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    二级齿轮减速器说明书 [复制链接]

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    只看楼主 正序阅读 楼主  发表于: 2007-01-02
    — 本帖被 新境界 从 机械理论与设计 移动到本区(2009-01-18) —
    目   录 VC0Tqk  
    [W*M#00_&4  
    设计任务书……………………………………………………1 c&P/v#U_  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 [y}h   
    电动机的选择…………………………………………………4 Cn{v\Q~.4  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ~]#-S20  
    传动件的设计计算……………………………………………5 (7N!Jvg9  
    轴的设计计算…………………………………………………8 m+(g.mvK>  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 xAl8e  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 b`$qKO  
    连轴器的选择…………………………………………………16 |x.^rx`  
    减速器附件的选择……………………………………………17 ll1N`ke  
    润滑与密封……………………………………………………18 8V}|(b#  
    设计小结………………………………………………………18 x`FTy&g  
    参考资料目录…………………………………………………18 ,*dLE   
    I]i( B+D  
    机械设计课程设计任务书 =.CiKV$E  
    题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 a] 7g\rg)  
    一.   总体布置简图 ,}]v7DD  
    d/jP2uu A  
    n?$c"}  
    ~c<8;,cjYR  
    1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 NA/`LaJ  
    EPH n"YK  
    二.   工作情况: 7M4J{}9  
    载荷平稳、单向旋转 UimofFmI%  
    AX$r,KmE  
    三.   原始数据 L%(NXSfu7  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 Z'j[N4%BK  
    鼓轮的直径D(mm):350 S<NK!89  
    运输带速度V(m/s):0.7 #) :.1Z?  
    带速允许偏差(%):5 g)^s+Y  
    使用年限(年):5 EnlAgL']|  
    工作制度(班/日):2 vG'#5%,|  
    ~  z3J4s  
    四.   设计内容 q`/J2r+O  
    1.               电动机的选择与运动参数计算; KUYwc@si\  
    2.               斜齿轮传动设计计算 CEI"p2  
    3.               轴的设计 lya},_WCq  
    4.               滚动轴承的选择 h2T\%V_j  
    5.               键和连轴器的选择与校核; aVHIU3  
    6.               装配图、零件图的绘制 tB"9%4](  
    7.               设计计算说明书的编写 s5{=lP  
    7@>/O)>(AS  
    五.   设计任务 fn,hP_  
    1. 减速器总装配图一张 B7[d^Y60B  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 {R-o8N  
    3. 设计说明书一份 oRSA&h Ss  
    AK,'KO%{=  
    六.   设计进度 eGq7+  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 #f) TAA  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 "lw|EpQk`  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 }}$@Tij19[  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 jhf3(hx&F  
    xmcZN3 ){+  
    f\dfKNm6  
    v;e8W9M  
    =/46;844T  
    W6i{ yne W  
    NT*r7_e  
    : gU5CUm  
    传动方案的拟定及说明 8]&:'  
    由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 A_oZSUrR  
    本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 *"8Ls0!  
    U[f00m5{HV  
    I* C~w  
    电动机的选择 ulIEx~qP  
    1.电动机类型和结构的选择 0dC5 -/+  
    因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 YP_L~zZ  
    PmE)FthdP(  
    2.电动机容量的选择 :L NE ?@  
    1) 工作机所需功率Pw 1]2]l*&3  
    Pw=3.4kW -  /\qGI  
    2) 电动机的输出功率 (~^fx\-S  
    Pd=Pw/η ]q%r2 (y,k  
    η= =0.904 W[O]Aal{  
    Pd=3.76kW BM,hcT r?  
    OY`B{jV-  
    3.电动机转速的选择 %DKFF4k  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw 1}DA| !~  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 11yXI[  
    ~#*C,4m  
    4.电动机型号的确定 hHE~/U  
    由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 B]"`}jn  
              R}Lk$#S#  
    ( *+'k1Ea  
    计算传动装置的运动和动力参数 ^b+>r  
    传动装置的总传动比及其分配 nL:&G'd  
    1.计算总传动比 H/O.h@E4X  
    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: {g%N(2  
    i=nm/nw mgjJNzclL  
    nw=38.4 `sYFQ+D#O  
    i=25.14 sh$-}1 ;  
    `3rwqcxA  
    2.合理分配各级传动比 w'H'o!*/  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 SO0\d0?u  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 luf5-XT  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 46A sD  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 R#d~a;j  
    项 目    电动机轴    高速轴I    中间轴II    低速轴III    鼓 轮 C:J;'[,S  
    转速(r/min)    960    960    192    38.4    38.4 `uMEK>b  
    功率(kW)    4    3.96    3.84    3.72    3.57 X=$Jp.  
    转矩(N•m)    39.8    39.4    191    925.2    888.4 .c"nDCFVR  
    传动比    1    1    5    5    1 V^2_]VFj  
    效率    1    0.99    0.97    0.97    0.97 >S +}  
    FbE/x$;~O  
    传动件设计计算 m;OvOc,  
    1. 选精度等级、材料及齿数 d+JK")$9C  
    1) 材料及热处理; 2!/Kt O)i^  
    选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 YJ _eE  
    2) 精度等级选用7级精度; F<* /J]  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 3^o(\=-JX  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° RehmVkT  
    2.按齿面接触强度设计 X( N~tE  
    因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 M5`v^>  
    按式(10—21)试算,即   IK2da@V  
    dt≥ gpV4qDXV  
    1) 确定公式内的各计算数值 [A-_?#cZ  
    (1) 试选Kt=1.6 nj[TTnd Jt  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 uks75W!}U  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 D|LO!,=b  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 b' o]Y  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa %v0M~J}+  
    (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; buGBqx[  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 OpUfK4U)  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 &K9;GZS?  
            N2=N1/5=6.64×107 v"bWVc~H  
    7*5B  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 jdxHWkQ   
    (9) 计算接触疲劳许用应力 Ma^jy.  
      取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 ]at$ohS  
            [σH]1==0.95×600MPa=570MPa hw DxGiU  
            [σH]2==0.98×550MPa=539MPa |`T(:ZKXZ2  
            [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa hhTtxC<:  
    ,MY7h 8V/  
    2) 计算 H%wB8Y ]  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t Cy~IB [  
    d1t≥ o7) y~ ke  
    = =67.85 \QvGkcDc{  
    ?XBdBR_"^  
    (2) 计算圆周速度 ;KL7SM%g4  
    v= = =0.68m/s HXLnjXoe  
    iGW|j>N  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt 0]DOiA  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Ebnb-Lze,  
    mnt= = =3.39 k%.v`H!  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm E2e"A I.h  
    b/h=67.85/7.63=8.89 dfDjOZSL  
    VeA@HC`?"  
    (4) 计算纵向重合度εβ @ st>#]i4  
          εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 S,&LH-ps   
    (5) 计算载荷系数K h,{m{Xh  
          已知载荷平稳,所以取KA=1 @kYY1mv;  
    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, @.t +  
    故       KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 :@L7RZ`_  
    由表10—13查得KFβ=1.36 +IdM|4$\1  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 {?qfH>oFA  
            K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 3q]0gU&??  
    I,?NYIG"(  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 _H+]G"k/r  
            d1= = mm=73.6mm o0H^J,6gV  
    -KiPqE%&G  
    (7) 计算模数mn Vk6c^/v  
          mn = mm=3.74 km %r{  
    3.按齿根弯曲强度设计 *6s_7{;  
    由式(10—17) e={O&9Z  
              mn≥ X`8<;l  
    1) 确定计算参数 '}OdF*L  
    (1) 计算载荷系数 XcJ5KTn  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 N63?4'_W  
    #VQZ"7nI@  
    (2) 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 W|PAI [N  
    $fb%?n{  
    (3) 计算当量齿数 P;5)Net1X  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 R`j"iC2  
        z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 t^#1=nK  
    (4) 查取齿型系数 iq;\},  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 9{pT)(Wnb  
    (5) 查取应力校正系数 N8 sT?  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 T8 FW(Gw#  
    "*lx9bvV_  
    *DJsY/9d}'  
    (6) 计算[σF] )]>t(  
    σF1=500Mpa v^9eTeFO  
    σF2=380MPa Es=G' au  
    KFN1=0.95  ][ $UN  
    KFN2=0.98 [v1$L p  
    [σF1]=339.29Mpa @nH3nn  
    [σF2]=266MPa q;K]NP-_p  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 1jC85^1Taq  
    = =0.0126 )<x9t@$  
    = =0.01468 |~9jO/&r  
          大齿轮的数值大。 IOHWb&N6  
    E~y8X9HZ)  
    2) 设计计算 igu1s}F  
    mn≥ =2.4 ekx(i QA  
    mn=2.5 <@J$hs9s  
    U6JD^G=qR,  
    4.几何尺寸计算 HNkOPz+d&8  
    1) 计算中心距 r\m{;Z#LJm  
    z1 =32.9,取z1=33 AbNr]w&pXC  
    z2=165 ;D'm=uOl  
    a =255.07mm P2'c{],3V  
    a圆整后取255mm e N`+r  
    DgEdV4@p  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 AQ-PHv  
    β=arcos =13 55’50” [n9l[dN  
    *zRig|k!H  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 RFw0u 0Nrz  
    d1 =85.00mm @3n!5XM{EE  
    d2 =425mm l>*X+TpA,  
    zlLZ8b+  
    4) 计算齿轮宽度 U&"L9o`2  
            b=φdd1 +v/y{8Fu  
    b=85mm Gs#9'3_U5  
    B1=90mm,B2=85mm |QS|\8g{0V  
    $NCvF'  
    5) 结构设计 f@sC~A. 9\  
    以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 q}i#XQU  
    ?g1eW q&  
    轴的设计计算 \BBs;z[/  
    拟定输入轴齿轮为右旋 Y6wr}U  
    II轴:  %LnLB  
    1.初步确定轴的最小直径 Pll%O@K  
    d≥ = =34.2mm X -1r$.  
    2.求作用在齿轮上的受力 WD4"ft  
    Ft1= =899N zd_N' :6  
    Fr1=Ft =337N 1n8y4k)  
    Fa1=Fttanβ=223N; PE{<' K\g  
    Ft2=4494N "OwM' n8  
    Fr2=1685N x)80:A}  
    Fa2=1115N A8ViJ  
    D*UxPm"pw  
    3.轴的结构设计 Ee5YW/9]  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 Z +/3rd  
    2-m@-  
                    i.         I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 d/GSG%zB  
                  ii.         II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 (6c/)MH  
                  iii.         III-IV段为小齿轮,外径90mm。 q?frt3o  
                  iv.         IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 R1JD{  
                  v.         V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 #Q2s3 "X[  
                  vi.         VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 aVr(*s;/  
    U/FysN_N!  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,'C*?mms  
    1.       I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 *~U*:>hS  
    2.       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。 *v#V%_o  
    3.       III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 *X3wf`C?  
    4.       IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 OGEe8Z9Jt  
    5.       V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 b\^DQZmth  
    6.       VI-VIII长度为44mm。 N/>:})dav  
    ]9_tto!/  
    v$ \<L|  
    "} :CM_  
    4. 求轴上的载荷 KrP?*yk  
        66           207.5           63.5 !,$K;L  
    7 cV G?Wr  
    %,$xmoj9O]  
    V+D<626o  
    L'Iw9RAJ  
    T5`ML'Dej  
    }r18Y6  
    ai d1eF  
    U=%(kOx  
    @?s>oSyV  
    x+~!M:fAc9  
    h [Sd3Z*  
    _KloX{a  
    ?(zCv9Pg  
    =84EX<B  
    >/RFff]Fh0  
    P cbhylKd  
    Fr1=1418.5N Z@Q/P(t  
    Fr2=603.5N |[r7B*fw  
    查得轴承30307的Y值为1.6 5{W Aw !  
    Fd1=443N ,ye[TQ\,M  
    Fd2=189N Slo^tqbG  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 Bi9Q8#lh  
    故:Fa1=638N YeT{<9p  
      Fa2=189N gdSqG2/&  
    L!Tvz(_7f6  
    5.精确校核轴的疲劳强度 N,B!D~@  
    1) 判断危险截面 34CcZEQQ  
      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 vx7=I\1  
    # B <%  
    2) 截面IV右侧的 P3!@}!r8  
      CN` ~DD{  
    截面上的转切应力为 9: g]DIL  
    3S#p4{3   
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 dYOY8r/  
    , , 。 gP|-A`y  
    ([2]P355表15-1) s% rmfIp"  
    a)     综合系数的计算 AMB{Fssz  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , myVa5m!7Q  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) GL>YJ%  
    轴的材料敏感系数为 , , ,%A|:T]  
    ([2]P37附图3-1) T)<^S(5 7  
    故有效应力集中系数为 nT01B1/<]  
    E;`^`T40  
    6d5J*y2  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 1D)0\#><  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) :Hb`vH3 x  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , trjpq{,[U  
    ([2]P40附图3-4) K2Ro0  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 qGhg?u"n:  
    5~UW=   
    ]8"U)fzmc.  
    b)     碳钢系数的确定 aso8,mpZuA  
    碳钢的特性系数取为 , |RD )pvVM  
    c)     安全系数的计算 X}]A_G  
    轴的疲劳安全系数为 <L*`WO]\l  
    B1FJAKI);  
    p<\!{5:   
    7*M-?  
    故轴的选用安全。 I YtiX  
    hP'4PLK  
    I轴: ?zC{T*a  
    1.作用在齿轮上的力 1_!?wMo:f  
    FH1=FH2=337/2=168.5 qe(gKKA%q  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 /9gn)q2f(  
    }pf|GdL  
    2.初步确定轴的最小直径 qAd=i0{N  
    9MO=f^f-  
    S"?fa)~  
    3.轴的结构设计 8 3/WWL }  
    1) 确定轴上零件的装配方案 2?6]Xbs{  
    lw~ V  
    w oIZFus  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 'wYIJK~1  
    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。 YL!{oHs4  
    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。 sm Ql^ 6a  
    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。 .vy@uT,  
    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。 o o'7  
    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。 djnES,^%9  
    i)     轴肩固定轴承,直径为42mm。 $mAC8a_Zu  
    j)     该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 f@Jrbg  
    2) 各段长度的确定 l(87s^_  
    各段长度的确定从左到右分述如下: XC;Icr)  
    a)     该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 }.'rhR+  
    b)     该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 )=iv3nF?6N  
    c)     该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 ?ZGsh7<k  
    d)     该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 S2\;\?]^~  
    e)     该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 'Nt)7U>oC9  
    f)     该段由联轴器孔长决定为42mm @.i#uMWF`  
    YU8]W%  
    ilK*Xo  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 +a N8l1  
    W=62748N.mm Cy/VH"G=  
    T=39400N.mm ffR%@  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 <},JWV3  
    &wY$G! P  
    pZ \7!rON  
    III轴 vC@^B)5gb  
    1.作用在齿轮上的力 6hd<ys?  
    FH1=FH2=4494/2=2247N 9)W &yi  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N F xm:m  
    =$)M-;6  
    2.初步确定轴的最小直径 y2jw3R  
    =+wd"Bu  
    d,l?{ Ln  
    3.轴的结构设计 WG6 0  
    1) 轴上零件的装配方案 gELG/6l  
    KgkRs?'z  
    {]}94T~/k  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ZfqN4  
       I-II    II-IV    IV-V    V-VI    VI-VII    VII-VIII [yk-<}#B  
    直径    60    70    75    87    79    70 6*>Lud  
    长度    105    113.75    83    9    9.5    33.25 7XyCl&Dc:  
    4LB8p7$|a3  
    %EVgSF!r  
    ^s7!F.O C  
    h ':ZF  
    5.求轴上的载荷 Mhti  
    Mm=316767N.mm 3Y2~HuM  
    T=925200N.mm }kr?+)wB  
    6. 弯扭校合 /<8y>  
    HLwMo&*rA  
    UWKgf? _  
    `a MU2  
    "#o..?K  
    滚动轴承的选择及计算 z dgS@g  
    I轴: ;T WLo_  
    1.求两轴承受到的径向载荷 p+V#86(3  
    5、 轴承30206的校核 @ G)yz!H  
    1) 径向力 gHstdp_3  
    f!#!  
    xH*X5?  
    2) 派生力 ?BfE*I$\h  
    c'eZ-\d{  
    3) 轴向力 sNo8o1Hby  
    由于 , jO&*E 'pk  
    所以轴向力为 , oXnaL)Rk  
    4) 当量载荷 iI IXv  
    由于 , , gd*Gn"  
    所以 , , , 。 :+PE1=v  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 + tMf&BZ  
    Q&I`uS=F  
    5) 轴承寿命的校核 .M^[/!  
    [|KvlOvP  
    WrGnLE kiV  
    II轴: _&#{cCo:  
    6、 轴承30307的校核 qt~=47<d  
    1) 径向力 H TOr  
    =,(TP  
    (*9.GyK  
    2) 派生力 \CMZ_%~wU  
    RTm/-6[N  
    3) 轴向力 |R0f--;  
    由于 , Q# B0JT1  
    所以轴向力为 , [Vo5$w  
    4) 当量载荷 f 5v&4  
    由于 , , 9aJIq{`E  
    所以 , , , 。 LWF,w7v[L  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 f_jhQ..g<g  
    cl%+m  
    5) 轴承寿命的校核 HYfGu1j?X  
    2]5{Xmmo9  
    h= sNj  
    III轴: DpT9"?g7  
    7、 轴承32214的校核 Oo|PZ_P  
    1) 径向力 \EySKQ=  
    PW5]+ |#  
    {rUg,y{v  
    2) 派生力 W[\6h Zv  
    VLez<Id9(  
    3) 轴向力 pd|KIs%jl  
    由于 , At iUTA  
    所以轴向力为 , >[fu&r1  
    4) 当量载荷 [k6I#v<&  
    由于 , , R c+olJ^5  
    所以 , , , 。 SMX]JZmH  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 -fq  
    &J>e; X  
    5) 轴承寿命的校核 ?RsrY4P  
    ec&/a2M  
    LjI`$r.B  
    键连接的选择及校核计算 <.6rl  
    UTD_rQ  
       代号    直径 l-+=Yk!X  
    (mm)    工作长度 C`[<6>&y  
    (mm)    工作高度 8=`L#FkRp  
    (mm)    转矩 }KI/fh  
    (N•m)    极限应力 r/j:A#6M]o  
    (MPa) ZZY#.  
    高速轴    8×7×60(单头)    25    35    3.5    39.8    26.0 +OE!Uqnt  
       12×8×80(单头)    40    68    4    39.8    7.32 }/cReX,so  
    中间轴    12×8×70(单头)    40    58    4    191    41.2 =,6H2ew  
    低速轴    20×12×80(单头)    75    60    6    925.2    68.5 VeYT[Us"  
       18×11×110(单头)    60    107    5.5    925.2    52.4 9TW[;P2> )  
    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。 zjpZ] $  
    7~Y\qJ4b  
    连轴器的选择 %QezC+n  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 H7zN|NdNw  
    UMoj9/-  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 Q(bOar5  
    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 , ytZo0pad  
    计算转矩为 ^_WR) F'K  
    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) 7Sx|n}a-3  
    其主要参数如下: Jo5Bmh0  
    材料HT200 0:$ }~T9T  
    公称转矩 1q6)R/P  
    轴孔直径 , S,m(  
    I/O3OD  
    轴孔长 , *w+'I*QSt~  
    装配尺寸 R}nvSerVb  
    半联轴器厚 _~<sb,W  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84) )1s5vNVa  
    ,md_eGF  
    三、第二个联轴器的设计计算 VOEV[?>ss  
    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 , PkvW6,lS  
    计算转矩为 *~#I5s\s!  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) a-{|/ n%  
    其主要参数如下: ?qgQ)#6  
    材料HT200 >qeDb0  
    公称转矩 n' ~ ==2  
    轴孔直径 |Y7SP]/`gB  
    轴孔长 , 6"&cQ>$xh  
    装配尺寸 lL D#|T3  
    半联轴器厚 J p'^!  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84) yf&g\ke  
    4V@%Y,:ee  
    ^O07GYF  
    l6  G6H$  
    减速器附件的选择 @{Rb]d?&F?  
    通气器 U=Ps#  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 s<I)THC  
    油面指示器 %7#<K\])  
    选用游标尺M16 gRLt0&Q~  
    起吊装置 tFmB`*!%  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 $L*gtZ  
    放油螺塞 ,P eR}E;c  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ;_<~9;  
    )|~K&qn`  
    润滑与密封 \5ls <=S.  
    一、齿轮的润滑 z|#*c5Y9w  
    采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 m<CrkKfpG  
    )lG}B U.  
    二、滚动轴承的润滑 P5Xp #pa  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Rl?1|$%  
    V]H(;+^P  
    三、润滑油的选择 VGS%U8;  
    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。 H$`U] =s|  
    ha :l-<a  
    四、密封方法的选取 cY?|RXNmZ  
    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。 =o#Z?Bn5  
    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。 odhcD;^X1  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 wm5&5F4:  
    WVP?Ie8  
    G5}_NS/  
    kckRHbeU  
    设计小结 S?688  
    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备。 8zK#./0\  
    &~:EmLgv  
    参考资料目录 X=QX9Ux?^  
    [1]《机械设计课程设计》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信远主编,1995年12月第一版; 5rsz2;#p  
    [2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; (-yif&  
    [3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版; YC;@^  
    [4]《减速器选用手册》,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版; tD`^qMua  
    [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编  dF `7]  
    [6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版; }h`z2%5o  
    [7]《互换性与技术测量(第四版)》,中国计量出版社,廖念钊,古莹庵,莫雨松,李硕根,杨兴骏编,2001年1月第四版。 RF*>U a  
    ?5't1219  
    [p:5]
    描述:装备图
    附件: 轴和齿轮图.rar (55 K) 下载次数:420
    1条评分
    cyqdesign 金钱 +5 - 2007-01-02
     
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    离线杨新帅
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    只看该作者 41楼 发表于: 2011-03-08
    xiexie louzhu a
    离线ss_aa
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    只看该作者 40楼 发表于: 2011-03-04
    多谢LZ分享~~~
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    只看该作者 39楼 发表于: 2011-03-04
    哦卖噶的
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    只看该作者 38楼 发表于: 2011-02-27
    非常感谢啊 。。
    离线lw22636
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    只看该作者 37楼 发表于: 2011-02-20
    好资料啊
    离线qq826659
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    只看该作者 36楼 发表于: 2011-02-10
    都是带的
    离线baojihead
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    只看该作者 35楼 发表于: 2009-03-10
    123阿斯顿
    离线lokin
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    只看该作者 34楼 发表于: 2009-03-09
    可惜不是我想要的
    离线mougan
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    只看该作者 33楼 发表于: 2008-12-04
    谢谢楼主的分享哈 0|\JbM  
      我的毕业设计也是二级齿轮减速器!