―――――――――――――――22十二. 参考文献―――――――――――――――――2计算过程及计算说明一、传动方案拟定二、原始数据: 带拉力:F=5700N, 带速度:v=, 滚筒直径:D=455mm 运输带的效率: 工作时载荷有轻微冲击;室内工作,水份和灰份为正常状态,产品生产批量为成批生产,允许总速比误差 4%,要求齿轮使用寿命为10年,二班工作制;轴承使用寿命不小于15000小时。三、电动机选择(1) 选择电动机类型: 选用Y系列三相异步电动机(2) 选择电动机功率::运输机主轴上所需要的功率: 传动装置的总效率: , , , , 分别是:V带传动,齿轮传动(闭式,精度等级为8),圆锥滚子轴承(滚子轴承一对),联轴器(刚性联轴器),运输带的效率。查《课程设计》表2-3,取: 所以: 电动机所需功率: ,查《课程设计》表16-1 取电动机Y200L1-6的额定功率 (3)选择电动机的转速取V带传动比范围(表2-2) ≤2~4;单级齿轮减速器传动比 =3~6 滚筒的转速: 电动机的合理同步转速: 查表16-1得电动机得型号和主要数据如下(同步转速符合)电动机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速nm(r/min) 堵载转矩额定转矩 最大转矩额定转矩Y200L1-6 1000 970 查表16-2得电动机得安装及有关尺寸中心高 H 外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸 键公称尺寸200 775×(×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×五、计算总传动比及分配各级的传动比传动装置得总传动比 : 取V带传动比: ;单级圆柱齿轮减速器传动比: (1) 计算各轴得输入功率电动机轴: 轴Ⅰ(减速器高速轴): 轴Ⅱ(减速器低速轴): (2) 计算各轴得转速 电动机轴: 轴Ⅰ : 轴Ⅱ : (3)计算各轴得转矩电动机轴 轴Ⅰ : 轴Ⅱ : 上述数据制表如下:参数轴名 输入功率( )转速( )输入转矩( )传动比效率电动机轴 970 轴Ⅰ(减速器高速轴) 6 轴Ⅱ(减速器低速轴) 五、传动零件的设计计算1. 普通V带传动得设计计算① 确定计算功率 则: ,式中,工作情况系数取 =② 根据计算功率 与小带轮的转速 ,查《机械设计基础》图10-10,选择SPA型窄V带。③ 确定带轮的基准直径 取小带轮直径: ,大带轮直径 : 根据国标:GB/T 取大带轮的直径 ④ 验证带速: 在 之间。故带的速度合适。⑤确定V带的基准直径和传动中心距 初选传动中心距范围为: ,初定 V带的基准长度: 查《机械设计》表,选取带的基准直径长度 实际中心距: ⑥ 验算主动轮的最小包角 故主动轮上的包角合适。⑦ 计算V带的根数z ,由 , ,查《机械设计》表,得 ,由 ,查表,得额定功率的增量: ,查表,得 ,查表,得 , 取 根。⑧ 计算V带的合适初拉力 查《机械设计》表,取 得 ⑨ 计算作用在轴上的载荷 :⑩ 带轮的结构设计 (单位)mm 带轮尺寸 小带轮槽型 C基准宽度 11基准线上槽深 基准线下槽深 槽间距 槽边距 9轮缘厚 10外径 内径 40带轮宽度 带轮结构 腹板式 V带轮采用铸铁HT150或HT200制造,其允许的最大圆周速度为25m/. 齿轮传动设计计算(1)择齿轮类型,材料,精度,及参数① 选用斜齿圆柱齿轮传动(外啮合); ② 选择齿轮材料:由课本附表选大、小齿轮的材料均为45钢,并经调质后表面淬火,齿面硬度为HRC1=HRC2=45; ③ 选取齿轮为7级的精度(GB 10095-88);④ 初选螺旋角 ⑤ 选 小齿轮的齿数 ;大齿轮的齿数 (2)按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算,即 A. 确定公式内各个计算数值① 试选载荷系数Kt=② 小齿轮传递的转矩: ③ 由《机械设计》表得齿宽系数 (对硬齿面齿轮, 取值偏下极限)④ 由《机械设计》表弹性影响系数 ⑤ 节点区域系数 所以,得到 =⑥ 端面重合度= = 代入上式可得: ⑦ 接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (图)⑧ 应力循环次数N1=60 nⅠjLh=(2x8x300x10)= N1/i2=⑨ 接触疲劳寿命系数 根据图⑩ 接触疲劳许用应力 取 = 1000/ MPa= 1000/ Mpa因为 =< =984MPa, 故取 = MpaB. 计算① 试算小齿轮分度圆② 计算圆周速度: = ③ 计算齿宽: = 1 = mm④ 齿宽与齿高之比: /( ) ⑤ 计算载荷系数K根据v=,7级精度,由附图查得动载系数 =由附表查得 ; 由附表查得 .25参考课本附表中6级精度公式,估计 <,对称取 = 由附图查得径向载荷分布系数 =载荷系数 ⑥ 按实际的载荷系数修正分度圆直径 = ⑦ 计算模数 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 A. 确定公式中的各参数① 载荷系数K: 则 ② 齿形系数 和应力校正系数 当量齿数 = =,= =③ 螺旋角影响系数 轴面重合度 = = 取 =1得 =④ 许用弯曲应力 查课本附图得 ,取 =,则= 500/=307 Mpa= 500/=314 Mpa⑤ 确定 = 以 代入公式计算B. 计算模数mn 比较两种强度计算结果,确定 4、几何尺寸的计算 ① 中心距 =3 (21+126)/ (2cos80)=223mm取中心距 ② 修正螺旋角: ③ 分度圆直径: ④ 齿宽 ,取B2=65 mm,B1=70 mm⑤ 齿轮传动的几何尺寸,制表如下:(详细见零件图)名称 代号 计算公式 结果 小齿轮 大齿轮中心距 223 mm传动比 6法面模数 设计和校核得出 3端面模数 法面压力角 螺旋角 一般为 齿顶高 3mm齿根高 全齿高 顶隙 c 齿数 Z 21 126分度圆直径 mm齿顶圆直径 mm 齿根圆直径 mm mm齿轮宽 b 70mm 65mm螺旋角方向 左旋 右旋六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计查《设计基础》表3-1经验公式,及结果列于下表。名称 代号 尺寸计算 结果(mm)底座壁厚 8箱盖壁厚 8底座上部凸圆厚度 12箱盖凸圆厚度 12底座下部凸圆厚度 20底座加强筋厚度 e 8底盖加强筋厚度 7地脚螺栓直径 d 或表地脚螺栓数目 n 表3--4 6轴承座联接螺栓直径 12箱座与箱盖联接螺栓直径 (—)d 8轴承盖固定螺钉直径 (—)d 8视孔盖固定螺钉直径 (—)d 5轴承盖螺钉分布圆直径 155/140轴承座凸缘端面直径 185/170螺栓孔凸缘的配置尺寸 表3--2 22,18,30地脚螺栓孔凸缘配置尺寸 表3--3 25,23,45箱体内壁与齿轮距离 12箱体内壁与齿轮端面距离 10底座深度 H 244外箱壁至轴承端面距离 45七、轴的设计计算 1. 高速轴的设计① 选择轴的材料:选取45号钢,调质,HBS=230② 初步估算轴的最小直径 根据教材公式,取 =110,则: =因为与V带联接处有一键槽,所以直径应增大5% ③ 轴的结构设计: 考虑带轮的机构要求和轴的刚度,取装带轮处轴径 ,根据密封件的尺寸,选取装轴承处的轴径为: 两轴承支点间的距离: ,式中: ―――――小齿轮齿宽, ―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙, ――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离, ――――― 轴承宽度,选取30310圆锥滚子轴承,查表13-1,得到 得到: 带轮对称线到轴承支点的距离 式中: ------------轴承盖高度, t ――――轴承盖的凸缘厚度, ,故, ―――――螺栓头端面至带轮端面的距离, ―――――轴承盖M8螺栓头的高度,查表可得 mm――――带轮宽度, 得到: 2.按弯扭合成应力校核轴的强度。 ①计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力: 径向力: 轴向力: ②计算支反力 水平面: 垂直面: 所以: ③ 作弯矩图 水平面弯矩: 垂直面弯矩: 合成弯矩: ④ 作转矩图 (见P22页) T1=当扭转剪力为脉动循环应变力时,取系数 , 则: ⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料是45号钢,调质处理,其拉伸强度极限 ,对称循环变应力时的许用应力 。 由弯矩图可以知道,A剖面的计算弯矩最大 ,该处的计算应力为:D 剖面的轴径最小,该处的计算应力为:(安全)⑥ 轴的结构图见零件图所示2.低速轴的设计(1).选择轴的材料:选择45号钢,调质,HBS=230(2). 初步估算轴的最小直径:取A=110, 两个键,所以 mm考虑联轴器的机构要求和轴的刚度,取装联轴器处轴径 ,根据密封件的尺寸,选取装轴承处的轴径为: 选30214 轴承 T=(3).轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸:考虑 ---螺栓头端面至带轮端面的距离, k ----轴承盖M12螺栓头的高度,查表可得k= ,选用6个L---轴联轴器长度,L=125mm得到: (4).按弯曲合成应力校核轴的强度①计算作用的轴上的力齿轮受力分析:圆周力: N径向力: 轴向力: ③ 计算支反力: 水平面: 垂直面: ,, ③ 作弯矩图 水平面弯矩: 垂直面弯矩: 合成弯矩: ④ 作转矩图 T2=当扭转剪力为脉动循环应变力时,取系数 , 则: ⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料是45号钢,调质处理,其拉伸强度极限 ,对称循环变应力时的许用应力 。 由弯矩图可以知道,C剖面的计算弯矩最大 ,该处的计算应力为: D 剖面的轴径最小,该处的计算应力为:(安全)(5)轴的结构图见零件图所示:八、滚动轴承的选择和计算1.高速轴滚动轴承的选择和寿命计算① 选取的轴承:型号为30310圆锥滚子轴承(每根轴上安装一对)②轴承A的径向载荷 轴承B的径向载荷:对于30310型圆锥滚子轴承,其内部派生轴向力 所以轴承A被“放松”,而轴承B被“压紧”,则计算当量动载荷 对于轴承1 对于轴承2 (根据《机械设计》表)轴向载荷: 因为 ,按照轴承 A验算寿命 (由表13-1可查C=122kN)故满足寿命要求2. 低速轴滚动轴承的选择和寿命计算①选取的轴承:型号为30214圆锥滚子轴承
一种单级圆柱齿轮减速器,主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。
其特点是主动变位齿轮是台阶式的,一端部齿轮与从动变位齿轮联接,另一端部与轴承、挡圈固定联接,轴承的外套与轴承座联接,轴承座与副壳体表面联接固定。
此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮,主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座,改变过去的悬臂状态,加强齿轮的工作强度,提高了减速器的寿命。
下面是设计说明书:
修改参数:输送带工作拉力:2300N
输送带工作速度:
滚筒直径:400mm
每日工作时数:24h
传动工作年限:3年
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计任务书
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一. 总体布置简图
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器
二. 工作情况:
载荷平稳、单向旋转
三. 原始数据
鼓轮的扭矩T(N•m):850
鼓轮的直径D(mm):350
运输带速度V(m/s):
带速允许偏差(%):5
使用年限(年):5
工作制度(班/日):2
四. 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算;
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核;
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
五. 设计任务
1. 减速器总装配图一张
2. 齿轮、轴零件图各一张
3. 设计说明书一份
六. 设计进度
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。
2.电动机容量的选择
1) 工作机所需功率Pw
Pw=
2) 电动机的输出功率
Pd=Pw/η
η= =
Pd=
3.电动机转速的选择
nd=(i1’•i2’…in’)nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4.电动机型号的确定
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw
nw=
i=
2.合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。
因为i=,取i=25,i1=i2=5
速度偏差为<5%,所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
转速(r/min) 960 960 192
功率(kW) 4
转矩(N•m) 191
传动比 1 1 5 5 1
效率 1
传动件设计计算
1. 选精度等级、材料及齿数
1) 材料及热处理;
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2) 精度等级选用7级精度;
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的;
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算
按式(10—21)试算,即
dt≥
1) 确定公式内的各计算数值
(1) 试选Kt=
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1
(4) 由图10-26查得εα1=,εα2=,则εα=εα1+εα2=
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
(7) 由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=×10e8
N2=N1/5=×107
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=;KHN2=
(9) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1==×600MPa=570MPa
[σH]2==×550MPa=539MPa
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=
2) 计算
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =
(2) 计算圆周速度
v= = =
(3) 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×
mnt= = =
h=×
b/h=
(4) 计算纵向重合度εβ
εβ= =×1×tan14 =
(5) 计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=级精度,由图10—8查得动载系数KV=;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同,
故 KHβ=(1+×1 )1×1 +×10
由表10—13查得KFβ=
由表10—3查得KHα=KHα=。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×××
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d1= = mm=
(7) 计算模数mn
mn = mm=
3.按齿根弯曲强度设计
由式(10—17 mn≥
1) 确定计算参数
(1) 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×××
(2) 根据纵向重合度εβ=φdz1tanβ=,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88
(3) 计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =
z2=z2/cos β=100/cos 14 =
(4) 查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=;Yfa2=
(5) 查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=;Ysa2=
(6) 计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=
KFN2=
[σF1]=
[σF2]=266MPa
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较
= =
= =
大齿轮的数值大。
2) 设计计算
mn≥ =
mn=
4.几何尺寸计算
1) 计算中心距
z1 =,取z1=33
z2=165
a =
a圆整后取255mm
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =
d2 =425mm
4) 计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm,B2=85mm
5) 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴:
1.初步确定轴的最小直径
d≥ = =
2.求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N;
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3.轴的结构设计
1) 拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为,所以长度为。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。
6. VI-VIII长度为44mm。
4. 求轴上的载荷
66
Fr1=
Fr2=
查得轴承30307的Y值为
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故:Fa1=638N
Fa2=189N
5.精确校核轴的疲劳强度
1) 判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面
2) 截面IV右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用40cr,调质处理,所以
([2]P355表15-1)
a) 综合系数的计算
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , ,
([2]P38附表3-2经直线插入)
轴的材料敏感系数为 , ,
([2]P37附图3-1)
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 ,
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3)
轴采用磨削加工,表面质量系数为 ,
([2]P40附图3-4)
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为 ,
c) 安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
I轴:
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=
Fv1=Fv2=889/2=
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1) 确定轴上零件的装配方案
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达,所以该段直径选为30。
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。
2) 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下:
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽,该段长度定为。
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽,定为。
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4.按弯扭合成应力校核轴的强度
W=
T=
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。
III轴
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=
2.初步确定轴的最小直径
3.轴的结构设计
1) 轴上零件的装配方案
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
直径 60 70 75 87 79 70
长度 105 83 9
5.求轴上的载荷
Mm=
T=
6. 弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
I轴:
1.求两轴承受到的径向载荷
5、 轴承30206的校核
1) 径向力
2) 派生力
3) 轴向力
由于 ,
所以轴向力为 ,
4) 当量载荷
由于 , ,
所以 , , , 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
5) 轴承寿命的校核
II轴:
6、 轴承30307的校核
1) 径向力
2) 派生力
,
3) 轴向力
由于 ,
所以轴向力为 ,
4) 当量载荷
由于 , ,
所以 , , , 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
5) 轴承寿命的校核
III轴:
7、 轴承32214的校核
1) 径向力
2) 派生力
3) 轴向力
由于 ,
所以轴向力为 ,
4) 当量载荷
由于 , ,
所以 , , , 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为
5) 轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算
代号 直径
(mm) 工作长度
(mm) 工作高度
(mm) 转矩
(N•m) 极限应力
(MPa)
高速轴 8×7×60(单头) 25 35
12×8×80(单头) 40 68 4
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6
18×11×110(单头) 60 107
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。
连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。
二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 ,
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84)
其主要参数如下:
材料HT200
公称转矩
轴孔直径 ,
轴孔长 ,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]P163表17-3)(GB4323-84
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 ,
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84)
其主要参数如下:
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长 ,
装配尺寸
半联轴器厚
([1]P163表17-3)(GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×
润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。
二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的。
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