机械课程设计2Word下载.docx
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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=3.4kW
2)
电动机的输出功率
Pd=Pw/η
η=
=0.904
Pd=3.76kW
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=38.4
i=25.14
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=25.14,取i=25,i1=i2=5
速度偏差为0.5%<
5%,所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项
电动机轴
高速轴I
中间轴II
低速轴III
鼓
轮
转速(r/min)
960
192
38.4
功率(kW)
4
3.96
3.84
3.72
3.57
转矩(N?
m)
39.8
39.4
191
925.2
888.4
传动比
1
效率
0.99
0.97
传动件设计计算
选精度等级、材料及齿数
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。
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≥
确定公式内的各计算数值
(1)
试选Kt=1.6
(2)
由图10-30选取区域系数ZH=2.433
(3)
由表10-7选取尺宽系数φd=1
(4)
由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62
(5)
由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
(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)=3.32×
10e8
N2=N1/5=6.64×
107
(8)
由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;
KHN2=0.98
(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==0.95×
600MPa=570MPa
[σH]2==0.98×
550MPa=539MPa
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa
计算
试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥
=
=67.85
计算圆周速度
v=
=0.68m/s
计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×
67.85mm=67.85mm
mnt=
=3.39
h=2.25mnt=2.25×
3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
计算纵向重合度εβ
εβ=
=0.318×
tan14
=1.59
计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;
由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同,
故
KHβ=1.12+0.18(1+0.6×
)1×
+0.23×
10
67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×
1.03×
1.4×
1.42=2.05
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=73.6mm
计算模数mn
mn
mm=3.74
3.按齿根弯曲强度设计
由式(10—17
mn≥
确定计算参数
计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×
1.36=1.96
根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数
Yβ=0。
88
计算当量齿数
z1=z1/cos
β=20/cos
14
=21.89
z2=z2/cos
β=100/cos
=109.47
查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.724;
Yfa2=2.172
查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.569;
Ysa2=1.798
计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
计算大、小齿轮的
并加以比较
=0.0126
=0.01468
大齿轮的数值大。
设计计算
=2.4
mn=2.5
4.几何尺寸计算
计算中心距
z1
=32.9,取z1=33
z2=165
a
=255.07mm
a圆整后取255mm
按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos
=13
55’50”
计算大、小齿轮的分度圆直径
d1
=85.00mm
d2
=425mm
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≥
=
=34.2mm
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
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。
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。
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。
III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。
IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。
V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。
VI-VIII长度为44mm。
4.
求轴上的载荷
66
207.5
63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
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
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
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=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2.初步确定轴的最小直径
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2.5mm,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。
各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下:
该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。
该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。
该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。
该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。
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。
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=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为
,又由于轴受的载荷为脉动的,所以
。
III轴
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
轴上零件的装配方案
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
长度
105
113.75
83
9
9.5
33.25
5.求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
弯扭校合
滚动轴承的选择及计算
1.求两轴承受到的径向载荷
5、
轴承30206的校核
径向力
派生力
轴向力
由于
所以轴向力为
当量载荷
所以
由于为一般载荷,所以载荷系数为
,故当量载荷为
轴承寿命的校核
6、
轴承30307的校核
III轴:
7、
轴承32214的校核
键连接的选择及校核计算
代号
(mm)
工作长度
工作高度
转矩
(N?
极限应力
(MPa)
高速轴
7×
60(单头)
25
35
3.5
26.0
12×
80(单头)
40
68
7.32
中间轴
70(单头)
58
41.2
低速轴
20×
6
68.5
18×
11×
110(单头)
5.5
52.4
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
所以选用弹性柱销联轴器TL10(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×
1.5
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
设计图纸不好上创
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