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机械设计课程设计二级减速器中间轴

发布时间:2021-06-13 13:25:32

机械设计课程设计

设计参复数可能不同,资料可以提制供参考
请看看你要的是不是这个图,这个连接http://..com/question/158542087.html有贴图,如果能帮你请hi我或者确认你的帖子时说明,我收到最佳答案的通知后传你邮箱图纸

㈡ 机械设计课程设计:二级减速箱优化设计

圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置。我国目前生产的各种类型的减速器还存在着体积大、质量大、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题,与国外先进产品相比还有相当大的差距。对减速器进行优化设计,选择其最佳参数提高承载能力,减轻重量和降低成本等各项指标的一种重要途径。
减速器的优化设计一般是在给定功率P、齿数比u、输入转速n以及其他技术条件和要求下,找出一组使减速器的某项经济技术指标达到最优的设计参数。下面介绍建立减速器优化设计数学模型时,如何选择设计变量、目标函数和约束条件的一般原则。
不同类型的减速器,选取的设计变量是不相同的。对于展开式圆柱齿轮减速器来说,设计变量可取齿轮齿数、模数、齿宽、螺旋角及变位系数等。对于行星轮来说,设计变量除上述的齿轮参数外,还可加上行星轮个数[6]。
设计变量是独立参数,因此要特别注意,不要把非独立参数也列为设计变量。例如,齿轮传动的齿数比u为已知,一对齿轮传动中,只能取z1(或z2)为设计变量,又如中心距也不应取为设计变量,因为齿轮参数确定后,中心距随之而定了。根据减速器的工作条件和设计要求不同,目标函数也不同。若减速器的工作条件和设计要求不同,目标函数也不同。若减速器的中心距没有要求时,可取减速器最大尺寸最小(如图2-1)或重量最轻作为目标函数。设m为减速器壳体内零件的总质量,l为最大尺寸,则目标函数的形式为:f(x)=m→min或f(x)=ι=r1+a+r4→min
式中:r1 、r4——分别为主动齿轮和从动齿轮的分度圆半径;
a—— ̄减速器的总中心距。
图2-1二级减速器最大尺寸若减速器的中心距已固定,可取其承载能力最大作为目标函数。设承载能力用系数表示,则目标函数的形式为:f(x)=1/→min
减速器类型、结构形式不同、约束函数也不完全一样。但一般包括以下几个方面的内容[6]:
(1) 边界约束:如最小模数,不根切的最小齿数,螺旋角,变位系数,齿宽系数的上下界等的限制。
(2) 性能约束:如接触强度、弯曲强度、总速比误差、过度曲线不发生干涉、重合度、齿顶厚等的限制。对行星齿轮减速器来说,尚有装配条件、同心条件和邻接条件等的限制。
减速器的类型很多,下面介绍二级展开式圆柱齿轮减速器:

二级圆柱齿轮减速器的优化设计
1 . 确定设计变量二级圆柱齿轮减速器的传动简图如图2-3所示。设计的原始数据为:高速轴输入功率P1=6.2KW,高速轴转速n1=1450r/min,总传动比I=31.5,齿宽系数取0.4;齿轮材料和热处理:大齿轮钢45、正火HB取值范围为:187207,小齿轮钢45、调质HB取值范围为:228255;总工作时间不少于10年,要求按总中心距最小来确定总体方案的各主要参数[12]。

图2-3 二级圆柱齿轮减速器的传动简图为方便加工,取二级传动齿轮的螺旋角相等,这样此次优化设计的设计变量有:mn1,mn2,Z1,Z3,i1,。显然:i2=31.5/i1。因此设计变量可取为:
X= (2-40)
式中:mn1、mn2为高速级与低速级齿轮法面模数;Z1、Z3为高速级与低速级的小齿轮齿数;i1、i2高速级与低速级传动比;为斜齿轮的螺旋角。
2.确定目标函数该齿轮传动减速器的总中心矩:
a=a1+a2= (2-41)
式中:a1为高速级中心矩;a2低速级中心矩。根据式(2-33)可得目标函数为:
minf(X)= (2-42)
3. 确定约束条件(1) 边界约束:
综合考虑传动功率与转速、平稳,轴向力不可太大,能满足短期过载,高速级与低速级大齿轮浸油深度大致相近,轴齿轮的分度圆尺寸不能太小等,因此取[9]:
2≤mn1≤5 3≤mn2≤6
14≤Z1≤22 16≤Z3≤22
5.8≤i1≤7 8°≤≤15°
由此可以建立12个约束条件:
g1(X)=2-x1≤0 g2(X)= x1-5≤0
g3(X)=3-x2≤0 g4(X)= x2-6≤0
g5(X)=14-x3≤0 g6(X)= x3-22≤0
g7(X)=16-x4≤0 g8(X)= x4-22≤0
g9(X)=5.8-x5≤0 g10(X)= x5-7≤0
g11(X)=8-x6≤0 g12(X)= x6-15≤0
(2) 齿轮的接触应力和弯曲应力不大于许用值得:
(2-43)
(2-44)
(2-45)
(2-46)
(2-47)
(2-48)
接触应力和弯曲应力的计算公式如下[8]:
(2-49)
(2-50)
(2-51)
(2-52)
(2-53)
(2-54)
(3) 几何干涉约束
高速级大齿轮与低速轴不干涉条件[9]:
a2-E-dc2/2≥0 (2-55)
式中:E为低速级轴线与高速级大齿轮(中间轴)齿顶圆之间的距离,根据经验,E≥50mm;本次设计里取E=50mm。dc2为高速级大齿轮的齿顶圆直径。

4. 减速器优化设计程序框图

5 .MATLAB实现及结果分析此设计是具有6个设计变量,19个约束的优化设计问题,在MATLAB优化工具箱中可调用fmincon函数来求解。
首先编制目标函数的M文件opti4.m,代码如下:
function f=opti4(x)
f=(x(1)*x(3)*(1+x(5))+x(2)*x(4)*(1+31.5/x(5)))/(2*cos(x(6)));
再编制非线性约束函数的M文件mycon4.m,代码如下:
function [c ceq]=mycon4(x)
g(1)=(cos(x(6)*pi/180))^3-3.079*1.0e-6*(x(1))^3*(x(3))^3*x(5);
g(2)=(x(5))^2*(cos(x(6)*pi/180))^3-1.017*1.0e-4*(x(2))^3*(x(4))^3;
g(3)=(cos(x(6)*pi/180))^2-9.939*1.0e-5*(x(1))^3*(x(3))^2*(1+x(5));
g(4)=(x(5))^2*(cos(x(6)*pi/180))^2-1.116*1.0e- ...
4*(x(1))^3*(x(3))^2*(1+x(5));
g(5)=(x(5))^2*(cos(x(6)*pi/180))^2-1.076*1.0e- ...
4*(x(1))^3*(x(3))^2*(31.5+x(5));
g(6)=(x(5))^2*(cos(x(6)*pi/180))^2-1.171*1.0e- ...
4*(x(2))^3*(x(4))^2*(31.5+x(5));
g(7)=x(5)*(2*(x(1)+50)*cos(x(6)*pi/180)+x(1)*x(3)*x(5)- ...
x(2)*x(4)*(x(5)+31.5));
c=[g(1);g(2);g(3);g(4);g(5);g(6);g(7)];
ceq=[];
最后编制主函数的M文件myfun4.m,代码如下:
function [y fval]=myfun4(x)
A =[-1,0,0,0,0,0;1,0,0,0,0,0;0,-1,0,0,0,0;0,1,0,0,0,0;0,0,-1,0,0,0; ...
0,0,1,0,0,0;0,0,0,-1,0,0;0,0,0,1,0,0;0,0,0,0,-1,0;0,0,0,0,1,0; ...
0,0,0,0,0,-1;0,0,0,0,0,1];
b =[-2;5;-3;6;-14;22;-16;22;-5.8;7;-8;15];
lb=zeros(2,1);
options = optimset('LargeScale','off');
[y,fval,exitflag,output]=fmincon(@opti4,x,A,b,[],[],lb,[],@mycon4,options);
运行后结果如下:
x= 2 3.78575964782261 18.380170427575
17.830153178196 5.8 12.5702622643179
fval=349.015042141358 优化了31.8%。将数据进行圆整后:
x= 2 4 19 18 5.8 12.57
fval=355.68
依然比原来的优化了30.49%

㈢ 亲,二级圆锥圆柱齿轮减速器的设计中,哪个轴的受力最多,最需要校核呢是不是中间轴呢

最后一根输出轴,有需要,淘宝,上善大勇金星机械设计!

㈣ 谁给一个二级圆柱圆锥齿轮减速器的中间轴设计校核的说明。给邮过来啊~

这个帖子http://..com/question/211947722.html有贴图,如果需要请确认你的帖子,我收到最佳答案的通知后传你邮箱图纸
说明书有轴的校核计算

㈤ 二级斜齿圆柱齿轮减速器(机械课程设计)

这个设计你得自己照你同学的格式做,就把数字换一下就行了。我把图给你发过去。你的邮箱呢?

㈥ 二级斜齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计

说明书

学院:西安交通大学机械学院
专业:机械设计制造及其自动化
班级:机设0602
姓名:XXX
教师:XXX

目 录
一、设计数据及要求 2
1.工作机有效功率 2
2.查各零件传动效率值 2
3.电动机输出功率 3
4.工作机转速 3
5.选择电动机 3
6.理论总传动比 3
7.传动比分配 3
8.各轴转速 4
9.各轴输入功率: 4
10.电机输出转矩: 4
11.各轴的转矩 4
12.误差 5
三、选择齿轮材料,热处理方式和精度等级 5
四、齿轮传动校核计算 5
(一)、高速级 5
(二)、低速级 9
五、初算轴径 13
六、校核轴及键的强度和轴承寿命: 14
(一)、中间轴 14
(二)、输入轴 20
(三)、输出轴 24
七、选择联轴器 28
八、润滑方式 28
九、减速器附件: 29
十一 、参考文献 29

一、设计数据及要求
F=2500N d=260mm v=1.0m/s
机器年产量:大批; 机器工作环境:清洁;
机器载荷特性:平稳; 机器的最短工作年限:五年二班;

二、 确定各轴功率、转矩及电机型号
1.工作机有效功率

2.查各零件传动效率值
联轴器(弹性) ,轴承 ,齿轮 滚筒

故:
3.电动机输出功率

4.工作机转速

电动机转速的可选范围: 取1000
5.选择电动机
选电动机型号为Y132S—6,同步转速1000r/min,满载转速960r/min,额定功率3Kw
电动机外形尺寸
中心高H 外形尺寸

底脚安装尺寸

底脚螺栓直径
K 轴伸尺寸
D×E 建联接部分尺寸
F×CD
132
216×140 12 38×80 10×8

6.理论总传动比

7.传动比分配
故 ,

8.各轴转速

9.各轴输入功率:

10.电机输出转矩:

11.各轴的转矩

12.误差

带式传动装置的运动和动力参数
轴 名 功率 P/
Kw 转矩 T/
Nmm 转速 n/
r/min 传动比 i 效率 η/
%
电 机 轴 2.940 29246.875 960 1 99
Ⅰ 轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96
Ⅱ 轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96
Ⅲ 轴 2.6840 348963.911 73.46
Ⅳ 轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98

三、选择齿轮材料,热处理方式和精度等级
考虑到齿轮所传递的功率不大,故小齿轮选用45#钢,表面淬火,齿面硬度为40~55HRC,齿轮均为硬齿面,闭式。
选用8级精度。

四、齿轮传动校核计算
(一)、高速级
1.传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式硬齿面,故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和
尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得:

式中各参数为:
(1)小齿轮传递的转矩:
(2)初选 =19, 则
式中: ——大齿轮数;
——高速级齿轮传动比。
(3)由参考文献[1] P144表8.6,选取齿宽系数 。
(4)初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度:

由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.72
由式8.2得
由图8.26查得螺旋角系数
(5)初取齿轮载荷系数 =1.3。
(6)齿形系数 和应力修正系数 :

齿轮当量齿数为

由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.79, =2.20
由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.56, =1.78
(7)许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得:
由参考文献[1] P146图8.28(h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为:
和 。
由参考文献[1] P147表8.7,取安全系数 =1.25。
小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为:

式中: ——齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数;
——齿轮工作时间。
由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为:
故许用弯曲应力为
=

所以
初算齿轮法面模数

2 .计算传动尺寸
(1)计算载荷系数
由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ;
由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ;
由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ,则

(2)对 进行修正,并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1,圆整为
(3)计算传动尺寸。
中心距
圆整为105mm
修正螺旋角
小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=20mm
取 ,
式中: ——小齿轮齿厚;
——大齿轮齿厚。
3.校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[1] P135公式8.7
式中各参数:
(1)齿数比 。
(2)由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。
(3)由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。
(4)由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数
(5)由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数
(5)由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力
式中: ——接触疲劳极限,由参考文献[1] P146
图8.28()分别查得 ,

——寿命系数,由参考文献[1] P147图8.29查得 , ;
——安全系数,由参考文献[1] P147表8.7查得 。故

满足齿面接触疲劳强度。
(二)、低速级
1.传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式硬齿面,故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得:

式中各参数为:
(1)小齿轮传递的转矩:
(2)初选 =23, 则
式中: ——大齿轮数;
——低速级齿轮传动比。
(3)由参考文献[1] P144表8.6,选取齿宽系数
(4)初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度:
由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.71
由式8.2得
由图8.26查得螺旋角系数
(5)初取齿轮载荷系数 =1.3。
(6)齿形系数 和应力修正系数 :
齿轮当量齿数为

由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.65, =2.28
由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.57, =1.76
(7)许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得:
由参考文献[1] P146图8.28(h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为:
和 。
由参考文献[1] P147表8.7,取安全系数 =1.25。
小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为:

式中: ——齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数;
——齿轮工作时间。
由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为:
故许用弯曲应力为
=

所以
初算齿轮法面模数

2 .计算传动尺寸
(1)计算载荷系数
由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ;
由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ;
由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ,则

(2)对 进行修正,并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1,圆整为
(3)计算传动尺寸。
中心距
圆整为145mm
修正螺旋角
小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=35mm
取 ,
式中: ——小齿轮齿厚;
——大齿轮齿厚。
3.校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[1] P135公式8.7
式中各参数:
(1)齿数比 。
(2)由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。
(3)由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。
(4)由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数
(5)由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数
(5)由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力
式中: ——接触疲劳极限,由参考文献[1] P146
图8.28()分别查得 ,

——寿命系数,由参考文献[1] P147图8.29查得 , ;
——安全系数,由参考文献[1] P147表8.7查得 。故

满足齿面接触疲劳强度。

五、初算轴径
由参考文献[1]P193公式10.2可得:
齿轮轴的最小直径: 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取 。
中间轴的最小直径: 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求,最后取
输出轴的最小直径: 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取 。
式中: ——由许用扭转应力确定的系数,由参考文献[1]P193表10.2,取

六、校核轴及键的强度和轴承寿命:
(一)、中间轴

1.齿轮2(高速级从动轮)的受力计算:
由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中: ——齿轮所受的圆周力,N;
——齿轮所受的径向力,N;
——齿轮所受的轴向力,N;

2.齿轮3(低速级主动轮)的受力计算:
由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中: ——齿轮所受的圆周力,N;
——齿轮所受的径向力,N;
——齿轮所受的轴向力,N;
3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为:

4.轴向外部轴向力合力为:
5.计算轴承支反力:
竖直方向,轴承1
轴承2
水平方向,轴承1 ,与所设方向相反。
轴承2 ,与所设方向相反。
轴承1的总支撑反力:
轴承2的总支撑反力:
6.计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧,竖直方向
水平方向
b-b剖面右侧,竖直方向
水平方向
a-a剖面右侧合成弯矩为
b-b剖面左侧合成弯矩为

故a-a剖面右侧为危险截面。
7.计算应力
初定齿轮2的轴径为 =38mm,轴毂长度为10mm,连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8,t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm,连接键由P135表11.28选择 =12×8,t=5mm, =32mm,毂槽深度 =3.3mm。

,故齿轮3可与轴分离。
又a-a剖面右侧(齿轮3处)危险,故:
抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

8.计算安全系数
对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192表10.1知:
抗拉强度极限 =650MPa
弯曲疲劳极限 =300MPa
扭转疲劳极限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系数:
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得
绝对尺寸系数由附图10.1查得:
键槽应力集中系数由附表10.4查得: (插值法)
由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[S],故危险截面是安全的
9.校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力
齿轮3处键连接的挤压应力
由于键,轴,齿轮的材料都为45号钢,由参考文献[1]查得 ,显然键连接的强度足够!
10.计算轴承寿命
由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN,基本额定静负荷 =17.5KN

轴承1的内部轴向力为:
轴承2的内部轴向力为:
故轴承1的轴向力 ,
轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P220表11.12可查得:




根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,11.10得温度系数 ,载荷系数 ,寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
,故轴承寿命满足要求

(二)、输入轴

1.计算齿轮上的作用力
由作用力与反作用力的关系可得,齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等,方向相反。即:轴向力 ,径向力 ,圆周力
2.平移轴向力所产生的弯矩为:

3.计算轴承支撑反力
竖直方向,轴承1
轴承2
水平方向,轴承1 , 轴承2 ,
轴承1的总支撑反力:
轴承2的总支撑反力:

4.计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧,竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
a-a剖面右侧,竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
危险截面在a-a剖面左侧。
5.计算截面应力
由参考文献[1]P205附表10.1知:
抗弯剖面模量
抗扭剖面模量
弯曲应力

扭剪应力

6.计算安全系数
对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192表10.1知:
抗拉强度极限 =650MPa
弯曲疲劳极限 =300MPa
扭转疲劳极限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系数:
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得
绝对尺寸系数由附图10.1查得:
由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[S],故危险截面是安全的
7.校核键连接的强度
联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =8×7,t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm
联轴器处键连接的挤压应力
由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献[1]查得 ,显然键连接的强度足够!
8.计算轴承寿命
由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN,基本额定静负荷 =12.8KN

轴承1的内部轴向力为:
轴承2的内部轴向力为:
由于
故轴承1的轴向力 ,
轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P220表11.12可查得:




根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,11.10得温度系数 ,载荷系数 ,寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
,故轴承寿命满足要求
(三)、输出轴

1.计算齿轮上的作用力
由作用力与反作用力的关系可得,齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等,方向相反。即:轴向力 ,径向力 ,圆周力

2.平移轴向力所产生的弯矩为:

3.计算轴承支撑反力
竖直方向,轴承1
轴承2
水平方向,轴承1 , 轴承2 ,
轴承1的总支撑反力:
轴承2的总支撑反力:
4.计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧,竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
a-a剖面右侧,竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
危险截面在a-a剖面左侧。
5.计算截面应力
初定齿轮4的轴径为 =44mm,连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =12×8,t=5mm, =28mm。
由参考文献[1]P205附表10.1知:
抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

6.计算安全系数
对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192表10.1知:
抗拉强度极限 =650MPa
弯曲疲劳极限 =300MPa
扭转疲劳极限 =155MPa
由表10.1注②查得材料等效系数:
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得
绝对尺寸系数由附图10.1查得:
键槽应力集中系数由附表10.4查得: (插值法)
由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[S],故危险截面是安全的
7.校核键连接的强度
联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8,t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm
联轴器处键连接的挤压应力
齿轮选用双键连接,180度对称分布。
齿轮处键连接的挤压应力
由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献[1]查得 ,显然键连接的强度足够!
8.计算轴承寿命
由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN,基本额定静负荷 =20.5KN

轴承1的内部轴向力为:
轴承2的内部轴向力为:
由于
轴承1的轴向力
故轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P220表11.12可查得:




根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,11.10得温度系数 ,载荷系数 ,寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
,故轴承寿命满足要求

七、选择联轴器
由于电动机的输出轴径(d=38mm)的限制,故由参考文献[2]P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联,孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大,所选联轴器的额定转矩大,故选HL3型,孔径取35mm。

八、润滑方式
由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小,低于2m/s,故齿轮的润滑方式选用油润滑,轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大,故润滑油选用中负荷工业齿轮油(GB5903——1986),牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂(SY1413——1980)。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑,故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释,也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。

九、减速器附件:
1.窥视孔及窥视孔盖:由于受集体内壁间距的限制,窥视孔的大小选择为长90mm,宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm,宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来,因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大,故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性,故选择带有凸台的铸铁盖板。
2.通气器:为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大,导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏,使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中,故选用结构简单的通气螺塞即可,其规格为M22×1.5。
3.放油孔及放油螺塞:为了能在换油时将油池中的污油排出,清理油池,应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果,选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部,要求密封效果好,故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。
4.油面指示器:为了能随时监测油池中的油面高度,以确定齿轮是否处于正常的润滑状态,故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺,放置于机座侧壁,油标尺型号选择为M12。
5.吊耳和吊钩:为了方便装拆与搬运,在机盖上设置吊耳,在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖,而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径,吊耳和吊钩的直径都取20mm。
6.定位销:本减速器机体为剖分式,为了保证轴承座孔的加工和装配精度,在机盖和机座用螺栓联接后,在镗孔之前,在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销,安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上,呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。
7.起盖螺钉:在机盖与机座联接凸缘的结合面上,为了提高密封性能,常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧,不易分开。为了便于拆下机盖,在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm,在端部有一个6mm长的圆柱。

十一 、参考文献
1 陈铁鸣主编.机械设计.第4版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2006
2 王连明,宋宝玉主编.机械设计课程设计.第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2005
3 陈铁鸣, 王连明主编.机械设计作业指导.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2003
4徐灏主编.机械设计手册(第二版).北京:机械工业出版社,2004
5陈铁鸣主编.新编机械设计课程设计图册.北京:高等教育出版社,2003
6王知行,刘廷荣主编..机械原理..北京:高等教育出版社,2005

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这个二级减速器有两种设计方法,一个是中间同向,一种是中间反向,如果是反旋向,中间轴向力为同方向,此时轴向力最大,如果同旋向,轴向力相反,中间轴上的轴向力最小,如果设计时,为使中间轴上的轴向力最小,也应该选择通宵旋向

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