單螺桿擠出機構(gòu)設(shè)計【SJ-150】

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第4章 減速器的設(shè)計 4.1計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4.1.1 減速器傳動比的分配 ， 考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)有相近的浸油深度。因此=，。 4.1.2減速器各軸動力參數(shù)的計算 1、 各軸轉(zhuǎn)速的計算 r/min r/min r/min r/min 2、 各軸輸入功率的計算 Kw Kw Kw Kw 3、 各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算N·m N·m N·m N·m 4.2齒輪的設(shè)計計算 4.2.1高速級齒輪的計算 1、選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數(shù) ⑴水泥攪拌機作為一般工作機，速度不高，參考表5.1選用7級精度。 ⑵材料選擇。選擇小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度為200HBS。 ⑶. ⑷高速級。 ⑸初選小齒輪齒數(shù)=22,大齒輪齒數(shù)=2×6.2=136。 ⑹選取螺旋角 2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 ⑴根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)K=1.6。 ⑵計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·m ⑶選取齒寬系數(shù)=1 ⑷材料的彈性影響系數(shù)，標(biāo)準齒輪。 ⑸ ⑹按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限MPa ⑺計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ⑻基礎(chǔ)疲勞壽命系數(shù)， ⑼計算基礎(chǔ)疲勞需用應(yīng)力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1,得 =0.90×600=540MPa MPa 3.⑴計算小齒輪分度圓直徑，代入[]中較小值 =mm ⑵計算圓周速度 ⑶確定齒輪參數(shù) mm mm mm b/h=61.34/6.03=10.17 ⑷縱向重合度 ⑸計算載荷系數(shù)k 已知 ， ⑹按實際的載荷系數(shù)矯正所算的分度圓直徑為 mm ⑺計算模數(shù) 4、按齒根彎曲強度設(shè)計 ⑴確定計算參數(shù) ?計算載荷參數(shù) ?由查得螺旋角影響參數(shù) ?當(dāng)量齒數(shù) ④齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)為：，；，。 ⑤由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 ⑥兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為MPa，MPa。 ⑦計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 =MPa MPa ⑧計算大小齒輪并加以比較 大齒輪數(shù)值大。 ⑵設(shè)計計算 對比計算結(jié)果取=3.于是有，取23，則 取143 5、⑴計算中心距圓整為259. ⑵按圓整后的中心距修正螺旋角 因β值改變不多，故參 數(shù)、、等不必修正。 ⑶計算大小齒輪分度圓直徑 mm mm ⑷齒輪寬度mmmm 4.2.2低速級齒輪的計算 1、選擇齒輪傳動精度等級、材料及齒數(shù) ⑴水泥攪拌機作為一般工作機，速度不高，參考表5.1選用7級精度。 ⑵材料選擇。選擇小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度為200HBS。 ⑶。 ⑷高速級。 ⑸初選小齒輪齒數(shù)=22,大齒輪齒數(shù)=22×6=132。 ⑹選取螺旋角 2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 ⑴根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)K=1.6。 ⑵計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·m ⑶選取齒寬系數(shù)=1 ⑷材料的彈性影響系數(shù)，標(biāo)準齒輪。 ⑸ ⑹按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限MPa ⑺計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ⑻基礎(chǔ)疲勞壽命系數(shù)， ⑼計算基礎(chǔ)疲勞需用應(yīng)力 取失效率為1%，安全系數(shù)S=1,得 =0.93×600=558MPa MPa 3.⑴計算小齒輪分度圓直徑，代入[]中較小值 =mm ⑵計算圓周速度 ⑶確定齒輪參數(shù) mm mm mm b/h=105.6/10.5=10.2 ⑷縱向重合度 ⑸計算載荷系數(shù)k 已知 ， ⑹按實際的載荷系數(shù)矯正所算的分度圓直徑為 mm ⑺計算模數(shù) 4、按齒根彎曲強度設(shè)計 ⑴確定計算參數(shù) ?計算載荷參數(shù) ?由查得螺旋角影響參數(shù) ?當(dāng)量齒數(shù) ④齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)為：，；，。 ⑤由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 ⑥兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為MPa，MPa。 ⑦計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1,得 =MPa MPa ⑧計算大小齒輪并加以比較 大齒輪數(shù)值大。 ⑵設(shè)計計算 對比計算結(jié)果取=4.于是有，則 5、⑴計算中心距圓整為337mm。 ⑵按圓整后的中心距修正螺旋角 因β值改變不多，故參 數(shù)、、等不必修正。 ⑶計算大小齒輪分度圓直徑 mm, mm ⑷齒輪寬度mmmm 4.3軸的設(shè)計計算 4.3.1輸入軸軸Ⅰ的設(shè)計 1、軸的材料選擇和最小直徑估算 初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即：126×mm,因電動機輸出軸直徑為55mm因此考慮到聯(lián)軸器的型號取軸的最小直徑為mm. 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ⑴各軸段直徑的確定 ：最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段，mm。 ：密封處軸段=50mm。 ：滾動軸承處軸段，=55。滾動軸承選取30211，其尺寸為=55mm×100mm×22.75mm×21mm。 ：過渡軸段，由結(jié)構(gòu)定，=55mm。 齒輪處軸段，由于小齒輪直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。過一周和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼，調(diào)制處理。 ：過渡軸段，由結(jié)構(gòu)定，=60mm。 ：滾動軸承處軸段，==55mm。 ⑵各軸段長度的確定 ：由聯(lián)軸器及箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系確定，=162mm。 ：由高速級小齒輪寬確定=75mm。 ：由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)等確定=116mm。 ：由滾動軸承及檔油盤裝配關(guān)系確定=51mm。 3、細部結(jié)構(gòu)設(shè)計 輸入軸外伸軸段處鍵mm×9mm-82mm；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為。 4.3.2中間軸軸Ⅱ的設(shè)計和計算 1、軸的材料選擇和最小直徑的估算 選擇州的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力[]=60MPa。 初步確定軸Ⅱ的最小直徑，即103mm 由于安裝滾動軸承取mm。 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ⑴各軸段直徑的確定 ：最小直徑，滾動軸承處軸段，==50mm。滾動軸承選取30210，其尺寸為=50mm×90mm×21.75mm×20mm。 ：由高速級大齒輪軸段，=70mm。 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=75mm。 ：，低速級小齒輪軸段=96mm。 ：滾動軸承處軸段，==50mm。 ⑵各軸段長度的確定 ：由滾動軸承及裝配關(guān)系確定，=45mm。 ：由高速級大齒輪的轂孔寬度=70mm確定，=70mm。 ：軸環(huán)寬度，=5mm。 ：有低速級小齒輪的轂孔寬度=100mm確定，=100mm。 ：由滾動軸承及裝配關(guān)系等確定，=63mm。 3、細部結(jié)構(gòu)設(shè)計 高速級大齒輪處鍵mm×11mm-60mm；齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的公差直徑選為。 4.3.3輸出軸軸Ⅲ的設(shè)計 1、軸的材料選擇和最小直徑估算 初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度法進行最小直徑估算，即：102×mm,因輸出軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器需開鍵槽，應(yīng)將軸徑增大。=95mm. 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ⑴各軸段直徑的確定 ：滾動軸承處軸段，=100mm.滾動軸承選取30220，其尺寸為=100mm×180mm×37mm×34mm。 ：過渡軸段，=105mm。 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=110mm。 ：低速機大齒輪處軸段，=105mm。 ：滾動軸承處軸段，==95mm。 ⑵各軸段長度的確定 :由聯(lián)軸器的轂孔寬和箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，=220mm。 ：由滾動軸承及裝配關(guān)系等確定=64mm。 ：過渡軸段，=59mm。 ：軸環(huán)，=5mm。 ：低速極大齒輪處軸段，=95mm。 ：由滾動軸承及裝配關(guān)系等確定，=64mm。 4、細部結(jié)構(gòu)設(shè)計 安裝聯(lián)軸器的外伸軸段處鍵mm×16mm-164mm；低速級大齒輪處鍵mm×16mm-90mm；齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為。 5、軸的校核 ⑴計算齒輪受力 ，N N ⑵作簡圖如下各支點位置由軸上相關(guān)尺寸確定。 ⑶計算軸的支反力、水平支反力 N N 垂直面支反力 N N ⑷軸的彎矩計算 截面處的水平彎距 N·mm 截面處的垂直彎距 N·mm 截面處的合成彎距 = =184390.89 N·mm ⑸作彎矩圖 ⑹按彎扭組合強度條件校核軸的強度，取，則有 MPa ，故強度足夠。 圖4.1 軸的力學(xué)模型及彎矩、轉(zhuǎn)矩圖 4.4鍵的選擇與校核 高速軸：由高速軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：高速軸外伸軸段處鍵1為 ， 標(biāo)記：鍵； 中間軸：由中間軸細部結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：高速級大齒輪處鍵2為 ， 標(biāo)記：鍵。 低速軸：由低速軸細部結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：低速級大齒輪處鍵3為 ， 標(biāo)記：鍵； 安裝聯(lián)軸器的外伸軸段處鍵4為 （）， 標(biāo)記：鍵。 鍵的校核 由于同一根軸上的鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩相同，所以只需校核短的鍵即可。 鍵1：高速軸外伸軸段mm；鍵的工作長度mm=66mm；鍵的接觸高度mm=4.5mm；傳遞的轉(zhuǎn)矩N·m；鍵靜聯(lián)接時的擠壓許用應(yīng)力[]=100MPa。 =MPa＜[],鍵聯(lián)接強度足夠。 鍵2：高速級大齒輪軸段mm；鍵的工作長度mm=42mm；鍵的接觸高度mm=5.5mm；傳遞的轉(zhuǎn)矩N·m；鍵靜聯(lián)接時的擠壓許用應(yīng)力[]=100MPa。 MPa＜[],鍵聯(lián)接強度足夠（采用雙鍵連接）。 鍵3：低速級大齒輪軸段mm；鍵的工作長度mm=57mm；鍵的接觸高度mm=8mm；傳遞的轉(zhuǎn)矩N·m；鍵靜聯(lián)接時的擠壓許用應(yīng)力[]=100MPa。 MPa＜[],鍵聯(lián)接強度足夠。 4.5滾動軸承的選擇和計算 1滾動軸承的確定 由上確定：軸承Ⅰ為30211圓錐滾子軸承。 軸承Ⅱ為30210圓錐滾子軸承。 軸承Ⅲ為30220圓錐滾子軸承。 2軸承Ⅰ的使用壽命校核 軸承Ⅰ為30211圓錐滾子軸承,KN,KN,, （1） 計算兩軸受到的徑向載荷FNV1、FNV2 （2） 求兩軸的計算軸向力Fa1、Fa2 軸承派生軸向力Fd=eFN 查表得e=0.37 Fd1=0.37FN1=0.37886.2=327.9N；Fd2=0.37FN2=0.371603.9=593.4N Fa1=Fae+Fd1=667.8+886.2=1554N；Fa2=Fd2=593.4N （3） 計算當(dāng)量動載荷P1和P2 ； 查手冊得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 X1=0.4 Y1=1.6；X2=1 Y2=0 因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，去fp=1.5 P1=fp(X1FN1+Y1Fa1)=1.5(0.4886.2+1.61554)=4261.32N P2=fp(X2FN2+Y2Fa2)=1.5(11603.9+0593.4)=2405.85N （4） 驗算軸承壽命 因為P1＞P2，所以按軸承1的受力大小驗算 ＞5年,軸承具有足夠的壽命。 4.6潤滑與密封 1齒輪的潤滑 經(jīng)過齒輪零件的設(shè)計后，由于齒輪的圓周速度m/s，采用浸油潤滑。 2滾動軸承的潤滑 由滾動軸承的的圓周速度可以選擇軸承為脂潤滑。 4.7減速器的設(shè)計資料 鑄鐵減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 mm（低） 箱座壁厚 =mm,取=10mm 箱蓋壁厚 =mm，取=9mm 箱座凸緣的厚度 =1.5=1.5×10=15mm 箱蓋凸緣的厚度 =1.5=1.5×10=15mm 箱底座凸緣的厚度 =2.5=25mm 箱座肋厚 ≈0.85×10=8.5mm 箱蓋肋厚 ≈0.85×10=8.5mm 地腳螺栓直徑與數(shù)目 mm， 軸承旁連接螺栓直徑 mm 箱座箱蓋連接螺栓直徑 mm,取12 聯(lián)接螺栓直徑 mm 沉頭座直徑 mm 凸緣尺寸mm，mm 定位銷直徑 mm 軸承蓋螺釘直徑 mm 吊環(huán)螺釘直徑 =12mm 大齒輪圓頂與箱體內(nèi)壁距離 ，取10mm