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展开式二级圆柱齿轮减速器机械设计基础说明书

  • 资源ID:20114       资源大小:1.54MB        全文页数:37页
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展开式二级圆柱齿轮减速器机械设计基础说明书

第1页共37页机械设计课程设计题目题号展开式二级圆柱齿轮减速器学院机电工程学院专业班级过控103学生姓名XXXX学号XXXX指导教师XXXX成绩时间2012年12月20日第2页共37页目录机械设计课程设计成绩评阅表减速器的设计要求一、电机类型和型号的选择二、齿轮零件设计三、V带的设计四、轴的设计五、滚动轴承的选择六、键连接的选择七、减速器箱体与附件的设计八、润滑与密封九、设计小结参考文献致谢教师评语第3页共37页机械设计课程设计成绩评阅表题目评分项目分值评价标准评价等级得分A级(系数1.0)C级(系数为0.6)选题合理性题目新颖性20课题符合本专业的培养要求,新颖、有创新基本符合,新颖性一般内容和方案技术先进性20设计内容符合本学科理论与实践发展趋势,科学性强。方案确定合理,技术方法正确有一定的科学性。方案及技术一般文字与图纸质量30设计说明书结构完整,层次清楚,语言流畅。设计图纸质量高,错误较少。设计说明书结构一般,层次较清楚,无重大语法错误。图纸质量一般,有较多错误独立工作及创造性10完全独立工作,有一定创造性独立工作及创造性一般工作态度10遵守纪律,工作认真,勤奋好学。工作态度一般。答辩情况10介绍、发言准确、清晰,回答问题正确,介绍、发言情况一般,回答问题有较多错误。评价总分总体评价第4页共37页展开式二级圆柱齿轮减速器二1.设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。1带式运输机数据见数据表格。2工作条件单班制工作,空载启动,单向、连续运转,工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为5。3使用期限工作期限为十年,检修期间隔为三年。4生产批量及加工条件小批量生产。2.设计任务1选择电动机型号;2确定带传动的主要参数及尺寸;3设计减速器;4选择联轴器。3.具体作业1减速器装配图一张;2零件工作图二张(大齿轮,输出轴);3设计说明书一份。4.数据表运输带工作拉力F/N1900180016002200225025002450190022002000运输带工作速度v/m/s1.31.351.41.451.51.31.351.451.51.55运输带滚筒直径D/mm250260270280290300250260270280展开式二级圆柱齿轮减速器传动路线如下1电动机2联轴器3二级圆柱齿轮减速器4卷筒5带式运输机第5页共37页采用二级圆柱齿轮设计,其效率高,工作耐久,且维修简便。高,低速级均采用直齿齿轮,传动较平稳,动载荷也较小,可以胜任工作要求。但其齿轮相对于支承位置不对称,当轴产生弯扭变形时,载荷在齿宽上分布不均匀,因此在设计时应将轴设计的具有较大的刚度。同时由于减速传动,使输出端扭矩较大,在选择轴和轴承的时候要特别注意。一、电机类型和型号的选择1类型Y系列三相异步电动机。2型号(1)电动机容量1、工作机所需功率WPsmv/45.1,NF1900,mmD260,76.2100045.119001000kwwFvPw2、电动机的输出功率aWdPP查参考文献[1]表12-8得弹性连轴器传动效率994.01,齿轮联轴器传动效率99.02闭式圆柱齿轮选用8级精度的齿轮传动效率97.03滚子轴承传动效率988.04传动装置总效率a1223340.892094.3892.076.2kwPPaWd3、电动机的额定功率76.2kwPw892.0akwPd094.3kwPed4电动机联轴器减速器联轴器带式运输机第6页共37页由参考文献[1]表20-1选取Y132M-4型号电动机额定功率kwPed42电动机的转速1、工作机主轴转速min57.10626045.1100060rnw2、各级传动比可选范围查参考文献[1]表2-2得两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围ai为8-403、电动级转速的确定电动机可选转速范围min8.426256.85257.106408rninwam从参考文献[1]表19-1查得同步转速为1500r/min满载转速为1440r/min电动机额定功率kwPed4。制表如下电动机型号额定功率(kw)电动机转速(r/min)同步满载Y132M-44150014404、电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸由参考文献[1]表19-3得到电动机型号为Y132M-4,主要技术数据如下型号额定功率(kW)满载转速(r/min)额定转矩堵转转矩Y132M-4414402.2电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表。同步转速1500r/min满载转速1440/minmnrY112M-4第7页共37页中心高H外形尺寸HDADACL2底脚安装尺寸BA地脚螺栓孔直径W轴伸尺寸ED装键部位尺寸GF1122653054001401901260282483传动传动比分配3.1总传动比51.1357.1061440wmanni23.2分配各级传动比107.335.44.1512.13212121iiiiiiiia取24传动装置的运动和动力参数4.1各轴转速n(r/min)电动机轴为0号轴,高速到低速各轴依次为1、2、3号轴min/54.106min/54.106min/107.335.411440min/03.331min/35.411440min/1440min/11440min/1440342103102010rnnrriiinnrriinnrrinnrnnmmmm4.2各轴输入功率P(kW)kwkwPPkwkwPPkwkwPPkwkwPPkwPPdd71.298.099.079.279.298.097.093.293.298.097.008.308.3994.0094.3094.34234432343121104.3各轴扭矩T(Nmm)107.335.421iimin/54.106min/54.106min/03.331min/1440min/144043210rnrnrnrnrnkwPkwPkwPkwPkwP71.279.293.208.3094.343210mNTmNT50.2052.2010第8页共37页mNmNnPTmd52.201440094.3550.910550.960mNmNTT50.20994.0550.911mNmNiTT77.8435.498.097.050.2014312mNmNiTT37.250107.398.097.077.8424323mNmNTT91.24298.099.037.2504234最终数据如下项目电动机轴1234转速(r/min)14401440331.03106.54106.54功率(kw)3.0943.082.932.792.71转矩(N.m)20.5220.5084.77250.37242.91传动比14.353.1071效率0.9950.9510.9520.971二、齿轮零件设计1高速级1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮;(2)电动机为一般工作机,速度不高,选择8级精度;(3)材料选择选取小齿轮的材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS;(4)选小齿轮的齿数为201z大齿轮的齿数为2.95755.42012iz取952z1.2按齿面接触强度设计mNTmNTmNT91.24237.25077.84432201z952z第9页共37页3211][132.2HEdttZuuTKd(1)确定公式内的各计算数值1)初选3.1tK4)计算小齿轮传递的转矩mNT50.2015)由参考文献[2]表10-6查取材料弹性影响系数218.189MPaZE6)根据参考文献[2]表10-7取1d7)由参考文献[2]图10-21(d)按齿面硬度查得,小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMpa大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMpa8)计算应力循环次数91101472.41030082114406060hnjLN9911210953.035.4101472.4iNN9)由参考文献[2]图10-19由循环次数查得,接触疲劳寿命系数90.01HNK,96.02HNK10)接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S=1,得aHNHMPSK5406009.0lim][111aHNHMPSK52855096.0lim][22211许用接触应力的计算3.1tKmNT50.201218.189MPaZE1d91101472.4N9210953.0N10.92HNK21.1HNKS=1aHMP534][第10页共37页aaHHHMPMP53452854021][][21][21(2)计算1试算小齿轮分度圆直径mmmmZZuuTkdHEHdtt54.375288.18935.4135.41205003.132.2][132.23232112)计算圆周速度smsmndvt/83.2/100060144054.37100060113)计算齿宽b及模数tmmmmmdbtd54.3733.3711mmmmzdmtnt877.12054.371194.82.454.372.4877.125.225.2hbmmmmmht5)计算载荷系数由参考文献[2]表10-2得使用系数25.1Ak,由图10-8得动载系数15.1vk由表10-4449.1Hk,图10-1338.1Fk直齿轮1FHkk故载荷系数为083.2449.1115.125.1HHvAkkkkkmmdt54.371smv/83.2mmb54.37mmmnt877.194.82.4hbmmh083.2k第11页共37页6)按实际载荷系数校正所得分度圆直径mmmmkkddtt93.433.1083.254.3733117)计算模数20.22093.4311zdm1.3按齿根弯曲强度设计3][2211FSaFadYYzkTm(1)确定计算参数1)由文献[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP38022)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数90.0,85.021FNFNkk3计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4aaFEFNFaaFEFNFMPMPSkMPMPSk29.2444.138090.0][57.3034.150085.0][2221114)计算载荷系数84.128.1115.125.1FFvAkkkkk5)查取齿形系数由文献[2]表10-5168.2,65.221FaFaYY6)查取应力校正系数由文献[2]表10-5802.1,58.121SaSaYYmmd93.43182.1maFEMP5001aFEMP380290.085.021FNFNkkaFaFMPMP29.244][57.303][2184.1k168.265.221FaFaYY168.265.221FaFaYY第12页共37页7)计算大、小齿轮的][FSaFaYY并比较015992.029.244802.1168.2][01379.057.30358.165.2][222111FSaFaFSaFaYYYY大齿轮数值大(2)计算mmmmYYzkTmFSaFadn44.1201599.02412050084.12][2323211对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。因此,取mmm2已可满足弯曲强度的要求,需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径mmd68.431来计算齿数。97.21293.4311mdz取7.952235.4,221121zizz圆整取962z1.4相关几何尺寸的计算(1)中心距mmmmmzza118229622221(2)计算大、小齿轮的分度圆直径mmmmmzd4422211mzd192mm296m22(3)计算齿轮宽度015992.0][222FSaFaYYmmm44.1mmm2221z962zmma118mmd441第13页共37页mmmmdbd444411取mmBmmB49,44122低速级2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮;(2)电动机为一般工作机,速度不高,选择8级精度;(3)材料选择选取小齿轮的材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS;(4)选小齿轮的齿数为324,z大齿轮的齿数为568.74107.324234izz取754z2.2按齿面接触强度设计3222][132.2HEdttZuuTKd(1)确定公式内的各计算数值1)初选3.1tK2)计算小齿轮传递的转矩mNT77.8423)由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数1d4)由表10-6查取材料弹性影响系数218.189MPaZE5)由参考文献[2]图10-21(d)按齿面硬度查得,小齿轮的接触疲劳强度极限lim3600HMpa大齿轮的接触疲劳强度极限mmd1922mmBmmB494412324,z754z3.1tKmNT77.8421d218.189MPaZE第14页共37页lim4550HMpa6)计算应力循环次数913108718.01030082184.3026060hnjLN99234102806.0107.3108718.0iNN7)由参考文献[2]图10-19由循环次数查得,接触疲劳寿命系数30.96HNK,98.04HNK8)接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S=1,得aHNHMPSK57660096.0lim][333aHNHMPSK53955098.0lim][44410许用接触应力的计算aaHHHMPMP5.55753957621][][21][43(2)计算1试算小齿轮分度圆直径mmmmZuuTkdHEdtt234.655398.189107.31107.31847706.132.2][132.23232222)计算圆周速度smsmndvt/130.1/10006003.331234.65100060223)计算齿宽b及模数ntmlim3600HMpalim4550HMpa93108718.0N94102806.0N30.96HNK98.04HNKaHMP576][3aHMP539][4aHMP5.557][mmdt234.652第15页共37页mmmmdbtd234.65234.6512mmmmzdmtt718.224234.653267.101155.6234.65115.6718.225.2m25.2thbmmh5)计算载荷系数由参考文献[2]表10-8得动载系数09.1vk由表10-4422.1Hk,查图10-1335.1Fk由表10-2得使用系数1Ak.25直齿轮1FHkk故载荷系数为985.1475.1109.125.1HHvAkkkkk6)按实际载荷系数校正所得分度圆直径mmmmkkddtt119.753.1985.1234.6533337)计算模数13.324119.7533zdm2.3按齿根弯曲强度设计3232][2FSaFadYYzkTm(1)确定计算参数1)由文献[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP5003smv/130.1mmb234.65mmmt718.267.10115.6hbmmh985.1kmmd119.75313.3m第16页共37页大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP38042)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数89.0,87.043FNFNkk3计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4aaFEFNFaaFEFNFMPMPSkMPMPSk57.2414.138089.0][71.3104.150087.0][4443334)计算载荷系数935.142.1109.125.1FFvAkkkkk5)查取齿形系数由文献[2]表10-5216.2,65.243FaFaYY6)查取应力校正系数由文献[2]表10-5772.1,58.143SaSaYY7)计算大、小齿轮的][FSaFaYY并比较016255.057.241772.1216.2][013476.071.31058.165.2][444333FSaFaFSaFaYYYY大齿轮数值大(2)计算mmmmYYzkTmFSaFad100.2016255.024184770935.12][2323232对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。因此,取mmm5.2aFEMP5003aFEMP3804S1.4aFaFMPMP57.241][71.310][43935.1k216.265.243FaFaYY772.158.143SaSaYY016255.0][013476.0][444333FSaFaFSaFaYYYYmmm100.2第17页共37页已可满足弯曲强度的要求,需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径mmd119.753来计算齿数。047.305.2119.7533mdz取313z取317.9631107.3,313243zizz圆整取974z2.4相关几何尺寸的计算(1)中心距mmmmmzza16025.29731cos243圆整为mma160(2)计算大、小齿轮的分度圆直径mmmmmzd5.775.23133mmmmmzd5.2425.29744(36)计算齿轮宽度mmmmdbd5.775.7713圆整后mmBmmB73,7843齿轮参数如下dmzab高速级大1922961184420小442249低速级大242.52.59716073小77.53178三、V带的设计已知条件单班制工作,工作10年,i1,1n1440r/minmmm5.2313z974zmma160mmd5.773mmd5.2424mmBmmB737843第18页共37页1、V带的基本参数1、确定计算功率caP已知kwP4;min/1440rnm;35.41i;查机械设计基础表13-8得工况系数2.1AK;则kwkwPKPAca8.442.12、选取V带型号根据caP、mn查机械设计基础图13-15选用A型V带mmdd1008013、确定大、小带轮的基准直径d1)初选小带轮的基准直径mmdd1001;2)计算大带轮基准直径mmdiddd29402.01100302.0112)()(带;根据机械设计基础表13-9查得圆整取mmdd3002,误差小于5,是允许的。4、验算带速smsmndvmd/255/536.7100060144010014.31000601带的速度合适。5、确定V带的基准长度和传动中心距1)中心距27.021021ddddddadd初选中心距mmddadd5912941005.15.1210取中心距mma6000,符合27.021021ddddddadd2)基准长度第19页共37页mmaddddaLddddd26.18346004100294294100214.36002422202122100对于A型V带选用mmLd20003)实际中心距mmLLaadd87.682226.183420006002006、验算小轮上的包角1由adddd3.57180121得12072.16387.6823.571002941801小轮合适主动轮上的包角合适。7、计算V带的根数zLArKKPPPKPPzca001)min/1440rnm,mmdd901查机械设计基础表13-3得kwP064.10;2)min/1440rnm,3带i查表得kwP17.00;3)由72.1631查表得,包角修正系数95.0K4)由mmLd1800,与V带型号A型查表得01.1LK综上数据,得4.301.195.017.0064.1056.4z取104z合适。8、计算预紧力0F(初拉力)根据带型A型查机械设计基础表13-1得mkgq/1.0第20页共37页NqvkzvPFca127782.61.0195.05.2782.64056.450015.25002209、计算作用在轴上的压轴力QFNZFFQ1006272.163sin127422sin210其中1为小带轮的包角。10、V带传动的主要参数整理并列表带型带轮基准直径mm传动比基准长度mmA1001dd2942dd32000中心距(mm)根数初拉力N压轴力N600412710062、带轮结构的设计1、带轮的材料采用铸铁带轮(常用材料HT200)2、带轮的结构形式V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机,mmdd901较小,所以采用实心式结构带轮。低速级均采用直齿齿轮,传动较平稳,动载荷也较小,可以胜任工作要求。但其齿轮相对于支承位置不对称,当轴产生弯扭变形时,载荷在齿宽上分布不均匀,因此在设计时应将轴设计的具有较大的刚度。同时由于减速传动,使输出端扭矩较大,在选择轴和轴承的时候要特别注意。第21页共37页四、轴的设计1低速轴的设计1.1低速轴的运动参数功率kwP79.23转速min/54.1063rn转矩mmNT25037031.2初步确定轴的最小直径mmmmnPAd26.3354.10679.211233330min输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取轴的材料为45钢调质处理。为使所选轴的直径1d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩3TKTAca由文献[1]表14-1,考虑到转矩变化很小,取3.1AKmmNmmNTKTAca3254812503703.13转矩caT应小于联轴器公称转矩,选用LT7型弹性套柱销联轴器,其mmN310481.325,半联轴器孔径mmd401,故取mmd401,半联轴器长度mmL112,半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL841。1.3轴的结构设计(1)拟定方案如下图所示mmd26.33minmmNTca325481LT7第22页共37页(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右端需制出一轴肩,故取2段的直径mmd502,左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取密封圈直径d50mm。半联轴器与轴配合的彀孔长度为84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故取1段的长度应比配合长度略短一些,取mml821。2)初步选择滚动轴承因轴承承受径向力的作用,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据mmd502,由轴承产品目录初步选取0尺寸系列,标准精度等级的深沟球轴承6011,则mmmmmmBDd189055,故mmdd5573;而mml187。各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。则轴的各段直径和长度。140dmm182lmmmmd502mml442mmd553mml373mmd604mml704mmd705mml95mmd626mml656mmd17.23min第23页共37页mmd557mml1873轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按1d和1l由文献[1]查得平键mmmmmmLhb70812,配合为H7/r6。按4d和4l由文献[1]查得平键mmmmmmLhb501118,配合为H7/r6。4确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为452圆角半径为1mm2高速轴的设计2.1高速轴的运动参数功率kwP08.31转速min/14401rn转矩mmNT2050012.2作用在齿轮上的力高速级大齿轮的分度圆直径为mmd1922NNFFNNdTFtrt72.7720tan54.213tan54.2131922050022212.3初步确定轴的最小直径mmmmnPAd433.14144008.311233110min输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。由于设计为齿轮轴,选取轴的材料为40Cr调质处理。为使所选轴的直径1d与联轴器的孔径相适应,故需同时选第24页共37页取联轴器型号。联轴器计算转矩1TKTAca由文献[1]表14-1,考虑到转矩变化很小,取3.1AKmmNmmNTKTAca26650205003.11转矩caT应小于联轴器公称转矩,选用LT3型弹性套柱销联轴器,其mmN31065.26,半联轴器孔径mmd161,故取mmd161,半联轴器长度mmL42,半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL301。2.4轴的结构设计(1)拟定方案如下图所示(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承承受径向力,选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mmd253初选深沟球轴承6005,其124725BDd.mml1233小齿轮的分度圆直径为44mm,其齿根圆直径44-2.5239mm到键槽底部的距离e2mt=4mm,故I轴上的齿轮必需和轴做成一体,为齿轮轴,故mmd515为齿顶圆直径,mmdd2573,各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。则轴的各段直径和长度mmd161mml281mmd433.14minmmNTca26650LT3第25页共37页mmd202mml502mmd253mml123mmd284mml1004mmd515mml495mmd356mml96mmd257mml187(4)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按1d和1l由文献[1]查得mmmmhb55,长为22mm,配合76Hr;(5)确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为145圆角半径为1mm3中间轴的设计3.1中间轴轴2上的运动参数功率kwP93.22转速min/03.3312rn转矩mmNT8477013.2初步确定轴的最小直径采用齿轮轴故选取轴材料40Cr,调质处理mmmmnPAd17.2303.33193.211233220min3.3轴的结构设计(1)方案如下图所示第26页共37页(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承承受径向力,选用深沟球轴承。参照工作要求并根据,mmd352初选深沟球轴承6006,其135530BDdmmd301mml281mmd352mml752mmd393mml93mmd334mml424mmd305mml305(3)轴上零件的周向定位小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。mmd352,配合选用平键mmmmmm63810,76Hr;大齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。mmd334,配合选用平键mmmmmm30810,76Hr;(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为145圆角半径为1mm第27页共37页4中间轴的弯矩和扭矩4.1求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图如下图。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值,对于深沟球轴承6006轴承,由手册中查取a20。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1)确定力点与支反力与求轴上作用力2)作用在齿轮上的力高速级大齿轮的分度圆直径为mmd1922低速级小齿轮的分度圆直径为mmd5.773NNFFNNdTFtrt4.32120tan0.883tan0.883192847702211221NNFFNNdTFtrt23.79620tan61.2187tan61.21875.77847702222322做出轴的弯矩图和扭矩图第28页共37页从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面。现将计算出危险截面处的力矩值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FNFNFNHNH82.188979.118021NFNFNVNV2.71604.52721弯矩MmmNMH32.85612mmNMV6.38521总弯矩mmNMMMVH62.9387922扭矩TmmNT25037035校核中间轴的强度5.1按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强第29页共37页度。根据上表中的数值,并取6.0,轴的计算应力3234189232mmdtbbtdWMPaWTMca36.48232选定轴的材料为45钢,调质处理,由文献[2]表15-1查得MPa601。因此1ca,故安全。五、滚动轴承的选择1低速轴上的轴承1.1轴承的选择轴承承受径向力,选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mmd502,选取深沟球轴承6011,则mmmmmmBDd189055。1.2、校核低速轴上齿轮受力NFNFrt55.75291.2064轴转速min/54.1063rn,运转中有轻微冲击,要求寿命hLh300001030010,查深沟球轴承样本可知6011深沟球轴承的基本额定载荷NCr30200基本额定静载荷NCr218000(1)轴承受到的径向载荷1rF和2rF第30页共37页NFNFrr27855521(2)求当量动载荷1P和2P由文献[2]表13-5查得1X因轴承在运转过程中有为轻微冲击,由文献[2]表13-6,2.10.1pf,取1.1pf。则NFfPNFfPrprp8.3056102211(3)验算轴承寿命因为21PP,所以按照轴承1受力大小验算36162267968161030200175.8960106010hhLhhPCnL故所选轴承满足工作要求,安全。2高速轴上的轴承2.1轴承的选择由轴的设计中已选定的轴承型号为深沟球轴承。参照工作要求,初选深沟球轴承6005其尺寸为124725BDd。3中间轴上的轴承3.1轴承的选择由轴的设计中已选定的轴承型号为深沟球轴承。参照工作要求,初选深沟球轴承6006其尺寸为135530BDd。六、键连接的选择1低速轴上的键1.1键的选择由轴的设计可知,低速轴上左端的键尺寸为mmmmmmLhb501118第31页共37页右端的键的尺寸为mmmmmmLhb708121.2连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢,由文献[2]表6-2查得许用挤压应力apMP120100][,取apMP115][左端的键工作长度mmmmmmbLl321850键与轮毂键槽的接触高度mmmmhk5.5115.05.0由文献[2]式(6-1)可得apapMPMPkldT11566.5660325.537.25020002000故键足够安全键的标记为GB/T1096-2003键501118右端的键工作长度mmmmmmbLl581270键与轮毂键槽的接触高度0.50.584khmmmm由文献[2]一式(6-1)可得apapMPMPkldT11547.644058437.25020002000故键足够安全键的标记为GB/T1096-2003键708122高速轴上的键2.1键的选择由轴的设计可知,高速轴上的键的尺寸为mmmmmm22552.2连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢,由文献[2]表6-2查得许用挤压应力第32页共37页apMP120100][,取apMP115][工作长度mmmmmmbLl17522键与轮毂键槽的接触高度mmmmhk5.255.05.0由文献[2]一式(6-1)可得apapMPMPkldT11529.6016175.250.2020002000故键足够安全键的标记为GB/T1096-2003键22553中间轴上的键3.1键的选择由轴的设计可知,左端的键尺寸为mmmmmmLhb30810右端的键的尺寸为mmmmmmLhb638103.2连接强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢,由文献[2]表6-2查得许用挤压应力apMP120100][,取apMP115][左端的键工作长度mmmmmmbLl201030键与轮毂键槽的接触高度mmmmhk485.05.0由文献[2]式(6-1)可得apapMPMPkldT11520.703320477.8420002000故键足够安全键的标记为GB/T1096-2003键30810右端的键工作长度mmmmmmbLl531063键与轮毂键槽的接触高度0.50.584khmmmm由文献[2]一式(6-1)可得第33页共37页apapMPMPkldT11598.243553477.8420002000故键足够安全键的标记为GB/T1096-2003键63810七、减速器箱体与附件的设计减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果箱座壁厚83025.0a8箱盖壁厚18302.01a8箱盖凸缘厚度1b115.1b12箱座凸缘厚度b5.1b12箱座底凸缘厚度2b5.22b20地脚螺钉直径5d10036.05

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