A. 簡述汽車變速器的裝配過程
一、部裝:來
1、離合器殼源體部裝。
2、變速器殼體部裝。
3、差速器部裝。
4、撥叉、換擋軸部裝。
5、輸入、輸入出軸部裝。
二、總裝:
1、上線、總裝差速器、差速器軸承墊片調整。
2、軸類拼裝。
3、總裝變速器殼體。
4、總裝五檔。
5、總裝後蓋。
6、總裝選換檔機構。
7、氣密性檢測。
8、台架檢測。
汽車變速器,是一套用於來協調發動機的轉速和車輪的實際行駛速度的變速裝置,用於發揮發動機的最佳性能。變速器可以在汽車行駛過程中,在發動機和車輪之間產生不同的變速比,通過換擋可以使發動機工作在其最佳的動力性能狀態下。變速器的發展趨勢是越來越復雜,自動化程度也越來越高,自動變速器將是未來的主流。
B. 帶式輸送機傳動裝置畢業設計的每一步驟做簡要說明(怎麼完成)。
參考如下: 機械設計基礎課程設計任務書………………………………. 題目名稱帶式運輸機傳動裝置 學生學院 專業班級 姓 名 學 號 一、課程設計的內容設計一帶式運輸機傳動裝置(見圖1)。設計內容應包括:傳動裝置的總體設計;傳動零件、軸、軸承、聯軸器等的設計計算和選擇;減速器裝配圖和零件工作圖設計;設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。 二、課程設計的要求與數據已知條件: 1.運輸帶工作拉力: F = 2.6 kN; 2.運輸帶工作速度: v = 2.0 m/s; 3.捲筒直徑: D = 320 mm; 4.使用壽命: 8年; 5.工作情況:兩班制,連續單向運轉,載荷較平穩; 6.製造條件及生產批量:一般機械廠製造,小批量。三、課程設計應完成的工作1.減速器裝配圖1張;2.零件工作圖 2張(軸、齒輪各1張);3.設計說明書 1份。四、課程設計進程安排序號設計各階段內容地點起止日期一設計准備: 明確設計任務;准備設計資料和繪圖用具教1-201第18周一二傳動裝置的總體設計: 擬定傳動方案;選擇電動機;計算傳動裝置運動和動力參數傳動零件設計計算:帶傳動、齒輪傳動主要參數的設計計算教1-201第18周一至第18周二 三減速器裝配草圖設計: 初繪減速器裝配草圖;軸系部件的結構設計;軸、軸承、鍵聯接等的強度計算;減速器箱體及附件的設計教1-201第18周二至第19周一四完成減速器裝配圖: 教1-201第19周二至第20周一五零件工作圖設計教1-201第20周周二六整理和編寫設計計算說明書教1-201第20周周三至周四七課程設計答辯工字2-617第20周五五、應收集的資料及主要參考文獻1 孫桓, 陳作模. 機械原理[M]. 北京:高等教育出版社,2001.2 濮良貴, 紀名剛. 機械設計[M]. 北京:高等教育出版社,2001.3 王昆, 何小柏, 汪信遠. 機械設計/機械設計基礎課程設計[M]. 北京:高等教育出版社,1995.4 機械制圖、機械設計手冊等書籍。發出任務書日期: 年 月 日 指導教師簽名: 計劃完成日期: 年 月 日 基層教學單位責任人簽章:主管院長簽章:目錄一、傳動方案的擬定及說明………………………………….3二、電動機的選擇…………………………………………….3三、計算傳動裝置的運動和動力參數……………………….4四、傳動件的設計計算………………………………………..6五、軸的設計計算…………………………………………….15六、滾動軸承的選擇及計算………………………………….23七、鍵聯接的選擇及校核計算……………………………….26八、高速軸的疲勞強度校核……………………………….….27九、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇…..........30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇……………….31參考資料目錄
C. 浣犵煡閬撻嬌杞鏄濡備綍鍒墮犵殑鍚楋紵榻胯疆鍒墮犵殑鍏ㄨ繃紼嬩綘鐭ラ亾澶氬皯鍛錛
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D. 皮帶運輸機的設計
題目Ⅰ:皮帶運輸機傳動裝置設計
設計一用於帶式運輸機上的單極圓柱齒輪減速器。運輸機兩班制連續工作,單向運轉,工作時有輕度振動。使用期限10年。
1-電機、2-帶傳動、3-減速器、4-聯軸器、5-滾筒、6-傳送帶
原始數據
題號
Ⅰ-1
Ⅰ-2
Ⅰ-3
Ⅰ-4
Ⅰ-5
Ⅰ-6
Ⅰ-7
Ⅰ-8
輸送帶曳引力F(N)
240
2600
2800
3000
3200
3400
3600
3800
輸送帶運行速度v(m/s)
2.1
1.8
1.6
1
1.1
1.2
1
1.1
滾筒直徑D(mm)
350
350
350
350
350
400
360
380
題目Ⅱ:皮帶運輸機傳動裝置設計
設計一用於帶式運輸機上的雙極圓柱齒輪減速器。運輸機兩班制連續工作,單向運轉,工作時有輕度振動。使用期限10年。
1
2
3
4
5
6
1-電機、2-帶傳動、3-減速器、4-聯軸器、5-滾筒、6-傳送帶
原始數據
題號
∏-1
∏-2
∏-3
∏-4
∏-5
∏-6
∏-7
∏-8
輸送帶曳引力F(N)
4200
4100
4000
3800
3700
3600
3500
3400
輸送帶運行速度v(m/s)
0.45
0.47
0.5
0.52
0.53
0.55
0.58
0.62
滾筒直徑D(mm)
320
320
350
350
380
380
380
400
題目Ⅲ:鏈式運輸機傳動裝置設計
設計一用於傳送設備的單極圓錐齒輪減速器。兩班制連續工作,單向運轉,工作時有輕度振動,使用期限5年。傳送速度允許誤差為±5% 。
1-電機、2-帶傳動、3-減速器、4-聯軸器、5-鏈式運輸機
原始數據
題號
Ⅲ-1
Ⅲ-2
Ⅲ-3
Ⅲ-4
Ⅲ-5
Ⅲ-6
Ⅲ-7
曳引力F(kN)
2
2.1
2.1
2.3
2.4
2.5
2.7
傳送速度v(m/s)
0.85
0.75
0.8
1
0.8
0.95
0.9
鏈輪節圓直徑D(mm)
100
100
115
125
125
125
150
題目Ⅳ:鏈式運輸機傳動裝置設計
設計某車間鏈式運輸機上用的單極蝸桿減速器。單班制連續工作,單向運轉。曳引鏈允許速度允許誤差為±5% 。工作時有輕度振動,減速器通風不良,使用期限6年。
1-電機、2-聯軸器、3-減速器、4-鏈式運輸機
原始數據
題 號
Ⅳ-1
Ⅳ-2
Ⅳ-3
Ⅳ-4
Ⅳ-5
Ⅳ-6
曳引鏈拉力F(kN)
2
2.5
2.75
3.0
3.2
3.5
傳送速度v(m/s)
0.9
0.8
0.7
0.75
0.7
0.65
鏈節距(mm)
80
100
100
80
80
100
鏈輪齒數
16
14
12
16
14
15
題目Ⅴ:皮帶運輸機傳動裝置設計
設計鑄工車間的型砂運輸設備。該運輸設備的傳動系統由電機-減速器-傳送帶組成。兩班制工作,傳送帶允許的速度誤差為±5%。工作時有輕度振動,使用期限10年。
1-電機、2-聯軸器、3-減速器、4-滾筒、5-傳送帶
原始數據
題 號
Ⅴ-1
Ⅴ-2
Ⅴ-3
Ⅴ-4
Ⅴ-5
傳送帶曳引力F(N)
3000
3500
3800
6000
8500
傳送帶運行速度v(m/s)
1.3
1.25
1.35
1.45
1.48
滾筒直徑D(mm)
260
260
280
280
280
E. 螺旋千斤頂的設計
一、設計任務書
設計帶式輸送機的傳動裝置。
工作條件:帶式輸送機連續單向運轉,工作平穩無過載,空載起動,輸送帶速度允許誤差±5% ;兩班制工作(每班按8小時計算),使用期限10年,小批量生產。
具體的設計任務包括:
(1)傳動方案的分析和擬定;
(2)電動機的選擇,傳動裝置的運動和動力參數的計算;
(3)傳動零件的設計(帶傳動、單級齒輪傳動);
(4)軸和軸承組合設計(軸的結構設計,軸承組合設計,低速軸彎、扭組合強度校核,低速軸上軸承壽命計算);
(5)鍵的選擇及強度校核(低速軸上鍵的校核);
(6)聯軸器的選擇;
(7)減速器的潤滑與密封;
(8)減速器裝配草圖俯視圖設計(箱體、附件設計等);
二、傳動方案的擬定及電動機的選擇
已知條件:運輸帶的有效拉力 F=3000N,傳送帶的速度為 v=2m/s,滾筒直徑為 D=300mm。連續單向運轉,工作平穩無過載。
1、 傳動方案的擬定
採用V帶傳動及單級圓柱齒輪傳動。
(1)、類型:採用Y系列三相非同步電動機
(2)、容量選取:工作機有效功率:
Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW
設 :V型帶效率
:滾動軸承效率
:閉式齒輪傳動(設齒輪精度為8級)效率
:彈性聯軸器效率
:捲筒軸效率
ŋ6: 滾筒效率
查表得 ŋ2=0.99 ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98
ŋ6=0.96
傳動裝置總效率為:
ŋ總= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6
=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83
電動機所需功率為:
Pd=FV/1000×0.83=7.23KW
查《機械設計基礎課程設計》附錄二, 選取電動機的額定功率 Pe=7.5kW
(3)、確定電動機轉速
滾筒轉速為:
=60×1000V/πD
=60×1000×2/π×300=127.4r/min
因帶傳動的傳動比2-4為宜,齒輪傳動的傳動比3-5為宜,則
最大適宜傳動比為
最小適宜傳動比為
則電動機轉速可選范圍為:
nd=i =127.4×(6~20)=764.4~2548 r/min
可選的同步轉速有
1000r/min 1500r/min 3000r/min
三種,三種方案的總傳動比分別為:
i =7.61 i =11.3 =22.76
考慮到電動機轉速越高,價格越低,尺寸越小,結構更緊湊,故選用同步轉速為 的電動機。
查《機械設計基礎課程設計》附錄二,得此電動機的型號為 Y132M-4。
電動機型號:Y132M-4
額定功率 :7.5
滿載轉速 :1440
啟動轉矩 :2.2
最大轉矩 :2.2
由電動機具體尺寸參數 ,得
中心高: 132mm
外型尺寸 : 515*(270/2+210)315
底腳安裝尺寸 :216 178
地腳螺孔直徑 :12
軸外伸尺寸 :38 80
裝鍵部位尺寸 :10 33 38
2、 計算傳動裝置的總傳動比並分配傳動比
(1)、總傳動比: i總=11.3
(2)、分配傳動比:取帶傳動比 i帶=2.8,則減速器傳動比 i齒=11.3/2.8=4。
三、 傳動裝置的運動和動力參數計算
1、各軸轉速計算
nⅠ= /i帶=1440/2.8=514.286 r/min
nⅡ=nⅠ/i齒=514.286/4.0=127.4 r/min
滾筒n筒=nⅡ=127.4 r/min
2、各軸輸入功率計算
PⅠ= Pd ŋ帶=7.23×0.96=6.94kw
PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw
3、 各軸輸入轉矩計算
Td=9550×Pd/nⅠ=9550×7.23/1440=47.95Nm
TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ= 9550×6.94/514.286=128.87Nm
TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×6.66/172.4=499.286Nm
四、傳動零件的設計計算
(一)、V帶及帶輪的設計
已知條件:電動機型號為 Y132M-4 中心高132mm,電動機的輸出功率為 7.5kw。滿載轉速為 1440r/min。每天運轉時間為16小時(八小時每班,兩班制),I軸轉速為 514.286 r/min
齒輪傳動傳動比:
i=nⅠ/nⅡ=4
(1) 、確定計算功率 每天運轉時間為16小時的帶式輸送機的工況系數 =1.2。則 = Pe=1.2×7.5=9 kw
(2)、 選擇V帶型號
查表知選A型帶
並考慮結構緊湊性等因素,初選用窄V帶SPA型。
(3)、確定帶輪的基準直徑 和
I、初選小帶輪直徑
一般取 ,並取標准值。查表取小帶輪直徑為125m m。機中心高為 H=132mm,由 ,故滿足要求。
II、驗算帶速
V=пd1n1/60×1000=3.14×125×1440/60×1000
=9.42m/s
一般應使 ,故符合要求。
III、計算大帶輪直徑
要求傳動比較精確,考慮滑動率 ,取 =0.01
有 =(1- )i帶 =(1-0.01)×125×2.825=346.959mm
取標准值 =350mm
則傳動比 i=2.8
對減速器的傳動比進行修正,得減速器的傳動比 i=4
從動輪轉速為 n2=127.4r/min
IV、確定中心距和帶長
【1】 由式 ,可
得332.5 mm≤a≤950 mm
取初步中心距 =750mm
(需使 a》700)
【2】 初算帶長
Dm=(D1+D2)/2=237.5 mm
Δ=(D2-D1)/2=112.5mm
L= +2a+Δ /2=2402mm
選取相近的標准長度 Ld=2500mm
【3】 確定中心距
實際中心距
a≈ +(Ld-L) /2=750+(2500-2402)/2
=800mm
V、驗算小輪包角
【1】計算單根V帶的許用功率
由SPA帶的 =125mm, n=1440r/min
i帶=2.8
得 =1.93kw
又根據SPA帶 Δ =0.17kw
又由 Ld=2500mm
查表,長度系數
=180°-Δ×60°/a=164.7°
同時由 =164.7°得包角系數 Ka=0.964
【2】、計算帶的根數z
Z=Pc/(P0+ΔP0)Kl Ka=4.079
取z=5
SPA帶推薦槽數為1-6,故符合要求。
VI、 確定初拉力
單位長度質量 q=0.1kg/m
單根帶適宜拉力為:=161.1N
VII、 計算壓軸力
壓軸力為:
FQ=2z sin( a1/2)= 1596.66N
VIII、張緊裝置
此處的傳動近似為水平的傳動,故可用調節中心距的方案張緊。
VIIII、帶輪的結構設計
已知大帶輪的直徑da2=350mm,小帶輪的直徑為 da1=125mm。對於小帶輪,由於其與電動機輸出轉軸直接相連,故轉速較高,宜採用鑄鋼材料,
又因其直徑小,故用實心結構。
對於大帶輪,由於其轉速不甚高,可採用鑄鐵材料,牌號一般為HT150或HT200,
又因其直徑大,故用腹板式結構。
(二)、齒輪設計
已知條件:已知輸入功率P1=6.94kw ,轉速為 n1=514.286 r/min,齒數比 u=4,單向運轉,載荷平穩,每天工作時間為16小時,預計壽命為10年。
(1)、選定齒輪類型、材料、熱處理方式及精度等級
A、採用直齒圓柱齒輪傳動。
B、帶式輸送機為一般機械,速度不高,選用8級精度。
C、查表 小齒輪材料為45鋼,調質處理,平均齒面硬度為250HBS。
大齒輪材料為45鋼,正火處理,平均齒面硬度為200 HBS。
(2)、初步計算齒輪參數
因為是閉式齒面齒輪傳動,故先按齒面接觸疲勞強度設計,按齒根彎曲疲勞強度校核。
小齒輪分度圓的直徑為
A、 Ad==85
B、 計算齒輪轉矩
TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ= 9550×6.94/514.286=128.87 Nm
C、 取齒寬系數
齒數比為u=4
D、 取 ,則大齒輪的齒數: =84
E、 接觸疲勞極限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa
應力循環次數
N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10
N2=N1/u=3.7×10
查圖得接觸疲勞壽命極限系數為 =1, =1.1
取安全系數SH=1
則接觸應力:
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa
[σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa
取 [σ ]=550 MPa
則 =85
>=66mm 取d1=70mm
(3)、確定傳動尺寸
1、計算圓周速度
v=pd1n1/60*1000=1.77m/s
2、計算載荷系數
查表得使用系數
由 v=1.77 ,8級精度,查圖得動載系數
查表得齒間載荷分配系數
查表得齒向載荷分布系數 (非對稱布置,軸剛性小)
得
3、 確定模數: m=d1/z1=70/21=3.33mm,取標准模數為 .5
4、計算中心距:
a=m(z1+z2)/2=183.75mm
圓整為a=185mm
5、精算分度圓直徑
d1=mz1=3.5×21=73.5mm
d2=mz2=3.5×84=294mm
6、計算齒寬
b1= d1=1.1×73.5=80mm
取 b2=80mm, b1=85mm
7、計算兩齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑
小齒輪:
齒頂圓直徑:
da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm
齒根圓直徑:
df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm
大齒輪:
齒頂圓直徑:
da2=297.5mm
齒根圓直徑:
df2=285.25mm
(4)、校核齒根彎曲強度
由
式中各參數的含義
1、 的值同前
2、查表齒形系數 Ya1=2.8 Ya2=2.23
應力校核系數 Ysa1=1.55 Ysa2=1.77
4、許用彎曲應力
查圖6-15(d)、(c)的彎曲疲勞強度系數為
=1
查圖得彎曲疲勞壽命系數
,取安全系數 ,故有KFN1=0.85 KFN2=0.8
滿足齒根彎曲強度。
(5)結構設計
小齒輪的分度圓直徑為 ,故可採用實心結構
大齒輪的分度圓直徑為 ,故應採用腹板式結構
(6)、速度誤差計算
經過帶輪和齒輪設計後,
滾筒的實際轉速n= /i= =127.57r/min
滾筒理論要求轉速為 127.4r/min
則誤差為
故符合要求。
五、軸的設計計算
(一)、低速軸的設計校核
低速軸的設計
已知:輸出軸功率為 =6.66KW,輸出軸轉矩為 =499.286Nm,輸出軸轉速為 =127.4r/min,壽命為10年。
齒輪參數: z1=21, z2=84,m=3.5,
1、 選擇軸的材料
該軸無特殊要求,因而選用調質處理的45鋼,查得
2、 求輸入軸的功率,轉速及扭矩
已求得 ,PI=6.94KW , TI=128.872Nm, nI= 514.286r/min
3、 初步估算最小軸徑
最小軸徑
當選取軸的材料為45鋼,C取110
=
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響,軸徑需增大5%。
d=(1+5%)41.3=43.4mm
則d=45mm
為使所選直徑 與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選擇聯軸器。
聯軸器的扭矩 ,查表得 ,又TII=499.286Nm,則有
Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm
理論上該聯軸器的計算轉矩應小於聯軸器的公稱轉矩。
從《機械設計基礎課程設計》 查得採用 型彈性套柱聯軸器。
該聯軸器所傳遞的公稱轉矩
取與該軸配合的半聯軸器孔徑為 d=50mm,故軸徑為d1=45mm
半聯軸器長 ,與軸配合部分長度 L1=84mm。
軸的結構設計
裝聯軸器軸段I-II:
=45mm,因半聯軸器與軸配合部分的長度為 ,為保證軸端擋板壓緊聯軸器,而不會壓在軸的端面上,故 略小於 ,取 =81mm。
(2)、裝左軸承端蓋軸段II-III:
聯軸器右端用軸肩定位,取 =50mm,
軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍(拆裝空間而定),可取 =45mm.
(3)、裝左軸承軸段III-VI:
由於圓柱斜齒輪沒有軸向力及 =55,初選深溝球軸承,型號為6211,其尺寸為
D×d×B=100×55×21,故 =55。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度B=21mm,軸承與箱體內壁的距離s=5~10(取 =10),箱體內壁與齒輪距離a=10~20mm(一般取 )以及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差(此處取4)等尺寸決定:
L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm
取L3=49mm。
(4)、裝齒輪軸段IV-V:
考慮齒輪裝拆方便,應使d4>d3=55mm, 軸段IV-V的長度由齒輪輪轂寬度 =80mm決定,取 =77mm。
(5)、軸環段V-VI:
考慮齒輪右端用軸環進行軸向定位,取d5=70mm。
軸環寬度一般為軸肩高度的1.4倍,即
=1.4h=10mm。
(6)、自由段VI-VII:
考慮右軸承用軸肩定位,由6211軸承查得軸肩處安裝尺寸為da=64mm,取d6=60mm。
軸段VI-VII的長度由軸承距箱體內壁距離 ,軸環距箱體內壁距離 決定,則 =19mm。
(7)、右軸承安裝段VII-VIII:
選用6211型軸承,d7=55mm,軸段VII-VIII的長度由滾動軸承寬度B=21mm和軸承與箱體內壁距離決定,取 。
軸總長為312mm。
3軸上零件的定位
齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =45mm,由手冊查得平鍵剖面 ,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為70mm。
半聯軸器與軸的配合代號為
同理由 =60mm,選用平鍵為10×8×70,為保證良好的對中性,齒輪輪轂與軸的配合代號為 ,滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的,此處選 。
4考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 .為便於加工,齒輪、半聯軸器處的鍵槽分布在同一母線上。
5、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖,如圖所示,取集中載荷作用在齒輪的中點,
並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。由表查得代號為6211軸承 ,B=21mm。則
L1=41.5+45+21/2=97mm
L2=49+77/2-21/2=77mm
L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸大齒輪的分度圓直徑為
d2=294mm,
則圓周力
徑向力
軸向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0
(2)、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
R =Ft L3/(L2+L3)=
R =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、畫彎矩圖
截面C處的彎矩
a、 水平面上的彎矩
b、 垂直面上的彎矩
c、 合成彎矩M
d、 扭矩
T=T =499286Nmm
e、 畫計算彎矩
因單向運轉,視扭矩為脈動循環, ,則截面B、C處的當量彎矩為
=299939Nmm
f、 按彎扭組合成應力校核軸的強度可見截面C的當量彎矩最大,故校核該截面的強度
查表得 ,因 ,故安全。
A截面直徑最小,故校核其強度
查表得 ,因 ,故安全。
g、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩,雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度,但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的,所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重;從受載的情況看,剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近,但剖面V不受扭矩作用,同時軸徑也比較大,故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大,但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大,故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核,又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小,因而該軸只須校核IV既可。
(二)、高速軸的設計校核
高速軸的設計
已知:輸入軸功率為PⅠ=6.94 kw ,輸入軸轉矩為TⅠ= 128.87Nm
,輸入軸轉速為nⅠ=514.286 r/min,壽命為10年。
齒輪參數: z1=21,z2=84,m=3.5, 。
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求,因而選用調質處理的45鋼,由表查得
1、 求輸出軸的功率 ,轉速 及扭矩 。
已求得 =127.4 r/min
=6.66kw
=499.286Nm
初步估算最小軸徑
最小軸徑 d min=
由表可知,當選取軸的材料為45鋼,C取110
d min=26.2 mm
此最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響,軸徑需增大5%。
則 d min=1.05 26.2=27.5mm,取 =28 mm
2、 軸的結構設計
(1)、裝帶輪軸段I-II:
=28 mm,軸段I-II的長度根據大帶輪的輪轂寬度B決定,已知 =60mm,為保證軸端擋板壓緊帶輪,而不會壓在軸的端面上,故 略小於 ,故取 =57mm。
(2)、裝左軸承端蓋軸段II-III:
聯軸器右端用軸肩定位,取 ,軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍(拆裝空間而定),可取
(3)、裝左軸承軸段III-IV:
由於圓柱直齒輪無軸向力及 ,初選深溝球軸承,型號6207,其尺寸為 , 。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度,滾動軸承與箱體內壁距離 ,等尺寸決定: 。
(4)、間隙處IV-V:
高速軸小齒輪右緣與箱體內壁的距離 。
取 ,
(5)、裝齒輪軸段V-VI:
考慮齒輪裝拆方便,應使 ,取 ,軸段V-VI的長度由齒輪輪轂寬度B=80mm決定,取 。
(6)、軸段VI-VII:
與軸段IV-V同。 。
(7)、右軸承安裝段VII-VIII:
選用6207型軸承, B=17mm ,軸VII-VIII的長度取
軸總長為263mm。
3、 軸上零件的定位
小齒輪、帶輪與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =28mm,由手冊查得平鍵剖面 ,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為45mm。
帶輪與軸的配合代號為 。同理由 ,選用平鍵為 ,為保證良好的對中性,齒輪輪轂與軸的配合代號為 ,滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的,此處選 。
4、 考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 。
為便於加工,齒輪、帶輪處的鍵槽分布在同一母線上。
7、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖,如圖所示,取集中載荷作用在齒輪的中點,並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。查《機械設計課程設計指導書》得代號為6207的深溝球軸承 a=17mm,則
L1=57/2+50+17/2=87mm
L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm
L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸小齒輪的分度圓直徑為
d1=mz1=3.5 21=73.5mm
則圓周力
徑向力
軸向力 Fa=0
(2)、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N
RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N
【2】、垂直面上支反力
RVA=3220N
RVB= =347N
【3】、截面C處的彎矩
1、 水平面上的彎矩
2、 垂直面上的彎矩
3、 合成彎矩M
4、 扭矩
T= TⅠ= 128.87Nm
5、 計算彎矩
因單向運轉,視扭矩為脈動循環, ,則截面C、A、D處的當量彎矩為
6 、 按彎扭組合成應力校核軸的強度
可見截面A的當量彎矩最大,故校核該截面的強度
查表得 ,因 ,故安全。
截面D的直徑最小,故校核該截面的強度
因 ,故安全。
5、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩,雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度,但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的,所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重;從受載的情況看,剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近,但剖面V不受扭矩作用,同時軸徑也比較大,故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大,但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大,故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核,又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小,因而該軸只須校核IV既可。
六、鍵連接的校核計算
鍵連接設計
I、 帶輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 ,輪轂長度為 ,查手冊,選用A型平鍵,其尺寸為 。
現校核其強度:
, , 。
查手冊得 ,因為 ,故滿足要求。
II、 小齒輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 d=50mm,輪轂長度為 ,查手冊,選用A型平鍵,其尺寸為 .
現校核其強度:
TI=128872Nmm, , 。
查手冊得 ,因為 ,故滿足要求。
鍵連接設計
III、 大齒輪與輸出軸間鍵連接設計
軸徑d=60mm,輪轂長度為 ,查手冊,選用A型平鍵,其尺寸為
現校核其強度:
TII=499.286 Nm, , 。
查手冊得 ,因為 ,故滿足要求。
IV、 半聯軸器與輸出軸間鍵連接設計
軸徑 ,半聯軸器的長度為 ,查手冊,選用A型平鍵,其尺寸為 .
現校核其強度:
, , 。
查手冊得 ,因為 ,故滿足要求。
七、 滾動軸承的選擇及壽命計算
滾動軸承的組合設計及低速軸上軸承的壽命計算
已知條件:
採用的軸承為深溝球軸承。
一、滾動軸承的組合設計
1、滾動軸承的支承結構
輸出軸和輸入軸上的兩軸承跨距為H1=155mm,H2=150mm ,都小於350mm。且工作狀態溫度不甚高,故採用兩端固定式支承結構。
2、滾動軸承的軸向固定
軸承內圈在軸上的定位以軸肩固定一端位置,另一端用彈性擋圈固定。
軸承外圈在座孔中的軸向位置採用軸承蓋固定。
3、滾動軸承的配合
軸承內圈與軸的配合採用基孔制,採用過盈配合,為 。
軸承外圈與座孔的配合採用基軸制。
4、滾動軸承的裝拆
裝拆軸承的作用力應加在緊配合套圈端面上,不允許通過滾動體傳遞裝拆壓力。
裝入時可用軟錘直接打入,拆卸時藉助於壓力機或其他拆卸工具。
5、滾動軸承的潤滑
對於輸出軸承,內徑為d=55mm,轉速為n=127.4 ,則
,查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等。
同理,對於輸入軸承,內徑為35,轉速為514.286 r/min
,查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油 浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等
6、滾動軸承的密封
對於輸出軸承,其接觸處軸的圓周速度
故可採用圈密封。
二、低速軸上軸承壽命的計算
已知條件:
1軸承 ,
2軸承
軸上的軸向載荷為0徑向載荷為
查表得 ,則軸承軸向分力
Fs1=Fr1/2Y=567N
Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此時
Fs1 > Fs2
則軸承2的軸向載荷
軸承1軸向載荷為
.
且低速軸的轉速為127.4
預計壽命 =16 57600h
I、計算軸承1壽命
6、 確定 值
查《機械設計基礎課程設計》表,得6207基本動荷 ,基本額定靜載荷 。
7、 確定e值
對於深溝球軸承,則可得 e=0.44
8、 計算當量動載荷P
由
<e
由表查得 ,則
9、 計算軸承壽命
由 =
查可得 ,取 ;查表可得 (常溫下工作);6207軸承為深溝球軸承,壽命指數為 ,則
>
故滿足要求。
II、計算軸承2壽命
1、確定 值
查《機械設計基礎設計》,得6211型軸承基本額定動載荷 ,基本額定靜載荷 。
2、 確定e值
對於深溝球軸承6200取,則可得e=0.44
4、 計算當量動載荷P
由
由表10-5查得 ,則
P=Fr2=1687N
5、 計算軸承壽命
由
查表10-7,可得 ,取 ;查表10-6可得 (常溫下工作);深溝球軸承軸承,壽命指數為 ,則
> ,故滿足要求。
八、 聯軸器的選擇
與低速軸軸端相連的半聯軸器為彈性套柱銷聯軸器,型號為 ,其公稱轉矩為 ,而計算轉矩值為:
,故其強度滿足要求。
九、箱體結構設計
箱體採用灰鑄鐵鑄造而成,採用剖分式結構,由箱座和箱蓋兩部分組
成,取軸的中心線所在平面為剖分面。
箱體的強度、剛度保證
在軸承座孔處設置加強肋,做在箱體外部。外輪廓為長方形。
機體內零件的密封、潤滑
低速軸上齒輪的圓周速度為:
由於速度較小,故採用油池浸油潤滑,浸油深度為:
高速軸上的小齒輪採用濺油輪來潤滑,利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。
3、機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為8mm,圓角半徑為R=5。機體外型簡單,拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔,能看到傳動零件嚙合區的位置,並有足夠的空間,以便於能伸入進行操作,窺視孔有蓋板,機體上開窺視孔與凸緣一塊,便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封,蓋板用鑄鐵製成,用M8螺釘緊固。
B 油螺塞:
放油孔位於油池最底處,並安排在減速器不與其他部件靠近的一側,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔處的機體外壁應凸起一塊,由機械加工成螺塞頭部的支承面,並加封油圈加以密封。
C 油標:
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低,以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔:
由於減速器運轉時,機體內溫度升高,氣壓增大,為便於排氣,在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器,以便達到體內為壓力平衡.
E 定位銷:
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度,在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷,以提高定位精度.
F 吊鉤:
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環,用以起吊或搬運較重的物體.
總結:機箱尺寸
名稱 符號 結構尺寸/mm
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱座凸緣厚度
12
箱蓋凸緣厚度
12
箱底座凸緣厚度
20
箱座上的肋厚
7
箱蓋上的肋厚
7
軸承旁凸台的高度
39
軸承旁凸台的半徑
23
軸承蓋的外徑
140/112
地
腳
螺
釘 直徑
M16
數目
4
通孔直徑
20
沉頭座直徑
32
底座凸緣尺寸
22
20
連
接
螺
栓 軸承旁連接螺栓直徑
M12
箱座的連接螺栓直徑
M8
連接螺栓直徑
M18
通孔直徑
9
沉頭座直徑
26
凸緣尺寸 15
12
定位銷直徑
6
軸承蓋螺釘直徑
M8A
視孔蓋螺釘直徑
M6
吊環螺釘直徑
M8
箱體內壁至軸承座端面距離
55
大齒輪頂圓與箱體內壁的距離
12
齒輪端面與箱體內壁的距離
15
十、潤滑與密封
滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為,所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利,考慮到該裝置用於小型設備,選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整,採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定
十一、設計小結
十二、參考資料
1《畫法幾何及工程制圖 第六版》朱輝、陳大復等編 上海科學技術出版社
2、《機械設計基礎課程設計》 陳立德主編 高等教育出版社
3、《機械設計計算手冊 第一版》王三民主編 化學工業出版社
4、《機械設計 第四版》邱宣懷主編 高等教育出版社
我的設計作業F=3000N V=2m/s D=300mm
F. 1)試總結歸納機械傳動系統設計的一般方法和步驟。 (2)說明傳動系統方案是如何確定的,有何特點
第一部分為電動機選擇及傳動系統總的傳動比分配;主要確定電動機類型和結構形式、工作機主動軸功率、電動輸出功率及傳動系統總的傳動比分配。第二部分為傳動裝置的運動和動力參數計算,主要確定各軸轉速、各軸的輸入功率、及各軸轉矩。第三部分為有關錐齒輪的計算,選擇齒輪、材料、精度、等級、確定齒輪齒數、轉矩、載荷系數、輪寬系數及齒根彎曲疲勞強度校核。第四部分為帶輪的設計包括帶輪類型的選擇、帶輪尺寸參數的確定。第五部分為聯軸器類型的選擇及聯軸器尺寸(型號)的確定 。
該變速器主要由齒輪、軸、軸承、箱體等組成。為方便減速器的製造、裝配及使用 ,還在減速器上設置一系列附件,如檢查孔、透氣孔、油標尺或油麵指示器、吊鉤及起蓋螺釘等。在原動機於變速器間採用是機械設備中應用較多的傳動裝置帶傳動,主要有主動輪、從動輪和傳動帶組成。工作時靠帶與帶輪間的摩擦或嚙合實現主、從動輪間運動和動力的傳遞,具有結構簡單、傳動平穩、價格低廉、緩沖吸振及過載打滑以保護其他零件的優點。
設計者以嚴謹務實的認真態度進行了此次設計,但由於知識水平與實際經驗有限。在設計中難免會出現一些錯誤、缺點和疏漏,誠請位評審老師能給於批評和指正。
摘 要
這次畢業設計是由封閉在剛性殼內所有內容的齒輪傳動是一獨立完整的機構。通過這一次設計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整的設計及方法,構成減速器的通用零部件。
這次畢業設計主要介紹了減速器的類型作用及構成等,全方位的運用所學過的知識。如:機械制圖,金屬材料工藝學公差等已學過的理論知識。在實際生產中得以分析和解決。減速器的一般類型有:圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、齒輪-蝸桿減速器,軸裝式減速器、組裝式減速器、聯體式減速器。
在這次設計中進一步培養了工程設計的獨立能力,樹立正確的設計思想,掌握常用的機械零件,機械傳動裝置和簡單機械設計的方法
和步驟,要求綜合的考慮使用經濟工藝性等方面的要求。確定合理的設計方案