欢迎来到沃文网! | 帮助中心 分享知识,传播智慧!
沃文网
换一换
首页 沃文网 > 资源分类 > DOC文档下载
 

展开式二级圆柱斜齿轮减速器的设计

  • 资源ID:20115       资源大小:1.50MB        全文页数:33页
  • 资源格式: DOC        下载权限:游客/注册会员/VIP会员    下载费用:10积分 【人民币10元】
快捷注册下载 游客一键下载
会员登录下载
三方登录下载: QQ登录   微博登录  
下载资源需要10积分 【人民币10元】
邮箱/手机:
温馨提示:
支付成功后,系统会自动生成账号(用户名和密码都是您填写的邮箱或者手机号),方便下次登录下载和查询订单;
支付方式: 微信支付    支付宝   
验证码:   换一换

加入VIP,免费下载资源
 
友情提示
2、PDF文件下载后,可能会被浏览器默认打开,此种情况可以点击浏览器菜单,保存网页到桌面,既可以正常下载了。
3、本站不支持迅雷下载,请使用电脑自带的IE浏览器,或者360浏览器、谷歌浏览器下载即可。
4、本站资源下载后的文档和图纸-无水印,预览文档经过压缩,下载后原文更清晰   

展开式二级圆柱斜齿轮减速器的设计

目录一本人声明1二毕业任务书3三设计书5四设计要求5五设计步骤51.传动装置总体设计方案62.电动机的选择73.确定传动装置的总传动比和分配传动比84.计算传动装置的运动和动力参数85.设计V带和带轮96.齿轮的设计117.滚动轴承和传动轴的设计228.键联接设计299.箱体结构的设计3010.润滑密封设计3211.联轴器设计32六设计小结33七参考资料341毕业设计(论文)任务书题目名称展开式二级圆柱斜齿轮减速器的设计学生姓名钱新志专业班级学号题目来源□教师科研□社会实践□实验室建设□其它题目类型□理论研究□应用研究□设计开发□其它选题背景及目的用于带式运输机的展开式二级圆柱斜齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。设计论文要求(包括应具备的条件)设计任务1选择电动机型号;2设计减速器;3选择联轴器。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。工作任务及要求(一)总体要求1.选题符合专业培养目标,难易度适当,具有理论意义或实际价值。2.论文必须文题相符,概念清楚,思路清晰,层次分明,论据充分、可靠,引用正确,论证有力。3.论文符合写作规范。4.论文的字数要求在5000字以上。(二)进度要求(主要让学生明确各阶段的时间节点。)时间安排1.开题报告(时间安排)2.完成初稿(时间安排)3.答辩(时间安排)2以上内容由指导教师填写指导教师签字教师姓名年月日系(部)审核审核意见组长签字年月日学生接受任务签字接受任务时间年月日学生签名3用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器学生署名教师署名教学单位署名摘要设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.关键词两级展开式、圆柱齿轮、减速器。一.设计书设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96包括其支承轴承效率的损失,减速器小批量生产,使用期限8年300天/年,两班制工作,运输容许速度误差为5,车间有三相交流,电压380/220V表一题号参数12345运输带工作拉力(kN)2.52.32.11.91.8运输带工作速度(m/s)1.01.11.21.31.4卷筒直径(mm)250250250300300二.设计要求1.减速器装配图一张A1。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张A3。3.设计说明书一份。三.设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计V带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计48.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计1.传动装置总体设计方案1.组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。其传动方案如下η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw图一传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。传动装置的总效率a5423321a=0.9698.0295.00.970.96=0.759;1为V带的效率,1为第一对轴承的效率,3为第二对轴承的效率,4为第三对轴承的效率,5为每对齿轮啮合传动的效率(齿轮为7级精度,油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。2.电动机的选择5电动机所需工作功率为P=P/η=48001.25/10000.759=3.25kW,执行机构的曲柄转速为n=D60v100082.76r/min,经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i=8~40,则总传动比合理范围为i=16~160,电动机转速的可选范围为n=in=(16~160)82.76=1324.16~13241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定型号为Y112M4的三相异步电动机,额定功率为4.0额定电流8.8A,满载转速mn1440r/min,同步转速1500r/min。方案电动机型号额定功率Pedkw电动机转速minr电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.0263.确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为ai=n/n=1440/82.76=17.40(2)分配传动装置传动比ai=0ii式中10,ii分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取0i=2.3,则减速器传动比为i=0/iia=17.40/2.3=7.57根据各原则,查图得高速级传动比为1i=3.24,则2i=1/ii=2.334.计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速n=0/inm=1440/2.3=626.09r/minⅡ=1/Ⅰi=626.09/3.24=193.24r/minⅢn=Ⅱn/2i=193.24/2.3382.93r/minⅣⅢ82.93r/min(2)各轴输入功率ⅠP=dp1=3.250.96=3.12kWⅡ=Ⅰη23=3.120.980.95=2.90kWⅢP=ⅡPη23=2.970.980.95=2.70kWⅣ=Ⅲη2η42.770.980.97=2.57kW则各轴的输出功率ⅠP=Ⅰ0.983.06kWⅡ=ⅡP0.982.84kWⅢP=Ⅲ0.982.65kWⅣ=ⅣP0.982.52kW(3)各轴输入转矩1Td0i1Nm中心高外型尺寸L(AC/2AD)HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD13251534531521617812368010417电动机轴的输出转矩dT9550mdnP95503.25/144021.55N所以ⅠT=dT0i121.552.30.9647.58NmⅡT=Ⅰ1i1247.583.240.980.95143.53NmⅢ=ⅡT2i23143.532.330.980.95311.35NmⅣTⅢ34311.350.950.97286.91Nm输出转矩ⅠT=ⅠT0.9846.63NmⅡT=ⅡT0.98140.66NmⅢ=Ⅲ0.98305.12NmⅣT=ⅣT0.98281.17Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.935.设计V带和带轮⑴确定计算功率查课本178P表9-9得2.1AK8.442.1PkPAca,式中为工作情况系数,p为传递的额定功率,既电机的额定功率.⑵选择带型号根据8.4caP,3.1Ak,查课本152P表8-8和153P表8-9选用带型为A型带.⑶选取带轮基准直径21,dddd查课本145P表8-3和153P表8-7得小带轮基准直径mmd901,则大带轮基准直径mmdiddd207903.2102,式中ξ为带传动的滑动率,通常取(1~2),查课本153P表8-7后取mmdd2242。⑷验算带速vsmsmnVmd/35/17.71000601400901000601在5~25m/s范围内,V带充分发挥。⑸确定中心距a和带的基准长度8由于,所以初步选取中心距a471224905.15.1210dddda,初定中心距mma4710,所以带长,dL76.14444220220121addaddddmm.查课本142P表8-2选取基准长度mmLd1400得实际中心距mmLLaadd62.4482/76.4447120取mma450⑹验算小带轮包角194.162180180121adddd,包角合适。⑺确定v带根数z因mmdd901,带速smv/79.6,传动比3.20i,查课本148P表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得17.0.7.1000pp.查课本142P表8-2得LK0.96.查课本154表8-8,并由内插值法得K0.96由154P公式8-22得20.496.096.017.007.18.400lcakkpppZ故选Z5根带。⑻计算预紧力0F查课本145P表8-4可得mkgq/1.0,故单根普通V带张紧后的初拉力为NqvkzvPFca80.15817.71.0196.05.217.755008.415.2500220⑼计算作用在轴上的压轴力pF利用155P公式8-24可得NFzFp43.1570294.162sin80.158522sin2106.齿轮的设计(一)高速级齿轮传动的设计计算91.齿轮材料,热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮(1)齿轮材料及热处理①材料高速级小齿轮选用45钢调质,齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数1Z24高速级大齿轮选用45钢正火,齿面硬度为大齿轮240HBSZ2iZ13.242477.76取Z278.②齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。2.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131][12HEHdttZZuuTKd确定各参数的值①试选tK1.6查课本215P图10-30选取区域系数ZH2.433由课本214图10-2678.0182.02则6.182.078.0②由课本202P公式10-13计算应力值环数N160n1jhL60626.091(283008)1.4425109hN24.45108h3.25为齿数比,即3.2512ZZ③查课本203P10-19图得K10.93K20.96④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1,安全系数S1,应用202P公式10-12得[H]1SKHHN1lim10.93550511.5MPa[H]2SKHHN2lim20.96450432MPa许用接触应力MPaHHH75.4712/4325.5112/][][][2110⑤查课本由198P表10-6得EZ189.8MPa由201表10-7得d1T95.510511/nP95.51053.19/626.094.86104N.m3.设计计算①小齿轮的分度圆直径dt12131][12HEHdttZZuuTKdmm53.4975.4718.189433.225.324.46.111086.46.12243②计算圆周速度10006011ndtsm/62.110006009.62653.4914.3③计算齿宽b和模数ntm计算齿宽bbtdd149.53mm计算摸数mn初选螺旋角14ntmmmZdt00.22414cos53.49cos11④计算齿宽与高之比hb齿高h2.25ntm2.252.004.50mmhb5.453.4911.01⑤计算纵向重合度0.3181d14tan241318.0tan1.903⑥计算载荷系数K使用系数A1根据smv/62.1,7级精度,查课本由192P表10-8得动载系数KV1.07,查课本由194P表10-4得KH的计算公式KH6.0118.012.12d2d0.23103b1.120.1810.6110.2310349.531.42查课本由195P表10-13得KF1.3511查课本由193P表10-3得KHFK1.2故载荷系数K=KKKHKH11.071.21.421.82⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1dt1tKK/349.536.182.1351.73mm⑧计算模数nmnmmZd09.22414cos73.51cos114.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm≥][cos212213FSFadYYZYKT⑴确定公式内各计算数值①小齿轮传递的转矩=48.6kNm确定齿数z因为是硬齿面,故取z=24,z=iz=3.2424=77.76传动比误差i=u=z/z=78/24=3.25Δi=0.032%5%,允许②计算当量齿数z=z/cos=24/cos314=26.27z=z/cos=78/cos314=85.43③初选齿宽系数按对称布置,由表查得=1④初选螺旋角初定螺旋角=14⑤载荷系数KK=KKKK11.071.21.35=1.73⑥查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由197P表10-5得齿形系数Y=2.592Y=2.21112应力校正系数Y=1.596Y=1.774⑦重合度系数Y端面重合度近似为=[1.88-3.2(2111ZZ)]cos=[1.88-3.2(1/24+1/78)]cos14=1.655=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690=14.07609因为=/cos,则重合度系数为Y=0.250.75cos/=0.673⑧螺旋角系数Y轴向重合度=09.214sin53.49o=1.825,Y=1-=0.78⑨计算大小齿轮的][FSFFY安全系数由表查得S=1.25工作寿命两班制,8年,每年工作300天小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60271.471830028=6.25510大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.25510/3.24=1.930510查课本由204P表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮aFFMP5001大齿轮aFFMP3802查课本由197P表10-18得弯曲疲劳寿命系数K1FN0.86K2FN0.93取弯曲疲劳安全系数S1.4[F]114.3074.150086.011SKFFFN[F]243.2524.138093.022SKFFFN01347.014.307596.1592.2][111FSFFY01554.043.252774.1211.2][222FSFFY13大齿轮的数值大.选用.⑵设计计算①计算模数mmmmmn26.1655.124101554.014cos78.01086.473.122243对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d151.73mm来计算应有的齿数.于是由z1nm14cos73.5125.097取z125那么z23.242581②几何尺寸计算计算中心距acos221nmzz14cos28125109.25mm将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角arccos01.1425.109228125arccos221nm因值改变不多,故参数,k,hZ等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d101.14cos225cos1nmz51.53mmd201.14cos281cos2nmz166.97计算齿轮宽度Bmmmmd53.5153.5111圆整的502B551B(二)低速级齿轮传动的设计计算⑴材料低速级小齿轮选用45钢调质,齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数1Z30速级大齿轮选用45钢正火,齿面硬度为大齿轮240HBSz22.333069.9圆整取z270.⑵齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。14⑶按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值①试选Kt1.6②查课本由215P图10-30选取区域系数ZH2.45③试选o12,查课本由214P图10-26查得10.8320.880.830.881.71应力循环次数N160n2jLn60193.2412830084.45108N233.21045.481iN1.91108由课本203P图10-19查得接触疲劳寿命系数K1HN0.94K2HN0.97查课本由207P图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim,大齿轮的接触疲劳强度极限5501lim取失效概率为1,安全系数S1,则接触疲劳许用应力[H]1SKHHN1lim1564160094.0MPa[H]2SKHHN2lim20.98550/1517a[2]2lim1limHHH540.5MPa查课本由198P表10-6查材料的弹性影响系数ZE189.8MPa选取齿宽系数1dT95.510522/nP95.51052.90/193.2414.33104N.m32421315.5408.18945.233.233.371.111033.146.12][12HEHdttZZuuTKd65.71mm2.计算圆周速度10006024.19371.6510006021ndt0.665sm/3.计算齿宽bddt1165.7165.71mm154.计算齿宽与齿高之比hb模数mntmmZdt142.23012cos71.65cos11齿高h2.25mnt2.252.1425.4621mmhb65.71/5.462112.035.计算纵向重合度028.212tan30318.0tan318.01zd6.计算载荷系数KKH1.120.1810.622dd0.23103b1.120.1810.60.2310365.711.4231使用系数KA1同高速齿轮的设计,查表选取各数值v1.04KF1.35KHKF1.2故载荷系数K=HHvAKKK11.041.21.42311.7767.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d1dt1tKK365.71mm91.723.1776.13计算模数mmzdmn3772.23012cos91.72cos113.按齿根弯曲强度设计m≥][cos212213FSFdYYZYKT㈠确定公式内各计算数值(1)计算小齿轮传递的转矩=143.3kNm(2)确定齿数z因为是硬齿面,故取z=30,z=iz=2.3330=69.9传动比误差i=u=z/z=69.9/30=2.33Δi=0.032%5%,允许(3)初选齿宽系数按对称布置,由表查得=1(4)初选螺旋角初定螺旋角=1216(5)载荷系数KK=KKKK11.041.21.35=1.6848(6)当量齿数z=z/cos=30/cos312=32.056z=z/cos=70/cos312=74.797由课本197P表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y232.2,491.221FFYY751.1,636.121SSY(7)螺旋角系数Y轴向重合度==2.03Y=1-=0.797(8)计算大小齿轮的][FSFFY查课本由204P图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限aFEMP5001aFEMP3802查课本由202P图10-18得弯曲疲劳寿命系数K1FN0.90K2FN0.93S1.4[F]1aFEMPSK43.3214.150090.011[F]2aFFFNMPSK43.2524.138093.022计算大小齿轮的][FSaFaFY,并加以比较01268.043.321636.1491..2][111FSaFaFY01548.043.252751.1232.2][222FSaFaFY大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.①计算模数mmmmmn5472.171.130101548.012cos797.010433.16848.122253对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn3mm但为17了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d172.91mm来计算应有的齿数.z1nm12cos91.7227.77取z130z22.333069.9取z270②初算主要尺寸计算中心距acos221nmzz12cos227030102.234mm将中心距圆整为103mm修正螺旋角arccos86.13103227030arccos221nm因值改变不多,故参数,k,hZ等不必修正分度圆直径d112cos230cos1nmz61.34mmd212cos270cos2nmz143.12计算齿轮宽度mmdbd91.7291.7211圆整后取mmB751mmB802183.21.6低速级大齿轮如上图V带齿轮各设计参数附表1.各传动比19V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332.各轴转速nr/minr/minr/minⅣnr/min626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率P(kw)(kw)(kw)ⅣPkw3.122.902.702.574.各轴输入转矩TkNmkNmkNmⅣTkNm47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数小轮直径(mm)大轮直径(mm)中心距a(mm)基准长度(mm)带的根数z90224471140057.传动轴承和传动轴的设计1.传动轴承的设计⑴.求输出轴上的功率P3,转速3n,转矩3TP32.70KW3n82.93r/min3T311.35N.m⑵.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为2d143.21mm20而Ft232dTN16.43481021.14335.31123FrFtNoon06.163086.13cos20tan16.4348costanFaFttan4348.160.2467341072.84N圆周力Ft,径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示⑶.初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本315361表P取112oAmmnPAdo763.35333min输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径ⅡⅠd,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本114343表P,选取5.1aKmNTTaca0275.46735.3115.13因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册11222选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径mmLmmLmmdmmd84.112.40,4011与轴配合的毂孔长度为半联轴器半联轴器的长度故取ⅡⅠ⑷.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要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径mmd47ⅢⅡ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mmD50半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取l82ⅡⅠ②初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据mmd47ⅢⅡ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.dDB2d2D轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B2150801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2.从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的mmmmmmBDd168050,故mmd50ⅧⅦⅣⅢ;而mml16ⅧⅦ.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度57,5.3,07.0ⅤⅣ因此取dmmhdhmm,③取安装齿轮处的轴段mmd58ⅦⅥ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取mml72ⅦⅥ.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取mmd65ⅥⅤ.轴环宽度hb4.1,取b8mm.④轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml30,故取mml50ⅢⅡ.22⑤取齿轮距箱体内壁之距离a16mm,两圆柱齿轮间的距离c20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s8mm,已知滚动轴承宽度T16,高速齿轮轮毂长L50mm,则mmmmasTl433168167275ⅧⅦmmmmllacsLl628241620850ⅥⅤⅣⅢⅤⅣ至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5.求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.mmmmmmLL6.1758.608.11432NFLLLFtNH15066.1758.6016.43483231NFLLLFtNH28436.1758.11416.43483222NLLDFLFFarNV80923231NFFFNVrNV821809163022mmNMH8.172888mmNLFNVV2.928738.114809211NVV8.49916.60821322mmNMMMVH19625592873172889222121mmN1799512传动轴总体设计结构图从动轴23中间轴主动轴从动轴的载荷分析图246.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度25根据caWTM232182.10274651.035.311119625522前已选轴材料为45钢,调质处理。查表15-1得[1]60MPaca〈[1]此轴合理安全7.精确校核轴的疲劳强度.⑴.判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以AⅡⅢB无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.⑵.截面Ⅶ左侧。抗弯系数W0.13d0.135012500抗扭系数Tw0.230.2325000截面Ⅶ的右侧的弯矩M为mmNMM1446098.60168.601截面Ⅳ上的扭矩3T为3T311.35mN截面上的弯曲应力WMbMPa57.1112500144609截面上的扭转应力TTWT3MPa45.1225000311350轴的材料为45钢。调质处理。由课本355P表15-1查得aBMP640aMP2751aMPT1551因dr04.0500.2dD16.15058经插入后得2.0T1.31轴性系数为2682.0qq0.85K11q1.82K1(T-1)1.26所以67.082.092.综合系数为K2.8K1.62碳钢的特性系数2.01.0~取0.11.005.0~取0.05安全系数caSSmaaK125.13Smtak113.71caS5.1022SSSS≥S1.5所以它是安全的截面Ⅳ右侧抗弯系数W0.13d0.135012500抗扭系数Tw0.230.2325000截面Ⅳ左侧的弯矩M为M133560截面Ⅳ上的扭矩3T为3T295截面上的弯曲应力WMb68.1012500133560截面上的扭转应力TTWT380.1125000294930K8.211KK62.111K所以67.082.092.0综合系数为K2.8K1.62碳钢的特性系数2.01.0~取0.11.005~取0.0527安全系数caSSmaaK125.13Smtak113.71caS5.1022SSSS≥S1.5所以它是安全的8.键的设计和计算①选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键.根据d255d365查表6-1取键宽b216h2102L36b320h312350②校和键联接的强度查表6-2得[p]110MPa工作长度222bLl36-1620333l50-2030③键与轮毂键槽的接触高度K20.5h25K30.5h36由式(6-1)得222322102dlKTp20.5255205100053.1432<[p]333333102dlKTp22.5365306100035.3112<[p]两者都合适取键标记为键21636AGB/T1096-1979键32050AGB/T1096-19799.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量,大端盖分机体采用67isH配合.1.机体有足够的刚度28在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑,密封散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为3.63.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R3。机体外型简单,拔模方便.4.对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固B油螺塞放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。C油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡.E盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹.F位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度.G吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下29名称符号计算公式结果箱座壁厚83025.0a10箱盖壁厚102.19箱盖凸缘厚度1b115.1b12箱座凸缘厚度.15箱座底凸缘厚度2b5.22b25地脚螺钉直径fd12036.0adfM24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径1dfdd72.01M12机盖与机座联接螺栓直径2d2d(0.50.6)fdM10轴承端盖螺钉直径3d3d(0.40.5)fd10视孔盖螺钉直径4d4d(0.30.4)fd8定位销直径d(0.70.8)2d8fd,1d,2至外机壁距离1C查机械课程设计指导书表4342218fd,2至凸缘边缘距离2C查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离1l1l1C2(812)50大齿轮顶圆与内机壁距离111.215齿轮端面与内机壁距离2210机盖,机座肋厚mm,185.0,85.011mm1m98.5轴承端盖外径2DDD2(55.5)3d120(1轴)125(2轴)150(3轴)30轴承旁联结螺栓距离S2DS120(1轴)125(2轴)150(3轴)10.润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于51.5210./minmmr,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度.油的深度为H1hH301h34所以H1h303464其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。11.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器.2.载荷计算.公称转矩T9550np95506.7564.2333.5查课本114343表P,选取5.1aK所以转矩mNTKTaca0275.46735.3115.13因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册11222选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm四.设计小结31这次关于带式运输机上的两级展开

注意事项

本文(展开式二级圆柱斜齿轮减速器的设计)为本站会员(星星008)主动上传,沃文网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对上载内容本身不做任何修改或编辑。 若此文所含内容侵犯了您的版权或隐私,请立即通知沃文网(发送邮件至2622162128@qq.com或直接QQ联系客服),我们立即给予删除!

温馨提示:如果因为网速或其他原因下载失败请重新下载,重复下载不扣分。




关于我们 - 网站声明 - 网站地图 - 资源地图 - 友情链接 - 网站客服点击这里,给沃文网发消息,QQ:2622162128 - 联系我们

版权声明:以上文章中所选用的图片及文字来源于网络以及用户投稿,由于未联系到知识产权人或未发现有关知识产权的登记,如有知识产权人并不愿意我们使用,如有侵权请立即联系:2622162128@qq.com ,我们立即下架或删除。

Copyright© 2017-2019 www.wodocx.com ,All Rights Reserved |陕ICP备19002583号  

陕公网安备 61072602000132号     违法和不良信息举报:0916-4228922