1、第一部分緒論本課程設計主要進行的是一級普通圓柱蝸桿傳動減速器的設計計算,在設計計算中運用到了機械設計基礎、機械制圖、工程力學、公差與互換性等多門課程知識,是高等工科院校大多數專業學生一次較全面的設計能力訓練,使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養,就我個人而言,在以下方面獲益匪淺:一、培養了我們理論聯系實際的設計思想,訓練了綜合運用機械設計課程和其它相關課程的基礎理論并結合實際進行分析和解決工程問題的能力,鞏固、深化和擴展了相關機械方面的知識;二、通過制訂設計方案,合理選擇傳動機構和零件類型,正確計算零件工作能力、確定尺寸和選擇材料,以及較全面地考慮制造工藝、使用和維護等要求,之后進行結構設計,達到

2、了解和掌握機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法;三、進行設計基本技能的訓練。例如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料(手冊、圖標、標準和規范等以及使用經驗數據。進行經驗估算和處理數據的能力。該減速器的設計基本符合生產設計要求,限于作者初學水平,錯誤及不妥之處望老師批評指正。第二部分課題題目及主要技術參數說明2.1課題題目一級普通圓柱蝸桿傳動減速器(用于帶式輸送機傳動系統中的減速器2.2 主要技術參數說明根據設計要求減速器的主要參數為:運輸帶工作拉力2.5KN、運輸帶工作速度1.1m/s、運輸帶滾筒直徑390mm,運輸帶繞過滾筒的損失通過效率計算,取效率=0.97。2.3 傳動系統工作條件

3、帶式輸送機連續單向運轉,載荷較平穩,工作中有輕微振動,單班制工作,每班工作8小時,空載啟動,運輸帶速度允許速度誤差為±5%,工作期限為十年,每年工作300天;檢修期間隔為三年。在中小型機械廠小批量生產。2.4傳動方案的選擇圖2-1 帶式輸送機傳動系統方案簡圖第三部分減速器結構選擇及相關性能參數計算3.1減速器結構根據課程要求為一級普通圓柱蝸桿傳動減速器;因工作速度V=1.1m/s<45m/s,故采用下置式,圖2為其結構圖:圖3-1 一級普通圓柱蝸桿傳動減速器結構3.2電動機的選擇1.選擇電動機的類型按工作要求和條件,選用三相籠型異步電動機,封閉式結構,電壓380V ,Y 型。

4、2.選擇電動機容量1工作機各傳動部件的傳動效率及總效率查機械設計課程設計指導書表1常見機械傳動的主要性能、軸承及聯軸器效率的概略值,各機構傳動效率如下:滾動軸承=0.980.995(每對;彈性聯軸器=0.990.995;單線蝸輪蝸桿=0.700.75;滾筒=0.97減速機構的總效率總=3滾動軸承×2彈性聯軸器×單線蝸輪蝸桿×滾筒=0.6260.7090.680;2選擇電動機的功率為保證使用性能要求、滿足經濟性,所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。 電動機所需功率:d P =w P /總;式中 d P -工作要求的電動機輸出功率,單位為KW;總-電動機

5、至工作機之間傳動裝置的總效率; w P -工作機所需工作功率,單位為KW;輸送機所需功率max d P =Fv/(1000總=2500×1.1/(1000×0.626=4.39kw ; 查簡明機械設計手冊表19-5,選取電動機的額定功率額定P =5.5KW 。3.選擇電動機的轉速1傳動裝置的傳動比的確定查機械設計書中得各級齒輪傳動比如下:蝸桿i =580;理論總傳動比:總i =蝸桿i =580; 2電動機的轉速卷筒軸的工作速度總=0.680額定P =5.5KW滾筒n =53.90r/min滾筒n =60×1000V/(×D=60×1000

6、15;1.1/(×390=53.90r/mim ;故電動機的可選范圍為電動機n =i 總×n 滾筒=(580×53.90=269.54312r/min ;符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500和3000r/min 。根據容量和轉速,查簡明機械設計手冊表19-5有以下四種傳動比方案:方案電動機型號額定功率 KW電動機轉速(滿載時 r.min -1電動機重量 KG滿載時效率 %額定轉矩 1 Y132S1-2 5.5 2900 64 85.5 2.3 2 Y132S-4 5.5 1440 68 85.5 2.3 3 Y132M2-6 5.5 960 84 8

7、5.3 2.2 4Y160M2-85.572011985.02.0綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比、滿載時效率等,可見第1方案比較適合,則選n=3000r/min 。4.確定電動機型號根據以上選用的電動機類型,所需的額定功率及同步轉速,選定電動機型號為Y132S1-2。 其主要性能:額定功率5.5KW ;滿載轉速2900r/min ;額定轉矩2.3。3.3傳動比的分配 總傳動比總i =電動機n /滾筒n =2900/53.90=53.80; 3.4動力參數計算 1.計算各軸轉速0n =電動機n =2900r/min; 1n =0n =2900r/min;2n =

8、1n /總i =2900/53.80=53.80r/min;電動機n =269.54312r/min電動機型號Y132S1-2總i =53.80;0n =2900r/min1n =2900r/min2n =53.80r/min3n =53.80r/min3n =2n /i=53.80/1=53.80r/min;2.計算各軸功率0P =電機P =4.22kw; 1P =0P ×彈性聯軸器=4.19kw;2P =1P ×滾動軸承×單線蝸輪蝸桿=3.03kw;3P =2P ×彈性聯軸器×滾動軸承=2.98kw;(取彈性聯軸器=0.993;滾動軸承=0

9、.99;單線蝸輪蝸桿=0.72; 3.計算各軸扭矩0T =9.55×1030P /0n =138.97N.m;1T =9.55×1031P /1n =137.98N.m;2T =9.55×1032P /2n =578.50N.m;3T =9.55×1033P /3n =568.95N.m;第四部分 傳動零件的設計計算4.1 傳動零件材料的選擇 1.選擇蝸桿傳動類型根據GB/T100851988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI 。 2.選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45

10、55HRC 。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。4.2蝸桿幾何尺寸的設計計算 1.按齒面接觸疲勞強度進行計算根據閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由機械設計式(1112知,傳動中心距322(H PE KT a Z Z 1確定作用在蝸桿上的轉矩2T按1Z =1,估取效率=0.72,則2T =9.55×106×2P /2n =578500N.mm;2確定載荷系數K0P =4.22kw1P =4.19kw2P =3.03kw3P =2.98kw0T =

11、138.97N.m; 1T =137.98N.m; 2T =578.50N.m;3T =568.95N.m;2T =578500N.mm因工作載荷有輕微沖擊,故由機械設計P 253取載荷分布不均系數K =1;由機械設計表115選取使用系數 1.0A K =由于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數05.1=K v ;則由機械設計P 252得: 1.01 1.05 1.05v A K =K K K = 3確定彈性影響系數E Z因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故E Z =160MPa 1/2。4確定接觸系數P Z 先假設蝸桿分度圓直徑1d 和傳動中心距a 的比值1d /a=0.35,從機械設計圖1

12、118中可查得P Z =2.9。 5確定許用接觸應力H 根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,從機械設計表117查得蝸輪的基本許用應力'H =268a MP 。由機械設計P 254應力循環次數:N=h L n 2j =60×1×50.02×360×8=8643456;壽命系數HN K =0.7213;則H =HN K ×'H =191MPa; 6計算中心距 322(H PE KT a Z Z =168.923mm;取中心距a=180mm,因i =57.98,故從機械設計表1

13、12中取模數m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑1d =63mm ;這時1d /a=0.35,從機械設計圖1118中可查得接觸系數'Z P =2.9因為'Z P =P Z ,因此以上計算結果可用。 2.蝸桿的主要參數與幾何尺寸軸向尺距 3.14 6.319.792a m P =mm;直徑系數10=q ;齒頂圓直徑1126321 6.375.6a a d d h m mm *=+=+=;齒根圓直徑(11247.25f ad d h m c mm *=-+=; 分度圓導程角54838'''=;蝸桿軸向齒厚3.14 6.39.89622a mS =mm 。3.校核

14、齒根彎曲疲勞強度 F Fa F Y Y md d KT =221253.1K=1.05E Z =160MPa 1/2P Z =2.9HN K =0.7213 H =191MPaa=168.923mma m P =19.792mm 10=q175.6a d mm=75.6mm 147.25f d mm=54838'''=9.89622a m S =9.896mm248.24v Z =當量齒數2v Z =2Z /3cos =48.24;根據220.4286,48.24v X =-Z =,從機械設計圖1119中可查得齒形系數2 2.717Fa Y =;螺旋角系數 5.7111

15、0.9592140140Y =-=-=;從機械設計P 255知許用彎曲應力F =HN K ×'F 從機械設計P 256表118查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力'F =56MPa 。由教材P255壽命系數669910100.67733475460FN K N =0.693; F =56×0.69=338.808MPa;F=1.53×1.05×578500/(63×302.4×6.3 ×2.717×0.9592=20.18MPa可見彎曲強度是滿足的。 4.驗算效率(v +=tan t

16、an 96.095.0已知=5.71;v v f arctan =;v f 與相對滑動速度s V 有關。116329209.68/601000cos 601000cos5.71s d n V m s=9.68m/s ; 從機械設計表1118中用插值法查得v f =0.01632, '5388v =代入式中得=0.824,大于原估計值,因此不用重算。5.精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇9級精度,側隙種類為f,標注為8f GB/T100891988。然后由參考文獻5P187查得蝸桿的齒厚

17、公差為1s T =71m, 蝸輪的齒厚公差為2s T =130m;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6m, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m 和3.2m 。6.熱平衡核算初步估計散熱面積: 1.75 1.751800.330.330.92100100a S = 取a t (周圍空氣的溫度為20c 。22.717Fa Y =9910100.67733475460FN K N =0.69F =338.808MPaF=20.18MPa968/s V m s =1s T =71m; 2s T =130m;S=0.92; a t =20c ;d =(8.1517.45./(2c m w o ,取

18、17./(2c m w o 0t =a t +S p d /1(1000-=68.8C O<85C O ; 所以S=0.92合格。4.3蝸輪幾何尺寸的設計計算 1.蝸輪的主要參數與幾何尺寸蝸輪齒數48;變位系數4286.02-=X mm;演算傳動比12/z z i =48mm,這時傳動誤差比為7.448/85.4548(=-%,是允許的。蝸輪分度圓直徑2d =2mZ =6.3×48=302.4mm ; 蝸輪喉圓直徑2a d =222a h d +=315mm ; 蝸輪齒根圓直徑2f d =222f h d -=281.25; 蝸輪咽喉母圓半徑2g r =3255.0-a =22

19、.5mm 。 2.校核齒根彎曲疲勞強度53.12212F Fa F Y Y m d d KT =3.當量齒數 48.4331.11cos 41cos 332=Z Z V 根據2X =-0.5,2V Z =43.48,從參考文獻1中圖11-19中可以查得齒形系數2a F Y =2.87。 4.螺旋角系數 9192.014031.1111401=-=-=Y 5.許用彎曲應力FN F F K '=從文獻1表11-8中查得由110P S ZC n u 制造的蝸輪的基本用應力a F MP 56='。4286.02-=X mmi =48mm2d =302.4mm2a d =315mm2f

20、d =281.25mm 2g r =22.5mm.4331.11cos 41cos 332=Z Z V 43.48Y Fa2=2.8714031.1111401=-=-=Y 0.91926.壽命系數 487.0105.610986=FNK ; MPa F 272.27487.056=;a F MP 17.119192.087.252055011724021.153.1=。由此可見彎曲強度是滿足的。7.驗算效率tan(tan 96.095.0(v += 已知=31.11;v v f arctan =;v f 與相對滑動速度V S 有關。s m n d v s /845.331.11cos 100

21、060144050cos 10006011=;從參考文獻1表11-18中用插入值法查得0236.0=v f ,31.1=v ;代入式中求得87.0=,大于原估計值,因此不用重算。 8.熱平衡計算散熱面積288.1588.150.78786125109109m a A =- 取傳熱系數C m w a w =2/15 ,取C t =200,從而可以 計算出箱體工作溫度t :C t A a P t w +-=+-=94.36200.787861587.01(54.1100087.01(10001因為C C t <=8094.36,所以符合要求。9.精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸

22、桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇7級精度,側隙種類為c ,標注為7c GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度,詳見圖紙。.0105.610986=FNK 0.487 F =27.272MPaF =11.17MPa=31.11n d v s 1cos 10006014450cos 10006011=3.845m/sA=0.78786m 2C t =200C t <=8094.3610.計算中心距1250205127.522d d a +=mm ;第五部分 軸的設計計算5.1軸的材料和熱處理的選擇

23、因為蝸桿的直徑很小,可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體,即做蝸桿軸。選用45調質,硬度217255HBS ,調質處理。下圖為其零件結構圖:5.2蝸桿軸幾何尺寸的設計計算5.2.1按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑根據機械設計式(15-2,并查表15-3,取A 0=115; d A 0(P 1/n 11/3=115×(4.19/29001/3mm=27.6mm ;考慮有鍵槽,將直徑增大5%,則: d=18.1×(1+5%mm=28.98mm ;所以選取d=30mm 。 5.2.2軸的結構設計 1.軸上零件的定位,固定和裝配單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央,相對兩軸承對稱布置,

24、兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。2.確定軸各段直徑和長度I 段:直徑d 1=30mm ,長度取L 1=60mm ; II 段:由機械設計P 364得:h=0.08,d 1=0.08×30=2.4mm ; 直徑d 2=d 1+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L 2=50mm ; III 段:直徑d 3=40mm ;初選用7008C 型角接觸球軸承,其內徑為40mm ,寬度為10mm ,并且采用套筒定位;故III 段長:L 3=40mm ;段:由機械設計P 364得:h=0.08,d 3=0.08×50=4mm ; a=127.5mmd=30mmd 1=30mm

25、 L 1=60mmd 2=35mmL 2=50mm d 3=40mmL 3=40mmd 4=50mmL 4=45mm d 5=80mmL 5=120mm直徑d 4=d 3+2h=40+2×4=50mm ,長度取L 4=45mm ; 段:直徑d 5=80mm ,長度L 5=120mm ; 段:直徑d 6=d 4=50mm ,長度L 6=50mm ;段:直徑d 7=d 3=40mm ,長度L 7=L 3=40mm ;初選用7008C 型角接觸球軸承,其內徑為40mm ,寬度為10mm 。由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=405mm ; 3.按彎矩復合強度計算1求小齒輪分度圓直徑:已知d

26、 1=80mm=0.08m ; 2求轉矩:已知T 2=91.7N.m ;T 1=54.8N.m ;3求圓周力:Ft ; 根據機械設計(10-3式得:1t F =2T 1/d 1=2×54.8/80×10-3=1370N ; 2t F =2T 2/d 2=590N ;4求徑向力Fr 根據機械設計(10-3式得: Fr=2t F .tan =590×tan200=214.7N ;5因為該軸兩軸承對稱,所以:L A =L B =182.5mm; 繪制軸的受力簡圖a;繪制垂直面彎矩圖b; 軸承支反力:F AY =F BY =Fr 1/2=107.35N ; F AZ =F

27、 BZ =1t F /2=685N由兩邊對稱,知截面C 的彎矩也對稱。截面C 在垂直面彎矩為: M C1=AY F L/2=19.6N ·m ; 繪制水平面彎矩圖c截面C 在水平面上彎矩為:M C2=F AZ L/2=685×182.5×310 =125N ·m; 繪制合彎矩圖dM C =(M C12+M C221/2=(19.62+12521/2=126.5N ·m; 繪制扭矩圖e 轉矩:T=T 1=54.8N ·m;d 6=50mmL 6=50mm d 7=40mm L 7=40mm L=405mm1t F =1370N 2t F

28、 =590NFr=214.7NF AY =107.35NF AZ =685NM C1=19.6N ·mM C2=125N ·mM C =126.5N ·mT=54.8N ·mF F F F F F F FrF F F M F TM M M TMM M F F M rat v1v2h2h1t h2v1,v1v1a v2av21F h1wM 2hhv=F a D a 2a (a(b(c(d(e12345678ABC DL 1L 2L 3圖5-15.2.3軸的強度校核校核危險截面C 的強度由機械設計式(15-5(122-T +M =Wc ca 經判斷軸所受扭轉

29、切應力為脈動循環應力,取=0.6,(222231265000.62000030.50.180c ca a WM +T +=MP前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教機械設計表15-1查得a MP =-601,因此ca <1-,故安全。 該軸強度足夠。由于軸的最小直徑是按扭轉強度很寬裕的確定的,由蝸桿軸受力情況知截面C 處應力最大,但其軸徑也比較大,且應力集中也不大,各處應力集都也不大,故蝸桿(22212650000.180c ca WM +T +=30.5MPa軸疲勞強度不必校核。5.3蝸輪軸的設計計算5.3.1按扭矩初算軸徑選用45調質鋼,硬度(217255HBS ;根據機械設計式(

30、15-2,表(15-3取A 0=115; d A 0(P 2/n 21/3=115(3.03/50.021/3=43.7mm ;取d=45mm 。 下圖為其零件結構圖:5.3.2軸的結構設計1.軸上的零件定位,固定和裝配單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,蝸輪左面用軸肩定位,右面用套筒軸向定位,周向定位采用鍵和過渡配合,兩軸承分別以軸承肩和套筒定位,周向定位則用過渡配合或過盈配合,軸呈階梯狀,左軸承從左面裝入,蝸輪套筒,右軸承和鏈輪依次從右面裝入。 2.確定軸的各段直徑和長度I 段:直徑d 1=45mm ;長度取L 1=80mm ; II 段:由機械設計P 364得:h

31、=0.08,d 1=0.09×58=5.22mm ; 直徑d 2=d 1+2h=58+2×5.2266mm,長度取L 2=50mm ; III 段:直徑d 3=70mm ;由GB/T297-1994初選用7014C 型圓錐滾子軸承,其內徑為70mm ,寬度為20mm 。故III 段長:L 3=40mm;段:直徑d 4=82mm ;由機械設計P 364得:h=0.08 , d 3=0.08×82=6.56mm ,d 4=d 3+2h=70+2×6.682=82mm ,長度取L 4=110mm ;段:直徑d 5=d 3=70mm ,L 5=40mm ;由上述

32、軸各段長度可算得軸支承跨距L=320mm 。 3.按彎扭復合強度計算1求分度圓直徑:已知d 2=82mm ; 2求轉矩:已知T 2=91.7N ·m ;3 求圓周力Ft :根據機械設計(10-3式得2t F =2T 2/d 2=590 N ;4求徑向力Fr :根據機械設計式(10-3得 Fr=2t F ·tan =3586.4×tan200=1370N5因為兩軸承對稱,所以L A =L B =75mm ;求支反力F AY 、F BY 、F AZ 、F BZd=58mmd 1=58mm L 1=80mm h=0.08 d 2=66mm L 2=50mm d 3=70

33、mm L 3=40mm d 4=82mm d 4=82mm L 4=110mm d 5=70mm L 5=40mm L=320mm2t F =590NFr=1370NF AY =107.35N F AX =295NF AY =FBY=Fr/2=107.35N;FAX=FBX=2tF/2=295N;由兩邊對稱,截面C的彎矩也對稱,截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=107.35×75×310-=8N·m;截面C在水平面彎矩為M C2=FAXL/2=295×75×310-=22.125N·m;計算合成彎矩M C =(MC12+MC2

34、21/2=(82+22.12521/2=23.54N·m;FFFFFFFFrFFFMFTMMMTMMMFFMratv1v2h2h1th2v1,v1v1av2av21F h1wM2hhv=F a D a2a(a(b(c(d(e12345678A B C DL1L2L3圖5-2MC1=8N·mMC2=22.125N·mMC=23.54N·m5.3.3軸的強度校核校核危險截面C 的強度由機械設計式(15-5 由機械設計式(15-5(122-T +M =Wc ca 經判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環變應力,取=1,(2222323.540.691700 1.070

35、.180c ca a WM +T +=MP前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由機械設計表15-1查得a MP =-601,因此ca <1-,故安全。此軸強度足夠由于軸的最小直徑是按扭轉強度很寬裕的確定的,由蝸輪軸受力情況知截面C 處應力最大,但其軸徑也比較大,且應力集中也不大,各處應力集都也不大,故蝸輪軸疲勞強度不必校核。第六部分 軸承、鍵和聯軸器的選擇6.1軸承的選擇及校核根據根據條件,軸承預計壽命:8×300×10=24000小時。 1.計算輸入軸軸承初選兩軸承為角接觸球軸承7308C 型查軸承手冊可知其基本額定動載荷r C =46.2KN 基本額定靜載荷or

36、C =30.5KN 。1求兩軸承受到的徑向載荷1r F 和2r F將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。t F 為通過另加轉矩而平移到指定軸線;a F 亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知:11161.5215.33175591.6140256350350a r a r V d F F F N -= 21215.33-56159.33N r V re r V F F F =-=1121371.125685.5622t r H r H F F F N = (222211156685.56687.8r r V r H F F F N =+=+=(2222222159.

37、33685.56703.83r r V r H F F F N=+=+=2求兩軸承的計算軸向力21a a F F 和122-T +M =Wc ca1.07MPa156r V F N =2159.33N r V F =1685.56r H F N =1687.8r F N =2703.83r F N =對于7008C 型軸承,按機械設計表13-7得r d eF F =,其中,e 為機械設計表13-5中的判斷系數,其值由ora C F的大小來確定,但現軸承軸向力a F 未知,故先取e=0.4,因此估算:110.4275.12d r F F N = 220.4281.53d r F F N = 按機

38、械設計式13-11a12591.61281.53873.14a ae d F F F N =+=+=; 22281.53a d F F N =;130873.140.028630.510a r F C =; 230281.530.009230.510a r F C =; 由機械設計表13-5進行插值計算,得10.225e =20.2e =。再計算1110.225687.8154.76d r F e F =N ;2220.2703.83140.77d r F e F N =; 12591.6177.5669a a d F F F N =+=+=; 22140.77a d F F N =;1306

39、690.02530.510a r F C =; 230140.770.00630.510a r F C =; 由兩次計算相差不大,所以則有e 1=0.225,e 2=0.2,1a F =669N,2a F =140.77N 。3求軸承當量動載荷1P 和2P 因為111682.58 1.25687.8a r F e F => 222140.770.2703.83a r F e F =;1275.12d F N =2281.53d F N = 1873.14a F N =2281.53a F N =1154.76d F N = 2140.77d F N =1669a F N = 2140.7

40、7a F N =由機械設計表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為:對軸承1 1X =0.44, 1Y =1.18;對軸承2 2X =1,2Y =0;因軸承運轉中有輕微沖擊,按機械設計表13-6, 2.10.1=P f ,取1.1=P f 。則由機械設計式13-8a (111111.10.44687.8 1.18862.581452.5r a f X F Y F N P P =+=+=(111111.10.44687.8 1.18862.581452.5r a f X F Y F NP P =+=+=1452.5N;(22222774.2r a f X F Y F N P

41、 P =+=; 4驗算軸承壽命 因為21P >P ,所以按軸承1的受力大小驗算由機械設計式(13-536611010462005529105840060609701452.5r h C L h n => P 24000h 故所選軸承滿足壽命要求。2.計算輸出軸軸承初選兩軸承為7314B 型圓錐滾子軸承查圓錐滾子軸承手冊可知其基本額定動載荷r C =115KN 基本額定靜載荷or C =87.2KN 。1求兩軸承受到的徑向載荷1r F 和2r F將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中t F 為通過另加轉矩而平移到指定軸線;a F 亦通過另加彎矩而平移到作用于軸

42、線上。由力分析知:222128.5214.7851370402223170170a a r r V dF F F N -=21437.76N r V r r V F F F =+=;2122952t r H r H F F F N =; (22111369.8r r V r H F F F N =+=;(22222558.1r r V r H F F F N =+=;2求兩軸承的計算軸向力21a a F F 和和軸承當量動載荷1P 和2P1X =0.441Y =1.18 21X =2Y =011452.5N P =2774.2N P =1223r V F N = 2437.76N r V F

43、= 1295r H F N =1369.8r F N =2558.1r F N =1301593.240.018387.210a r F C =; 230223.240.01587.210a r F C =; 由機械設計表13-5進行插值計算,得10.385e =;20.28e =。再計算1110.385369.8142.37d r F e F =N ; 2220.28558.1156.27d r F e F N =; 12156.2713701526.7a a d F F F N =+=+=; 22223.24a d F F N =;1301526.70.01887.210a r F C =

44、; 230223.240.01587.210a r F C =; 由兩次計算相差不大,所以則有e 1=0.385, e 2=0.28,1a F =1526.7N,2a F =223.24N 。 3求軸承當量動載荷1P 和2P由機械設計表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為:對軸承1 1X =1, 1Y =0; 對軸承2 2X =1,2Y =0;因軸承運轉中有輕微沖擊,按教材P321表13-6, 2.10.1=P f ,取1.1=P f 。則由機械設計式13-8a(11111 1.1369.8406.78r a f X F Y F N P P =+=; (22222 1.

45、1558.1613.91r a f X F Y F X N P P =+=; 4驗算軸承壽命因為21P >P ,所以按軸承1的受力大小驗算,由機械設計式13-5366821010115000 1.9810584006060553613.91r h C L X h n => P 1.98×108>24000h 故所選軸承滿足壽命要求.6.2鍵的選擇計算及校核1.連軸器與電機連接采用平鍵連接1142.37d F N = 2156.27d F N =11526.7a F N =2223.24a F N =1X =1 1Y =021X =2Y =01406.78N P =

46、2613.91N P =軸徑d 1=38mm ,L 電機=50mm查參考文獻5P119選用A 型平鍵,得:b=10,h=8,L=50; 即:鍵A10×50 GB/T1096-2003l=L 電機-b=50-8=42mm; T 2=20000N.m ; 根據教材P106式6-1得 p =4T 2/dhl=4×20000/10×8×42 =23.8Mpa<p (110Mpa2.輸入軸與聯軸器連接采用平鍵連接軸徑d 2=30mm,L 1=60mm,T=54.8N.m;查手冊P51選A 型平鍵,得:b=10,h=8,L=50;即:鍵A10×50

47、GB/T1096-2003 l=L 1-b=60-10=50mm; h=8mm;p =4T/dhl=4×54800/30×8×50 =18.3Mpa<p (110Mpa3.輸出軸與渦輪連接用平鍵連接軸徑d 3=58mm,L 2=80mm,T=91.7N.m;查手冊P51選用A 型平鍵,得:b=18,h=11,L=70 即:鍵A18×70GB/T1096-2003 l=L 2-b=80-18=62mm; h=11mm; 根據機械設計6-1式得 p =4T/dhl=4×91700/58×11×62 =9.8Mpa<p

48、 (110Mpa 6.3聯軸器的選擇 1.類型選擇為了隔離振動與沖擊,選用彈性套柱銷連軸器。 2.載荷計算公稱轉矩T= 65.99.551058970T x =N.m ; 3.型號選擇從GB43232002中查得LX3型彈性套柱銷連軸器的公稱轉矩為1250N.m,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為3048 mm之間,故合用。第七部分 減速器潤滑、密封及箱體主要結構尺寸的 計算7.1 潤滑的選擇確定1.齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度<12 m/s ,所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油面高度約0.7個齒高,但不小于10mm ,鍵A10×50GB/T1096-2003鍵A

49、10×50GB/T1096-2003鍵A18×70GB/T1096-2003T=58N.m低速級齒輪浸入油面高度約為1個齒高(不小于10mm ,1/6齒輪。2.滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件(齒輪的圓周速度V1.52m/s 所以采用飛濺潤滑。 7.2密封的選擇確定 對于軸承的密封設計采用了軸承端蓋還在其中加入了密封圈。蝸桿軸承端一邊用悶端蓋,一邊用唇形密封圈。渦輪軸承一邊用悶端蓋,一邊用氈圈。整個箱體是密封的。軸承蓋上均裝墊片,透蓋上裝密封圈。7.3減速器附件的選擇確定 1.窺視孔及視孔蓋圖7-1參考文獻4表4-3得:表7-12.通氣器1l 2l3l 4l1b 2b 3

50、bdR直徑 孔數 90 75 60 - 70 55 40 744 55.118M 型號由已知選5.118M 型號,外型安裝圖:DCbdahd2R efkd1d 4h 1d 3圖7-2查參考文獻4表4-5可得:d1d 2d 3d4dDhab5.118M5.133M83164040127c1hR1DS kef161840 25.4 22622表7-23.油標尺由條件可選M16型的。安裝圖如下:d 2d 1had 3圖7-3M16型dd 1 d 2 d 3 h a b c D D 1M16416 63512852622表7-34.放油孔與螺塞放油孔應設在油池的最低處,平時用羅塞堵住,采用圓柱螺塞時,

51、箱座上裝置處應設凸臺,并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面,以免排不干凈。如下圖示:圖7-4放油孔的位置圖7-5外六角螺塞、封油墊圈5.啟蓋螺釘啟蓋螺釘直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同,螺紋長度應大于箱蓋凸緣厚度;螺釘端部制成圓柱形或半圓形,以避免損傷剖分面或端部螺紋。取長度L=30mm ; 6.定位銷 選圓柱銷:mmb b l d d 2412128108.07.0(8.07.0(12=+=+=7.吊裝置為便于拆卸和搬運減速器,應在箱體上設置起吊裝置,綜合考慮選擇吊耳。d=8 l=24mm查參考文獻4表4-14得吊耳外形尺寸如下表:3c 4cb R1rr 154(=435.13.1(c =61

52、2=8 4c =63225.0c =0.93275.0c =1.1表7-4(1為箱蓋厚度吊環螺釘的外形圖如下:圖7-67.4 箱體主要結構尺寸計算 1.箱座高度222(3050221019321030201552a a f d H d mmd mm H mm +=+齒高為:222101938.522a f d d h mm -'=; 則齒輪浸油深度8.5h h mm '''=符合條件齒輪浸油深度大于10mm 的要求。總的油深:mm h h 5930=+''=; 箱體內儲油寬度大約為178mm ; 箱體內儲油長度大約為366mm ; 則儲藏的油量37.384359178366cm Q =;單級減速器每傳遞1kw 的功率所需的