減速器設計說明書二級圓錐圓柱齒輪減速器.doc
《減速器設計說明書二級圓錐圓柱齒輪減速器.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《減速器設計說明書二級圓錐圓柱齒輪減速器.doc（38頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。
機械設計課程設計 二級圓錐圓柱減速器設計說明書 專 業(yè)： 班 級： 姓 名： 學 號： 目 錄 1 傳動簡圖的擬定 2 2 電動機的選擇 3 3 傳動比的分配 4 4 傳動參數(shù)的計算 4 5 鏈傳動的設計與計算 5 6 圓錐齒輪傳動的設計計算 6 7 圓柱斜齒輪傳動的設計計算 9 8 軸的設計計算 13 9 鍵連接的選擇和計算 30 10 滾動軸承的設計和計算 31 11 聯(lián)軸器的選擇 33 12 箱體的設計 33 13 潤滑和密封設計 35 設計總結 36 參考文獻 36 1 傳動簡圖的擬定 1.1 技術參數(shù)： 輸送鏈的牽引力F： 9 kN ， 輸送鏈的速度V ：0.35 m/s， 鏈輪的節(jié)圓直徑d：370 mm。 1.2 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差5%。鏈板式輸送機的傳動效率為95%。 1.3 擬定傳動方案 傳動裝置由電動機，減速器，工作機等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器。外傳動為鏈傳動。方案簡圖如圖。 方案圖 2 電動機的選擇 2.1 電動機的類型：三相交流異步電動機（Y系列） 2.2 功率的確定 2.2.1 工作機所需功率 (kw): =/(1000)=90000.35/(10000.95)= 3.316kw 2.2.2 電動機至工作機的總效率η： η= =0.990.970.980.96=0.8503 （為聯(lián)軸器的效率，為圓錐滾子軸承的效率，為圓錐齒輪傳動的效率（七級精度（油潤滑）），為圓柱齒輪的傳動效率（七級精度（油潤滑）），為鏈傳動的效率） 2.2.3 所需電動機的功率 (kw): =/η=3.316Kw/0.8503=3.900kw 2.2.4電動機額定功率: 2.4 確定電動機的型號 因同步轉速的電動機磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價格高，但可使傳動比和機構尺寸減小，其中=4kN，符合要求，但傳動機構電動機容易制造且體積小。 由此選擇電動機型號：Y132M1—6 電動機額定功率=4kN,滿載轉速=960r/min 工作機轉速=60*V/(π*d)=18.066r/min 電動機型號 額定功率 (kw) 滿載轉速 (r/min) 堵轉轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 Y132M1—6 4 960 2.0 2.0 3 傳動比的分配 總傳動比：=/=960/18.066=53.138 設高速輪的傳動比為,低速輪的傳動比為,鏈傳動比為，減速器的傳動比為。 鏈傳動的傳動比推薦2至5，選=5，則 =/=10.628 ,=2.657,選=2.7， 則=/=3.936，選=3.9 。 ==2.73.95=52.65 =（-）/=（52.65-53.138）/53.138=-0.918% <5% 符合要求。 4 傳動參數(shù)的計算 4.1 各軸的轉速n(r/min) 高速軸Ⅰ的轉速：==960 r/min 中間軸Ⅱ的轉速：=/=960/2.7=355.556 r/min 低速軸Ⅲ的轉速：=/=355.556/3.9=91.168 r/min 滾筒軸Ⅳ的轉速：=/=91.168/5=18.234 r/min 4.2 各軸的輸入功率P（kw） 高速軸Ⅰ的輸入功率： 中間軸Ⅱ的輸入功率： 低速軸Ⅲ的輸入功率： 滾筒軸Ⅳ的輸入功率： 4.3 各軸的輸入轉矩T(Nm) 高速軸Ⅰ的輸入轉矩：39.394Nm 中間軸Ⅱ的輸入轉矩：101.099Nm 低速軸Ⅲ的輸入轉矩：374.801Nm 滾筒軸Ⅳ的輸入轉矩：1781.263Nm 5 鏈傳動的設計與計算 5.1 選擇鏈輪齒數(shù) 取小齒輪齒數(shù)=19，大鏈輪的齒數(shù)==519=95。 5.2 確定計算功率 查表9-6得=1.1，查圖9-13得=1.36，單排鏈，功率為 ==1.11.363.578=5.353kW 5.3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)=9.025kW和主動鏈輪轉速=91.168（r/min），由圖9-11得鏈條型號為24A-1，由表9-1查得節(jié)距p=31.75mm。 5.4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距=(30～50)p=(30～50)38.1=952.5～1587.5mm。取=1000mm，按下式計算鏈節(jié)數(shù): =21000/31.75+(19+95)/2+[(95-19)/ 2π]31.75/1000 ≈124.6 故取鏈長節(jié)數(shù)=125節(jié) 由（-）/(-）=（125-19）/（95-19）=1.395，查表9-7得=0.23259，所以得鏈傳動的最大中心距為： =p[2-(+)]=0.2325931.75[2125-(19+95)] ≈1078mm 5.5 計算鏈速v，確定潤滑方式 v=p/(601000)=1991.16831.75/ (601000)≈0.921m/s 由圖9-14查得潤滑方式為：滴油潤滑。 5.6 計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力 有效圓周力：=1000P/v =10003.578/0.921=3884.908N 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)=1.15 則≈=1.153884.908≈4467.644N 計算鏈輪主要幾何尺寸 5.7 鏈輪材料的選擇及處理 根據(jù)系統(tǒng)的工作情況來看，鏈輪的工作狀況是，采取兩班制，工作時由輕微振動。每年三百個工作日，齒數(shù)不多，根據(jù)表9-5得 材料為40鋼，淬火 、回火，處理后的硬度為40—50HRC 。 6 圓錐齒輪傳動的設計計算 6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 6.1.1 選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，取標準齒形角，頂隙系數(shù)，齒頂高系數(shù)，螺旋角，軸夾角，不變位，齒高用頂隙收縮齒。 6.1.2 根據(jù)課本表10-1，材料選擇，小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為220HBS，均采用硬齒面。 6.1.3 根據(jù)課本表10-8，選擇7級精度。 6.1.4 傳動比u=/=2.7。 選=21，=u=212.7=56.7，取=57。 6.2 按齒面接觸疲勞強度設計 公式： ≥2.92 6.2.1 試選載荷系數(shù)=1.6 6.2.2 計算小齒輪傳遞的扭矩=95.510/=39.4Nm 6.2.3 選取齒寬系數(shù)=0.3 6.2.4 由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。 6.2.5 由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限。 6.2.6 計算應力循環(huán)次數(shù) ； 。 6.2.7 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ；。 6.2.8 計算接觸疲勞許用應力 6.2.9 試算小齒輪的分度圓直徑 代入中的較小值得 ≥2.92=70.6 mm 6.2.10 計算圓周速度v =（3.1460.01960）/（601000）=3.015m/s 6.2.11 計算載荷系數(shù) 齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2得=1.0。 由圖10-8查得動載系數(shù)=1.1。 由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)==1。 依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10-9得軸承系數(shù)=1.25 由公式==1.5=1.51.25=1.875接觸強度載荷系數(shù)==11.11.11.875=2.06 6.2.12 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =70.6=76.805 mm m=/=76.805/21=3.657 mm 取標準值m =4 mm。 6.2.13 計算齒輪的相關參數(shù) =m=421=84mm；=m=457=228mm ；=90-= 6.2.14 確定并圓整齒寬 b=R=0.3120.9=36.27mm圓整取。 6.3 校核齒根彎曲疲勞強度 6.3.1 確定彎曲強度載荷系數(shù) K==2.06 6.3.2 計算當量齒數(shù) =/cos=21/cos=27.725 =/cos=57/cos=164.141 6.3.3 查表10-5得 =2.57,=1.60,=2.13,=1.84。 6.3.4 計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.83，=0.86 取安全系數(shù)=1.4 由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 =440Mpa =425Mpa 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力 6.3.5 校核彎曲強度 根據(jù)彎曲強度條件公式 =74.31MPa =26.09Mpa 滿足彎曲強度要求，所選參數(shù)合適。 7 圓柱斜齒輪傳動的設計計算 7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 7.1.1 選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動，采用硬齒面。 7.1.2 根據(jù)課本表10-1，選擇大、小齒輪材料均為40Cr鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為48至55HRC 。 7.1.3 根據(jù)課本表10-8，運輸機為一般工作機器，速度不高，并且輪齒變形不大，故選用7級精度。 7.1.4 試選小齒輪齒數(shù)=21,則大齒輪齒數(shù)===3.921=81.9，取=82。 7.1.5 初選螺旋角β= 7.2 按齒面接觸強度設計 公式： （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 7.2.1 試選載荷系數(shù)。 7.2.2計算小齒輪傳遞的轉矩 7.2.3 因大、小齒輪均為硬齒面，故意選用稍小的齒寬系數(shù)，現(xiàn)取=0.8。 7.2.4 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 7.2.5 由表10-30選取區(qū)域系數(shù)。 7.2.6 由圖10-26查得，，則。 7.2.7 由圖10-21e按齒面硬度查得齒輪解除疲勞強度極限。 7.2.8 計算應力循環(huán)許用應力次數(shù) 7.2.9 由圖10-19根據(jù)N查取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 7.2.10 計算接觸疲勞許用應力 取安全系數(shù) S=1 （2）計算 7.2.11試算小齒輪的分度圓直徑。 7.2.12 計算圓周速度 7.2.13 計算齒寬b及模數(shù)。 ； ； ； 。 7.2.14 計算縱向重合度 7.2.15 計算載荷系數(shù)K。 由表10-2查得使用系數(shù)=1.25，根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-3查得；根據(jù)硬面齒輪、對稱布置、6級精度、=0.8，從表10-4，查得?？紤]齒輪為7級精度，取，故載荷系數(shù) 另由圖10-13查得。 7.2.16 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑。 7.2.17 計算模數(shù)。 7.3 按齒根彎曲強度設計 公式為 （1）確定計算參數(shù) 7.3.1 計算載荷系數(shù)。 7.3.2 由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限；彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 7.3.3 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.4。 7.3.4 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得，。 7.3.5 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得，。 7.3.6 計算大、小齒輪的并加以比較 ； ；小齒輪的數(shù)值大。 7.3.7 由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。 7.3.8 設計計算 取標準值m=2mm，取分度圓直徑=41.161mm。 ， 取，則=3.920=128.7，取 7.4 幾何尺寸計算 7.4.1 計算中心距 將中心距圓整為。 7.4.2 按圓整后的中心距修正螺旋角s 因值變化不多，故參數(shù)、、等不必修正。 7.4.3 計算大、小齒輪的分度圓直徑 7.4.4 計算齒輪寬度 圓整后??；。 8 軸的設計計算 8.1 輸入軸設計 8.1.1 求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 =3.96kW =960r/min =39.394Nm 8.1.2 求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 mm 376.637 N 139.472N 8.1.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取，得 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%—15%，取=20 mm 左右。 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查課本表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則。選擇棉花形彈性聯(lián)軸器。電動機型號為Y132M1—6,由指導書表17-9查得，電動機的軸伸直徑D= 38 mm 。查指導書表17-6，選LM4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為140，半聯(lián)軸器的孔徑=22mm，故取=22mm，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為80mm。 8.1.4 擬定軸上零件的裝配方案 8.1.5 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑=26 mm 。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D= 30 mm ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=82mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2軸段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取。 8.1.6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=26 mm ，由指導書表15-1，初步選取02系列， 30206 GB/T 276，其尺寸為，故，而為了利于固定，取。取。 8.1.7 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；齒輪的左端用甩油環(huán)定位。取齒輪輪轂的寬度為50mm，應使套筒端面可靠地壓緊軸承，由甩油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故。為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應略短于軸承寬度，故取。 8.1.8 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，取 8.1.9 取 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 8.1.10 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連接 軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按=22mm, 查得平鍵截面,長70mm。 軸與錐齒輪之間的平鍵按，由指導書14-26查得平鍵截面，長為40mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。 選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 8.1.11 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6 8.1.11 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6 8.1.12 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承軸的結構圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出右軸承位置的支撐點截面是軸的危險截面。 計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的、及的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T =39.394Nm 8.1.13按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應力，因此，故安全。 8.1.14判斷危險截面：截面6右側受應力最大 8.1.15截面6右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6右側彎矩 截面6上的扭矩 =39.394Nm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后查得 =1.886 =1.424 又由課本附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為= = 由課本附圖3-2查得尺寸系數(shù)，附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 /+1/=1.178/0.85+1/0.92=1.473 /+1/=1.352/0.92+1/0.92=1.556 計算安全系數(shù)值 >>S=1.5 故可知安全。 8.1.16 截面6左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6左側彎矩 截面6上的扭矩 =39.394Nm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 由課本附表3-8用插值法求得 /=2.136，則/=0.82.136=1.709 軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92 故得綜合系數(shù)為 /+1/=2.136+1/0.92=2.223 /+1/=1.709+1/0.92=1.796 又取碳鋼的特性系數(shù) 所以軸的截面5右側的安全系數(shù)為 >>S=1.5 故可知其安全。 8.2 中間軸設計 8.2.1 求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 =3.764kW =355.556r/min =101.099Nm 8.2.2 求作用在齒輪上的力 已知小圓柱斜齒輪的分度圓半徑=68.063mm = =2970.748/cos=1115.053N =2970.748=1081.264N 已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑 mm 8.2.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取，得 中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%—15%，故 8.2.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖 8.2.5 初步選擇圓錐滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導書表15-1中初步選取02系列，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為，所以==30mm。 8.2.6 取安裝圓錐齒輪的軸段，錐齒輪左端采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。 8.2.7 已知圓柱斜齒輪齒寬=60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取=58mm。 8.2.8 箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關系，推算出，箱體對稱線次于截面3右邊26.5mm處，根據(jù)對稱性和各軸上零件分布取，， 8.2.9 軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28mm，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由課本表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 8.2.10 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 8.2.11 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承軸的結構圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。 計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的、及的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T =101.099Nm 8.2.12按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應力，因此，故安全。 8.2.13判斷危險截面：截面6右側受應力最大 8.2.14截面6右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6右側彎矩 截面6上的扭矩 =101.099Nm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后查得 =2.112 =1.790 又由課本附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為= = 由課本附圖3-2查得尺寸系數(shù)，附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 /+1/=1.901/0.84+1/0.92=2.350 /+1/=1.672/0.84+1/0.92=2.077 計算安全系數(shù)值 >>S=1.5 故可知安全。 8.2.15 截面6左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6左側彎矩 截面6上的扭矩 =101.099Nm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 由課本附表3-8用插值法求得 /=2.256，則/=0.82.256=2.232 軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92 故得綜合系數(shù)為 /+1/=2.256+1/0.92=2.343 /+1/=2.232+1/0.92=1.892 又取碳鋼的特性系數(shù) 所以軸的截面5右側的安全系數(shù)為 >>S=1.5 故可知其安全。 8.3 輸出軸的設計 8.3.1 求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 =3.578kW =91.681r/min =374.801Nm 8.3.2 求作用在齒輪上的力 已知大圓柱斜齒輪的分度圓半徑 =261.938mm = =2861.754/cos=1074.143N =2861.754=1041.593N 8.3.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表15-3，取，得 中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%—15%，故 8.3.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖。 8.3.5 由圖可得為整個軸直徑最小處選=45 mm 。 為了滿足齒輪的軸向定位，取。根據(jù)鏈輪寬度及鏈輪距 箱體的距離綜合考慮取，。 8.3.6 初步選擇圓錐滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=，由指導書表15-1中初步選取02基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30211，其尺寸為，所以==55mm。這對軸承均采用甩油環(huán)進行軸向定位，由表15-7查得30211型軸承的定位軸肩高度，因此取。去安裝支持圓柱齒輪處直徑。 8.3.7 已知圓柱斜齒輪齒寬=55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取=53mm。 8.3.8 由于中間軸在箱體內(nèi)部長為212.5mm，軸承30211寬為22.75mm，可以得出，，。 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 8.3.9 軸上的周向定位 圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由指導書表14-26查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm。選擇齒輪輪轂與軸的配合為；鏈輪的周向定位采用平鍵連接，按由指導書表14-26查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm。選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 8.3.10 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為。 8.3.11 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。 計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的、及的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T =374.801Nm 8.3.12按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應力，因此，故安全。 8.3.13判斷危險截面：截面6右側受應力最大 8.3.14截面6右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6左側彎矩 截面6上的扭矩 =374.801Nm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后查得 =2.000 =1.143 又由課本附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為= = 由課本附圖3-2查得尺寸系數(shù)，附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 /+1/=1.82/0.7+1/0.92=2.687 /+1/=1.122/0.82+1/0.92=1.455 計算安全系數(shù)值 >>S=1.5 故可知安全。 8.3.15 截面6左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面6左側彎矩 截面6上的扭矩 =374.801Nm 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 由課本附表3-8用插值法求得 /=2.616，則/=0.82.616=2.093 軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為==0.92 故得綜合系數(shù)為 /+1/=2.616+1/0.92=2.703 /+1/=2.093+1/0.92=2.180 又取碳鋼的特性系數(shù) 所以軸的截面5右側的安全系數(shù)為 >>S=1.5 故可知其安全。 9 鍵連接的選擇和計算 9.1 輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=70mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=3.5mm，輪轂深度2.8mm。圓角半徑r=0.16mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 9.2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=45mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.25mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 9.3 中間軸與大圓錐齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=28mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 9.4 中間軸與小圓柱齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=45mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 9.5 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=63mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.5mm，輪轂深度3.8mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 9.6 輸出軸與滾子鏈輪的鏈接 軸徑，選取的平鍵界面為，長L=45mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=6.0mm，輪轂深度4.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查課本表6-2得，鍵的許用應力。 滿足強度要求。 10 滾動軸承的設計和計算 10.1 輸入軸上的軸承計算 10.1.1 初選30206軸承，已知: ，，，e=0.37，Y=1.6， , 10.1.2 求兩軸承的軸向力 10.1.3 求軸承當量動載荷和 >e
- 配套講稿：
如PPT文件的首頁顯示word圖標，表示該PPT已包含配套word講稿。雙擊word圖標可打開word文檔。
- 特殊限制：
部分文檔作品中含有的國旗、國徽等圖片，僅作為作品整體效果示例展示，禁止商用。設計者僅對作品中獨創(chuàng)性部分享有著作權。
- 關 鍵 詞：
- 減速器 設計 說明書 二級 圓錐 圓柱齒輪
裝配圖網(wǎng)所有資源均是用戶自行上傳分享，僅供網(wǎng)友學習交流，未經(jīng)上傳用戶書面授權，請勿作他用。
鏈接地址：http://m.appdesigncorp.com/p-9055661.html