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轴承孔尺寸的确定;
(3):
箱体的结构设计;
a.箱体壁厚及其结构尺寸的确定
b.轴承旁连接螺栓凸台结构尺寸的确定
C.确定箱盖顶部外表面轮廓
d.外表面轮廓确定箱座高度和油面
e.输油沟的结构确定
f.箱盖、箱座凸缘及连接螺栓的布置
B、轴系部件
(1)蜗轮蜗杆减速器轴的结构设计
a.轴的径向尺寸的确定
b.轴的轴向尺寸的确定
(2)轴系零件强度校核
a.轴的强度校核
b.滚动轴承寿命的校核计算
C、减速器附件
a.窥视孔和视孔盖
b.通气器C.轴承盖d.定位销
e.油面指示装置
f.油塞g.起盖螺钉h
起吊装置
第二章减速器的总体设计
传动装置的总体设计
2.1.1拟订传动方案
本传动装置用于带式运输机,工作参数:
运输带工作拉力F=3KN,工作速
度=$,滚筒直径D=310mm,传动效率n=,(包括滚筒与轴承的效率损失)两班制,连续单向运转,载荷较平稳;
使用寿命8年。
环境最高温度80C。
本设计拟采用蜗轮蜗杆减速器,传动简图如图所示。
图传动装置简图
1—电动机2、4—联轴器3—级蜗轮蜗杆减速器
5—传动滚筒6—输送带
2.1.2电动机的选择
(1)选择电动机的类型
按工作条件和要求,选用一般用途的丫系列三相异步电动机,封闭式结构,
电压380V。
(2)选择电动机的功率
电动机所需的功率Pd=PW/
式中Pd—工作机要求的电动机输出功率,单位为KW;
n—电动机至工作机之间传动装置的总效率;
Pw—工作机所需输入功率,单位为KW;
输送机所需的功率输送机所需的功率Pw=Fv/1000•w
=3000x/1000X=kW
电动机所需的功率Pd=Pw/
=联轴蜗轴联=XXXXe
Fd=/=
查表,选取电动机的额定功率Pcd=。
(3)选择电动机的转速
传动滚筒转速nw=601000V=r/min由表推荐的传动比的合理范围,取蜗
D
轮蜗杆减速器的传动比i'
=10~40,故电动机转速的可选范围为:
rid=rn=(10~40)X=740-2959r/min
符合这范围的电动机同步转速有750、1000、1500、3000r/min四种,现
以同步转速1000r/min和1500r/min两种常用转速的电动机进行分析比较。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、传动比及市场供应情况,选取比较合适的方案,现选用型号为Y132M—42.1.3确定传动装置的传动比及其分配减速器总传动比及其分配:
减速器总传动比i=nm/nw=1440/=
式中i—传动装置总传动比
nw—工作机的转速,单位r/min
nm—电动机的满载转速,单位r/min
2.1.4计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴的输入功率
轴I卩!
=P联轴=XX=
轴U卩2=R蜗轴联=XXX=
(2)各轴的转速
电动机:
nm=1440r/min
轴I:
n1=nm=1440r/min
轴U:
n2=n1j=1440/=r/min
(3)各轴的输入转矩
电动机轴:
Td=9550p/nm=9550X/1440=?
轴I:
T1=9550p1/n1=9550X1440=?
T2=9550pe/n2=9550X=?
上述计算结果汇见表3-1
表3-1传动装置运动和动力参数
输入功率
(kW)
转速n
(r/min)
输入转矩
(N?
m)
传动比
效率
电动
机轴
1440
1
轴I
轴U
传动零件的设计计算
2.2.1蜗轮蜗杆传动设计
1.选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度
根据GB/T10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)蜗杆材料选用45钢,整体调质,表面淬火,齿面硬度45~50HRC蜗轮齿圈材料选用ZCuSnIOPbl金属模铸造,滚铣后加载跑合,8级精度,标准保证侧隙c。
2.计算步骤
1•按接触疲劳强度设计
2
设计公式m2di>
KT23.25Zemm
hZ2
(1)选Z1,Z2:
查表取Z1=2,
Z2=Z1xn1/n2=2X1440/=〜39.
Z2在30〜64之间,故合乎要求。
初估
(2)蜗轮转矩T2:
T2=T1Xix=x106xxx/1440=N?
mm
(3)载荷系数K:
因载荷平稳,查表取K=
(4)材料系数ZE
查表,ZE=156.MPa
(5)许用接触应力[0h]
查表,[0h]=220Mpa
N=60xjn2xLh=60xx1x12000=x107
ZN=8l0n=8105.3251。
7=°
.
[h]=ZN[0h]=0.x220=Mpa
3.25156=
22039
(6)md1:
m2d1>
KT23.25Ze=xx
(7)初选m2,d1的值:
查表取m=,d仁63
2■‘
md1=>
(8)导程角
tan
mz-i
d1
6.32
63=
Vs=
dm
601000
cos
631440
601000cosll.3
=s
(10)啮合效率
由Vs二m/s查表得v=1°
16
‘tan
1=
tan11.3=
tan11.32
(11)传动效率
取轴承效率2=,搅油效率3=
=1x2x3=xx=
T2=T1Xix=x106xxx/1440=?
(12)检验md1的值
KT23.25Ze=0.xx
3.25156
=1820v
原选参数满足齿面接触疲劳强度要求
2.确定传动的主要尺寸
m=,d1=63mm,Z1=2,Z2=39
(1)中心距a
d1mz2636.339
a=
(2)蜗杆尺寸
分度圆直径d1
齿顶圆直径da1
齿根圆直径df1
(1+=
导程角轴向齿距齿轮部分长度b1取b1=90mm
(2)蜗轮尺寸分度圆直径d2齿顶高齿根高齿顶圆直径da2齿根圆直径df2导程角轴向齿距蜗轮齿宽b2齿宽角蜗轮咽喉母圆半径
d1=63mm
da仁d1+2ha仁(63+2X=df1=d1-2hf=63-2X
tan=11.°
右旋
Px1=nm=X=
bl>
m(11+xz2)=x(11+x39)=
d2=mXz2=X39=
ha2=ha*xm=x1=
hf2=(ha*+c*)xm=(1+x=da2=d2+2ha2=+2xx=df2=d2-2m(ha*+c*)=-=
Px2=Px1=nm=x=
b2==x=
sin(a/2)=b2d仁/63=
rg2=a—da2/2=-=
(3)热平衡计算
1估算散热面积A
1.751.75
a154.352
A=0.330.330.7053m2
100100
2验算油的工作温度ti
室温tc:
通常取20。
散热系数ks:
Ks=20)。
ti100匸—P1t0100010.875.820cv80C
ksA200.7053
油温未超过限度
(4)润滑方式
根据Vs=s查表,采用浸油润滑,油的运动粘度V40C=350X10-6m2/s
⑸蜗杆、蜗轮轴的结构设计仲位:
mm)
①蜗轮轴的设计
最小直径估算
dmin
c查《机械设计》表得
c=120dmin>
=120X3
4.54
73.96
根据《机械设计》表,选
dmin=48
d1=dmin+2a=56
a》〜dmin=~4
d2=d1+(1〜5)mm=56+4=60
d3=d2+(1〜5)mm=60+5=65
d4=d3+2a=65+2X6=77a》〜d3=~6
h由《机械设计》表查得h=
b==x=〜8
d5=d4-2h=77-2X=66
d6=d2=60
l仁70+2=72
②蜗杆轴的设计
dmin>
cX3
=120X
5.8
A1440
取dmin=30
d1=dmin+2a=20+2X=35
a=〜dmin
d2=d1+(1〜5)=35+5=40d3=d2+2a=40+2X2=44a=〜d2
d4=d2=40
h查《机械设计》表
蜗杆和轴做成一体,即蜗杆轴。
蜗轮采用轮箍式,青铜轮缘与铸造铁心采用
H7s6配合,并加台肩和螺钉固定,螺钉选6个
几何尺寸计算结果列于下表:
名称
代号
计算公式
结果
蜗杆
中心距
a
a=m2q
i
i%
i=
蜗杆分度圆
柱的导程角
z1
arctan一
q
ii.3i
蜗杆轴向压
力角
标准值
xi20
齿数
Zi
zi=2
分度圆直径
di
d1mq
di63
齿顶圆直径
dal
daimq2
dai75.6
齿根圆直径
dfi
df1mq2.4
dfi=
蜗杆螺纹部
分长度
bi
biii0.06z2>
m
bi90
蜗轮
a=%qZ2
i"
、
蜗轮端面
压力角
t2
t220
蜗轮分度圆
柱螺旋角
ii.3io
Z2
Z2=izi
Z2=39
d2
d2mZ2
d2245.7
da2
da2mZ22
da2=
df2
df2mz22.4
df2230.58
蜗轮最大
外圆直径
de2
de2da21.5m
da2267.75
轴的设计
2.3.1蜗轮轴的设计
(1)选择轴的材料
选取45钢,调质,硬度HBS=230强度极限b=600Mpa,由表查得其许用
弯曲应力[,]b=55Mpa查《机械设计基础》(表10-1、10-3)
(2)初步估算轴的最小直径
/454
取C=120,得dmin>
=120X3=
V73.96
根据《机械设计》表,选dmin=63
(3)轴的结构设计
1轴上零件的定位、固定和装配
单级减速器中,可将齿轮按排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,周向固定靠平键和过渡配合。
两轴承分别以轴肩和套筒定位,周向则采用过渡配合或过盈配合固定。
联轴器以轴肩轴向定位,右面用轴端挡,圈轴向固定.
键联接作周向固定。
轴做成阶梯形,左轴承从做从左面装入,齿轮、套筒、右轴承和联轴器依次右面装到轴上。
2确定轴各段直径和长度
I段d1=50mmL=70mm
U段选30212型圆锥滚子轴承,其内径为60mm,宽度为22mm。
故U段直
径d2=60mm。
则取套
川段考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承端盖与箱体内壁应有一定距离,筒长为38mm。
故b=40mm,d3=65mm。
W段d4=77mm,L4=70mm
V段d5=d4+2h=77+2X=88mm,L5=8mm
切段d6=65mm,L6=22mm
叫段d7=d2=760mm,L7=25
(4)按弯扭合成应力校核轴的强度
1绘出轴的结构与装配图(a)图
2绘出轴的受力简图(b)图
3绘出垂直面受力图和弯矩图(c)图
Fa2Tld2749.187719.46N
FtZT2d2211437-02245.793.1N
FrFttan93.1tan2033.88N
轴承支反力:
FRAV
33.8855
110
16.94N
FRBV=Fr+IRAV=+=
计算弯矩:
截面C右侧弯矩
McvFrbvL250.825510002.795Nm
截面C左侧弯矩
McvFravl216.945510000.932Nm
4绘制水平面弯矩图(d)图
轴承支反力:
FrahFrbhFt293.1246.55Nm
截面C处的弯矩
MchFrahL246.555510002.56Nm
5绘制合成弯矩图(e)图
MCJMCVMCHV2.7952—2.5623.79N?
m
(a)_
(b)
(c)
(d)
(e)
(f)
(g)
(a)轴的结构与装配
Fa
Ft
B
A
ir
ABH
:
t
ACH
T
132
CV
Ac
Mec
图低速轴的弯矩和转矩
(b)受力简图(c)水平面的受力和弯矩图
(d)垂直面的受力和弯矩图(e)合成弯矩图⑴转矩图(g)计算弯矩图
MCJmcvMchJ0.9322.562.72N?
6
T9.55106Pn
绘制转矩图⑴图
9.551064.5473.965.86X105N?
mm=586
N?
7绘制当量弯矩图(g)图
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化,取,截面C处的当量弯矩为
MecJmCT2J3.792__0.65862351.62N?
⑧校核危险截面
C的强度
eMEC0.1d53
350116277130Ea<[几55MPa,安全。
2.3.2轴的结构见图所示
图蜗轮轴的结构图
233蜗杆轴的设计
选取45钢,调质处理,硬度HBS=230强度极限b=650Mpa,屈服极限s=360Mpa,弯曲疲劳极限i=300Mpa,剪切疲劳极限i=155Mpa,对称循环变应力时的许用应力[Jb=60Mpa。
(2)初步估算轴的最小直径
cx3
p=120x3
n
.5.8
取dmin=20
按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=35mm,初选轴承型号为
30207圆锥滚子轴承(GB/T297—94),采用蜗杆轴结构,其中,齿根圆直径df147.88mm,分度圆直径d163mm,齿顶圆直径da175.6mm,长度尺寸根据中间轴的结构进行具体的设计,校核的方法与蜗轮轴相类似,经过具体的设计和校核,得该蜗杆轴结构是符合要求的,是安全的,轴的结构见图所示:
图蜗杆轴的结构草图
第三章轴承的选择和计算
蜗轮轴的轴承的选择和计算
按轴的结构设计,初步选用30212(GB/T297—94)圆锥滚子轴承,内径d=60mm,外径D=110mm,B=22mm.
(1)计算轴承载荷
1轴承的径向载荷
轴承A:
RAJRH―RTV46.55216.94249.54N
轴承B:
RB..R;
hRBv.46.55250.82268.92N
2轴承的轴向载荷
轴承的派生轴向力S%8ctg
查表得:
30212轴承15°
38'
32
0.8ctg153832
无外部轴向力
因为SaVSb,轴承A被“压紧”,所以,两轴承的轴向力为
AASa17.173NAB
3计算当量动载荷
由表查得圆锥滚子轴承30211的e0.4
取X=1,丫=0,则PrA
轴承A:
RA黯0347<
e
fP(XRAYAA)1.2(149.540)59.448N
AB17.173
轴承B:
旦0.25ve
RB68.92
取X=1,丫=0,则PrBfP(XRBYAB)1.2(168.920)82.7N
蜗杆轴的轴承的选择和计算
按轴的结构设计,选用30207圆锥滚子轴承(GB/T297—94),经校核所选轴承能满足使用寿命,合适。
具体的校核过程略。
减速器铸造箱体的主要结构尺寸(单位:
mm)
(1)箱座(体)壁厚:
=0.04a3>
8,取=15,其中a=;
⑵箱盖壁厚:
1=>
8,取1=12;
⑶箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度:
b1.5b122.5,b22.537.5;
⑷地脚螺栓直径及数目:
根据a=,得df0.036a1215.76,取df=18地
脚螺钉数目为4个;
⑸轴承旁联结螺栓直径:
d10.75df14
⑹箱盖、箱座联结螺栓直径:
d2(0.5~0.6)df=9〜,取d2=12;
⑺表2.5.1轴承端盖螺钉直径:
高速轴
低速轴
轴承座孔(外
圈)直径
100
130
轴承端盖螺钉
直径d3
12
16
螺钉数
目
(8)检查孔盖螺钉直径:
本减速器为一级传动减速器,所以取d4=10;
(9)轴承座外径:
D2D(5~5.5)d3,其中D为轴承外圈直径,
把数据代入上述公式,得数据如下:
高速轴:
D280(5~5.5)12140~144,取D2140,
低速轴:
D2110(5~5.5)16190~198,取D2190;
(10)表2.5.2螺栓相关尺寸:
df18
d114
d2=12
锪孔直径
D。
36
30
26
至箱外壁的
距离
24
20
18
至凸缘边缘
的距离
(11)轴承旁联结螺栓的距离:
S以d1螺栓和d3螺钉互不干涉为准尽量靠近,
一般取Sd2;
(12)轴承旁凸台半径:
R1C220,根据d1而得;
(13)轴承旁凸台高度:
h根据低速轴轴承外径D2和小!
扳手空间“的要求,由结构确定;
(14)箱外壁至轴承座端面的距离:
Lc,c25~822205~847~50,取L=48;
(15)箱盖、箱座的肋厚:
m,>
,取m,=12,m>
,取m=14;
(16)大齿轮顶圆与箱内壁之间的距离:
i>
,取1=16;
(17)铸造斜度、过渡斜度、铸造外圆角、内圆角:
铸造斜度x=1:
10,
过渡斜度y=1:
20,铸造外圆角%=5,铸造内圆角R=3。
第四章其他零件设计
键联接的选择和强度校核
•1高速轴键联接的选择和强度校核
高速轴采用蜗杆轴结构
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