一级斜齿《em》圆柱《em》齿轮减速器课程设计说明书题号15

一级斜齿《em》圆柱《em》齿轮减速器课程 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 说明 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 号15 一、《机械设计》课程设计任务书 专业班级 A0531 姓名 学号 39 一级斜齿圆柱齿轮减速器 课题名称 一、原始数据 已知条件 推力F/kN 推头速度V/(m/min) 丝杆导程 (mm) 数据 18 1.56 12 二、 1.工作条件:两班制，间歇工作，单向运转，载荷平稳，室外工作，有较大粉尘; 2.使用寿命:20年(每年300工作日); 3.检修间隔期:三年一次大修，两年一次中修，一年一次小修; 4.动力来源:电力，三相交流，电压380,220 V 5.推头速度允许误差;?5,; 6.一般机械厂制造，小批量生产。 7.丝杆效率ηj=0.4(包括丝杆与轴承)。 三、基本要求 1. 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 简图1~2张;，主要机械部件装配图(A1或A0号图纸)1张; 2.零件工作图2张; 3.设计计算说明书一份。 1 二、机构运动简图 2 三、运动学与动力学计算 一、 选择电机 3.1.1 选择电动机 3.1.1.1选择电动机的类型 按工作要求和条件选取Y系列全封闭鼠笼型三相异步电动机。 ,. 计算电机所需功率: 查手册第3页 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 1-7: Pd ,,带传动效率:0.96 1 ,,每对轴承传动效率:0.99 2 ,,圆柱齿轮的传动效率:0.96 3 ,,联轴器的传动效率:0.99 4 ,—丝杆的传动效率:0.4 5 说明: ,,电机至工作机之间的传动装置的总效率: a 2,,,,,,=.... a12345 式中η，η，η，η，η分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴1234 5 器，丝杆与轴承的效率。 w PP, 电动机输出功率: kw ,a FVd,Pkw工作机所需的功率: w1000 FVP, 所以 kw 1000,ad 2η=0.96×0.99×0.96×0.99×0.4=0.36 a 18，1000，1.56 P,,0.468KWW60，1000 0.468 P,,1.3kwd0.36 3.1.1.2确定电动机转速 3 丝杆的转速n=v/S,其中v为推头速度，S为丝杆(梯形螺纹)导程，对单线丝杆S=P(螺距) 所以丝杆的转速:n=v/S,1.56,0.012,130r/min 根据《机械设计手册》中取V带传动比i=2-4，齿轮的传动比i=3-5则合理总12传动比的范围为i=6-20 故电动机转速的可选范围为: N=(6-20)*n=(6-20)*130=780-2600r/min 符合这个范围内的电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min,二种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置的情况来确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，可以选择同步转速1500r/min。因此选定电动机型号为Y90L-4，所选电动机的额定功率P =1.5kw,满载转速n=1400r/min。 edm 符合这一范围的转速有: 1000、1500 根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下: 方案 电动机型号 额定功率 同步转速 额定转速 r/min r/min 1 Y100L-6 1.5KW 1000 940 2 Y90L-4 1.5KW 1500 1400 综合考虑电动机和传动装置的尺寸和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y90L-4，其主要参数如下: 4 额定满载同步A D E F G H L AB 功率转速 转速 kW 1.5 1400 1500 140 24 50 8 20 90 335 180 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比: n1400电总传动比: i,,,10.77总n130丝 分配传动比:取i=3 则i=10.77/3=3.59 带齿 3.3 计算传动装置的运动和动力参数: 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴 ,,,,,,,——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与丝杆之间的传动效率。 01122334 n1400电1.各轴转速: n,,,466.67r/min1n3带 n1400电 n,,,130r/min2ii3，3.59带齿 2( 各轴输入功率: ,p,p，,1.3，0.96,1.25kw1d1 ,,p,p，，,1.3，0.96，0.99，0.96,1.19kw 2d112 p,p，,，,，,,1.3，0.96，0.99，0.96，0.99，0.99,1.16kw3d11223 3.各轴输入转矩: p1.3dt,9550,9550,8.87N.mdn1400电 ,t,t，i，,8.87，3，0.96,25.55N.m d11带 ,,t,t，i，i，，,8.87，3，3.59，0.96，0.99，0.96,87.16N.m2d1112带 2t,t，i，i，,，,，,,8.87，3，3.59，0.96，0.99，0.96，0.99,85.43N.m3d111223带 运动和动力参数结果如下表: 功率 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 5 轴 输入 输出 输入 输出 电动机轴 1.3 8.87 1400 1轴 1.25 1.24 25.55 24.45 466.67 2轴 1.19 1.18 87.16 83.02 130 3轴 1.16 1.15 85.43 80.42 130 四、传动零件的设计计算 六 设计V带和带轮: 1.设计V带 ?确定V带型号 p,k，p,1.1，1.3,1.43kw查课本P156表8-7得:Ka=1.1 则 caad p,1.43kwn根据, =1400r/min,由课本157图8-11，选择Z型V带，由表8-6ca0 d和表8-8,取小带轮的基准直径=90mm。 1 d,i，d,3，90,270mmd查表8-8取=280mm。 212 dn,3.14，90，140010?验算带速: v,,,6.59m/s带速在5-30范围内，合适。 60，100060，1000 L?取V带基准长度和中心距a: d a,1.5(d，d),1.5，370,555mm,取a,555mm初步选取中心距a: 0120 由课本第158页式(8-22)得: 22(d,d)190,21查课本第146页表L,2a，(d，d)，,2，555，3.14，185，,1649mmd001224a4，5550 L,L，，dd0La,a,,508mm8-2取=1600mm。由课本第158页式8-23计算实际中心距: 。 d02 中心距的变化范围484mm-556mm 6 ?验算小带轮包角:由课本第158页式8-25得: , ,57.3,,,，，,,180,d,d,159,90。 21a ?求V带根数Z:计算单根v带的额定功率Pr 由d1=90mm和n=1400r/min查课本152页表8-4a利用内插值法得Po=0.348KW 根据n=1400r/min，i=3和z型带，查表8-4b得ΔPo=0.03KW 查表8-5得Kα=0.944，表8-2得K=1.14， l Pr=(Po+ΔPo)*Kα*K=(0.348+0.03)*0.944*1.14=0.41kw l 计算v带的根数z p1.43caz,,,3.49 p0.41r 取Z=4根。 ?求作用在带轮轴上的压力:查课本149页表8-3得q=0.06kg/m，故由课本第FQ 158页式8-27得单根V带的初拉力: ，，2.5,kp，，2.5,0.944，1.43,22caF,500，qv,500，，0.06，6.59,47N 0kzv0.944，4，6.59, ,,,F,2ZFsin,2，4，47，0.932,370N作用在轴上压力: ,,C02,, 七 齿轮的设计: 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数: 1) 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2) 设计为通用减速器,选用7级精度 ,,3) 材料选择: 小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。大齿轮选用钢4545 正火，齿面硬度为220HBS。二者材料硬度差为30HBS Z4) 由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动,故选用小齿轮齿数为=24,大齿轮1 7 齿数,取 Z,3.59，24,86.16Z,8722 ,,,145) 选取螺旋角。初选螺旋角 6) 按齿面接触强度设计 2KTHE,,,tt2,,,ZZ1u1按公式 3,,,,d,,,,1Hd ,, u(1) 确定公式内的各计算数值 K?试选=1.6 t ?由课本217页图10-30选取区域系数Z=2.433 H ,,,,,，,,1.68?由215页图10-26查得=0.78, =0.90,则 ,1,2,,1,2(2) 计算小齿轮的传递的转矩 5595.5，10P95.5，10，1.2541 T,,,2.558，10N.mm1n466.671 ,,1?由表10-7选取齿宽系数 d Z,189.8MPa?由表10-6查得材料的弹性影响系数 E ,,550MPa?由图10-21c、d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;Hlim1 ,,440MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 ?由式10-13计算应力循环次数 9N,60njL,60，1400，1，(2，8，300，20),8.064，10 h11 98.064，109N,,2.246，10 23.59 K,K,?由图10-19取接触疲劳寿命系数0.89;0.92 HN1HN2?计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1,，安全系数S=1，由式10-12得 K,HN1lim1[],, 0.89，550,489.5MPa,H1S 8 K,HN2lim2 [],,0.92，440,404.8MPa,H2S ?许用接触应力 ,,,,,,489.5，404.8HH12 ,,,,MPa,447.15MPa,H22 242，1.6，2.558，104.592.433，189.8,,3d,，，,40.5mm?计算小齿轮分度圆直径 ,,1t1，1.683.59447.15,, ?计算圆周速度 dn,3.14，40.5，466.671t1 v,,,0.99m/s60，100060，1000 m?计算齿宽b及模数 nt b,d,1，40.5,40.5mm,dt1 。,.dcos1440.5，cos14t1m,,,1.64mmntz241 h,2.25m,2.25，1.64,3.69mmnt 40.5b/h,,10.983.69 ?计算纵向重合度 ,, .0.318,ztan,,0.318，1，24，tan14,1.9= ,d1, ?计算载荷系数K k,1.1k已知使用系数=1,根据v=0.99m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数;v,A 由表10-4查得 由图10-13查得1.275 k,1.309k,H,F, k,k,1.2由表10-3查得 H,F, 故载荷系数k= kkkk,1，1.1，1.2，1.309,1.73AVH,H, ?按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 k1.7333d,d,40.5，,41.57mm t11k1.6t m?计算模数 n 9 ,dcos,41.57，cos141 m,,,1.68mmnz241 3.按齿根弯曲强度设计 2,2kTYcosYY,1FaSa3 ,,mn2,,,,,zF,d1 (1)计算载荷系数 k,kkkk,1，1.1，1.2，1.275,1.68 AvF,F, (2)根据纵向重合度,查得螺旋角影响系数 ,,1.9Y,0.88,,(3)计算当量齿数 z241,,,26.27zv133,,coscos14 z872,,,95.24zv233,,coscos14 (4)查取齿形系数 Y,Y,由表10-5查得2.592 2.185 Fa1Fa2 (5)查取应力校正系数 Y,Y,由表10-5查得1.596 1.785 Sa1Sa2 ,,380MPa(6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,查得大齿轮的弯FE1 ,,330MPa曲疲劳强度极限 FE2 k,k,(7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.83 0.86 FN1FN2(8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4, ,K0.83，380FN1FE1,,,,225.29MPa,,F1S1.4 K,0.86，330FN2FE2,,,,,202.71MPa,F2S1.4 YYFaSa(9)计算大小齿轮的并加以比较 ,,,F 10 YY2.592，1.596Fa1Sa1,,0.01836 ,,,225.29F1 YY2.185，1.785Fa2Sa2,,0.01924 ,,,202.71F2 大齿轮的数值较大 (10)设计计算 42，1.68，2.558，103 m,，0.01924,1.42mm21，24 对比计算结果,由于接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳计算的模数，取 m,1.5,已满足弯曲强度.为了满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得分度n 圆直径d,41.57mm来计算应有的齿数. 1 ,dcos,41.57，cos141z,,,26.91 1.51.5 取z,27,则z,uz,3.59，27,97121 4.几何尺寸计算 (1)计算中心距 (z，z)m27，97，1.5，，12na,,,95.85mm, 2cos,2，cos14 将中心距圆整为96mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 ，，z，zm27971.5，，，，,12n,arccosarccos14.36,,, 2296a，因,值改变不多,故参数不必修正.(3)计算大小齿轮的分度圆直径 zm27，1.51nd,,,42mm1,,coscos14.36 zm97，1.52nd,,,150mm2,,coscos14.36 (4)计算齿轮宽度 11 b,,d,1，41.8,41.8mm d1 圆整后取 B,40mm;B,45mm21 (5)大齿轮的尺寸 名称 符号 计算公式 *h h齿顶高 =hm=1.5 aaa ** h=1.9 ，，h,h，cma齿根高 ff hhh=+=3.4 齿全高 h fa *顶隙 c =0.4 c,cm分度圆直径 d d=mz=146 d d==137 dcos,基圆直径 bb h= d+2=149 d ad齿顶圆直径 aa d= d-2=142 dh齿根圆直径 fffff 1a=dd96 ，，，,标准中心距 a 122 (5)齿轮结构的设计 d,160mm齿顶圆直径采用腹板式结构的齿轮. a 大齿轮零件图见附件 12 八 轴的设计 1、从动轴的设计 (1)求低速轴上的转矩T n,130r/min 2 p,1.19kw 2 6p9.55，10，1.1962 T,9.55，10,,87420N.mm2n1302 (2)求作用在齿轮上的力 zm97，1.52n d,,,150.2mm2,,coscos14.36 2T2，874202F,,1164Ntd150.22 ,,tantan20nF,F,1164，,437N rt,,coscos14.36 ,F,Ftan,,1164，tan14.36,298Nat (3)选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调 13 质处理。查课本表10-1得强度极限，再由表15-1得许用弯曲应力,,650MPaB ,, ,,60MPa,1 (4)按扭转强度估算轴径 A,126,103根据表15-3查得得 0 p1.19233 ，，d,A,126,103，,26.4,21.5mmmin0n1302 考虑到轴的最小直径处安装联轴器会有键槽存在，故将直径加大3%-5% 取为27.5-22.34mm，为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选用联轴器型号 T,KTk,1.3联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则caa2aT,KT,1.3，87420,113646N.mm caa2 T按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，ca 其公称转矩为160000N.mm。半联轴器的孔径=24mm故取轴的最小径d,24mm，半联轴d1 L,38mm器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 1 (5)设计轴的结构 由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器，为了满足半联轴器轴向定位要求，轴 1段的左端需要制出一 d,28mm轴肩，故取轴2段直径;右端用轴端挡圈定位，取轴端挡圈直径D=30mm。联轴2 L,38mm器与轴配合的毂孔长度为了保证轴端挡圈压在轴端上，取轴1段的长度1 l,36mm 1 (6)初步选定滚动轴承 因为轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承.并根据轴2段的直径d,28mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承2 l,20.75mm30306，其尺寸为故轴3段直径d3=d7=30mm，，d，D，T,30mm，72mm，20.75mm7左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3mm， 14 因此，取d6=36mm (7)取安装齿轮的轴段的直径d4=34mm;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取h=3mm，轴环处的直l,36mmh,0.07d4 l,6mm径d5=40mm。轴环宽度，取 b,1.4h5 (8)取轴承端盖的总宽度为10mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器左端面的距离l=15mm 故取l,25mm 2 (9)取齿轮距离箱体之间的距离a=15mm，滚动轴承距离箱体一段距离s=5mm，已知滚 l,T，s，a，40,36,20，5，15，4,44mm3动轴承宽度T=20mm则 l,a，s,12,8mm6 低速轴的尺寸基本确定 l,36mm,l,25mm,l,44mm,l,36mm,l,6mm,l,8mm,l,21mm1234567 d,24mm,d,28mm,d,30mm,d,34mm,d,40mm,d,36mm,d,30mm1234567 (10)轴上零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 查课本表6-1得1段轴的键槽 ，4段轴的键槽，键的长度均为28mm b，h,8，7mmb，h,10，8mm (11)确定轴上圆角和倒角 ,取轴端倒角为，圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm, 2，45 15 (12)按弯扭合成强度校核轴径 画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图 16 ?作水平面内的弯矩图。支点反力为 F1164t2 F,F,,,582NHAHB22 1-1截面处和2-2截面处的弯矩 M,582，47N.mm,27354N.mmH1 M,582，32N.mm,18624N.mmH2 ?作垂直平面内的弯矩图，支点反力 F*dF437298，150.2,,arF,,,,,,19.58N ,,VA22l22，94,, ，，F,F,F,437,,19.58,456.58N VBrVA 1-1截面左侧弯矩为 l M,F,,,19.58，47,,920N.mmVAV1左2 1-1截面右侧弯矩为 l M,F,,456.58，47,21459N.mmVBV1右2 2-2截面处的弯矩为 M,F,32,456.58，32,14610N.mm V2VB ?作合成弯矩图 22 M,M，MHV 1-1截面 2222M,M，M,(,920)，(27354),27369N.mmV左H11左1 2222M,M，M,(21459)，(27354),34767N.mmV右H11右1 2-2截面 222M,M，M,(14610)，(18624),23670N.mm V2H22 ?作转矩图 T=87420N.mm 17 ?求当量弯矩 因减速器单向运转,修正系数为0.6 , 2222 M,M，(,T),(34767)，(0.6，87420),62928N.mm右1e1 2222M,M，(,T),(23670)，(0.6，87420),57545N.mm 2e2 ?确定危险截面及校核强度 M,M截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩，并且轴上还有键槽，故1-1可能为e1e2 d,d危险截面。但由于也应该对截面2-2校核 43 1-1截面 M62928629281e ,,,,,16MPa1e33W0.1，340.1，d4 2-2截面 M57545575452e ,,,,,21.3MPa2e33W0.1，300.1，d3 ,,,,,,,,,60MPa由表15-1得许用弯曲应力，满足条件，故设计的轴有足够的强度，e,1,1 并有一定裕量。 ?绘制轴零件图，按2:1的比例。 2、主动轴的设计 18 (1)求高速轴上的转矩T n,466.67r/min2 p,1.25kw2 6p9.55，10，1.2561 T,9.55，10,,25580.17N.mm1n466.671 (2)求作用在齿轮上的力 zm27，1.51nd,,,41.8mm 1,,coscos14.36 2T2，255801F,,1218Ntd421 ,,tantan20nF,F,1218，,458N rt,,coscos14.36 ,F,Ftan,,1218，tan14.36,312Nat (3)选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调 ,,650MPa质处理。查课本表10-1得强度极限，再由表15-1得许用弯曲应力B,,,,60MPa ,1 (4)按扭转强度估算轴径 A,126,103根据表15-3查得得 0 p1.25133，， d,A,126,103，,17.5,14.3mmmin0n4671 因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且d,30d,(0.8,1.2)，30d,28所以查手册取。L=1.75d-3=46。 1111 d,33大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册取，L=40。 22 d,35段装配轴承且，所以查手册。选用30307轴承。 d3dd32,3L=B++5=21+15+5-2=39。 ,33 d,40(7)取安装齿轮的轴段的直径mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知4 19 齿轮轮毂的宽度为45mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取h=3mm，轴环处的直l,43mmh,0.07d4 l,6mm径d5=46mm。轴环宽度，取 b,1.4h5 d,35l,23d,43l,14取,有一轴肩定位轴承, 7766 高速轴的尺寸基本确定 l,46mm,l,40mm,l,39mm,l,43mm,l,6mm,l,14mm,l,23mm1234567 d,28mm,d,33mm,d,35mm,d,40mm,d,46mm,d,43mm,d,35mm1234567 (10)轴上零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 查课本表6-1得1段轴的键槽 ，4段轴的键槽，键的长度均为键1为36mm,键2为32mm b，h,8，7mmb，h,12，8mm (11)确定轴上圆角和倒角 ,取轴端倒角为，圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm, 2，45 (12)按弯扭合成强度校核轴径 画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图 20 ?作水平面内的弯矩图。支点反力为 F1218t2 F,F,,,609NHAHB22 1-1截面处和2-2截面处的弯矩 M,609，50N.mm,30450N.mmH1 M,609，26N.mm,15834N.mmH2 ?作垂直平面内的弯矩图，支点反力 F*dF458312，42,,arF,,,,,163.48N ,,VA22l2200,, ，，F,F,F,458,163.48,294.52N VBrVA 1-1截面左侧弯矩为 l M,F,,163.48，50,8174N.mmVAV1左2 1-1截面右侧弯矩为 l M,F,,621.48，50,31074N.mmVBV1右2 2-2截面处的弯矩为 M,F,32,621.48，26,16158.48N.mm V2VB ?作合成弯矩图 22 M,M，MHV 1-1截面 2222M,M，M,(,8174)，(30450),31528N.mmV左H11左1 2222M,M，M,(31074)，(30450),43506N.mmV右H11右1 2-2截面 222M,M，M,(16158)，(15834),22623N.mm V2H22 ?作转矩图 T=25580N.mm 21 ?求当量弯矩 因减速器单向运转,修正系数为0.6 , 2222 M,M，(,T),(43506)，(0.6，25580),46134N.mm右1e1 2222M,M，(,T),(22623)，(0.6，25580),27338N.mm 2e2 ?确定危险截面及校核强度 M,M截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩，并且轴上还有键槽，故1-1可能为e1e2 d,d危险截面。但由于也应该对截面2-2校核 43 1-1截面 M46134461341e ,,,,,7MPa1e33W0.1，400.1，d4 2-2截面 M27338273382e ,,,,,6MPa2e33W0.1，350.1，d3 ,,,,,,,,,60MPa由表15-1得许用弯曲应力，满足条件，故设计的轴有足够的强度，e,1,1 并有一定裕量。 (三)、滚动轴承选择 1、低速轴轴承的校核 ?根据轴承型号30306查设计手册取轴承基本额定动载荷为:C=59000N;基本额定静载 22 C,63000N荷为: or ? 求两轴承受到的径向载荷 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知: dF，91,F，reae437，91,298，75.12F,,,90.09N r1V91，102193 F,F,F,437,90.09,346.91Nr2Vrer1V 9191F,F,，1164,548.83Nr1Hte91，102193 F,F,F,1164,548.83,615.17Nr2Hter1H 2222F,F，F,90.09，548.83,556.17Nr1Vr1Hr1 2222F,F，F,346.91，615.17,706.24NrVrH22r2 F和F?求两轴承的计算轴向力 a1a2 FrF,对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算: d2Y 23 F556.17r1F,,,292.72Nd1Y1.9 F706.24r2F,,,371.71Nd2Y1.9 F，F,298，371.71,669.71,F则轴有向左窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松 aed2d1 F,F，F,298，371.71,669.71Na1aed2 F,F,371.71Na2d2 ?求轴承当量动载荷 P和P12 查设计手册知e=0.31 F669.71a1,,1.20,eF556.17r1 F371.71a2,,0.53,eF706.24r2 查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数 轴承1 X,0.4,Y,1.9 11 X,0.4,Y,1.9轴承2 11 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 f,1.0,1.2,取f,1.1ppP,fXF，YF,1.1，0.4，556.17，1.9，669.71,1644.41N，，，，1p1r11a1 ，，，，P,fXF，YF,1.1，0.4，706.24，1.9，371.71,1087.62N2p2r22a2 ? 验算轴承寿命 P,P因为,所以按轴承1的受力大小验算 12 10,663,,10C1059000,,',,L,,,19499178.34h,L h,,h,,60nP60，1301644.41,,1,, ' L,20，300，24,144000hh 选择轴承满足寿命要求. 2、高速轴轴承的校核 ?根据轴承型号30307查设计手册取轴承基本额定动载荷为:C=75200N;基本额定静载 C,82500N荷为: or 24 ? 求两轴承受到的径向载荷 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知: dF，106,F，reae458，106,312，212F,,,216.47N r1V88，106194 F,F,F,458,216.47,241.53Nr2Vrer1V 106106F,F,，1218,665.51Nr1Hte106，88194 F,F,F,1218,665.51,552.49Nr2Hter1H 2222F,F，F,216.47，665.51,699.83Nr1Vr1Hr1 2222F,F，F,241.53，552.49,602.98NrVrH22r2 F和F?求两轴承的计算轴向力 a1a2 FrF,对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算: d2Y F699.83r1F,,,368.33Nd1Y1.9 F602.98r2F,,,317.36Nd2Y1.9 25 F，F,312，317.36,629.36,F则轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松 aed2d1 F,F，F,312，317.36,629.36a1aed2 F,F,317.36Na2d2 ?求轴承当量动载荷 P和P12 查设计手册知e=0.31 F629.36a1,,0.89,eF699.83r1 F317.36a2,,0.53,eF602.98r2 查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数 轴承1 X,0.4,Y,1.9 11 轴承2 X,0.4,Y,1.9 11 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 f,1.0,1.2,取f,1.1ppP,fXF，YF,1.1，0.4，699.83，1.9，629.36,1623.3N，，，，1p1r11a1 ，，，，P,fXF，YF,1.1，0.4，602.98，1.9，317.36,1591.9N2p2r22a2 ? 验算轴承寿命 P,P因为,所以按轴承1的受力大小验算 12 10,663,,10C1075200,,',, L,,,12751727h,Lh,,h,,60nP60，466.671623.3,,,1, ' L,20，300，24,144000hh 选择轴承满足寿命要求. 十一、联轴器的选择: T,KTk,1.3联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则caa2a T,KT,1.3，87420,113646N.mm caa2 T按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，ca 其公称转矩为160000N.mm。半联轴器的孔径=24mm d 26 十二、润滑方式的确定: 5(1.5~2)10./min，mmr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，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。 十三、减速器箱体的设计 名称 符号 计算公式 结果 , ,,0.025a，3,8箱座厚度 10 , ,,0.02a，3,8 箱盖厚度 9 11 b b,1.5, 箱盖凸缘厚度 12 111 bb,1.5,箱座凸缘厚度 15 bb,2.5, 箱座底凸缘厚25 22 度 dd,0.036a，12地脚螺钉直径 M24 ff n 地脚螺钉数目 查手册 6 d,0.72dd 轴承旁联结螺M12 1f1 栓直径 d d=(0.5 0.6) d盖与座联结螺M10 22f 栓直径 d d=(0.40.5) d轴承端盖螺钉 33f 直径 10 d d=(0.30.4) d视孔盖螺钉直8 44f 径 dd=(0.70.8) d定位销直径 8 2 C dd，，至d查手册表11—2 34 112f 27 外箱壁的距离 22 18 C，至凸缘dd查手册表11—2 28 22f 边缘距离 16 l l=C+C+(510) 外箱壁至轴承50 1112 端面距离 , ,>1.2 ,大齿轮顶圆与15 11 内箱壁距离 , ,> ,齿轮端面与内10 22 箱壁距离 m,mm,0.85,,m,0.85,箱盖，箱座肋9 111 厚 8.5 D dD,D+(55.5) 轴承端盖外径 120(1轴) 232 125(2轴) SS,D 轴承旁联结螺120(1轴) 2 栓距离 125(2轴) 十四.参考文献: 《机械设计课程设计手册》(第二版)—清华大学 吴宗泽 北京科技大学 罗圣国主编。 《机械设计课程设计指导书》(第二版)——罗圣国，李平林等主编。 《机械课程设计》(重庆大学出版社)——周元康等主编。 《机械设计基础》(第四版)课本——杨可桢 程光蕴 主编。 28 29