機(jī)械二級(jí)傳動(dòng)減速器設(shè)計(jì)書(shū)(存儲(chǔ)版)
【正文】 0,L=1102軸左端鍵槽部分的軸徑為50mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵1610，b=16,h=10,L=1002軸右端鍵槽部分的軸徑為50mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵1610，b=16,h=10,L=632．鍵的強(qiáng)度計(jì)算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件為 查表62得，鋼材料在輕微沖擊下的許用擠壓應(yīng)力為100~120MPa，所以取 (1).1軸上鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿(mǎn)足強(qiáng)度條件(2).2軸左端上鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿(mǎn)足強(qiáng)度條件2軸右端上鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿(mǎn)足強(qiáng)度條件(3).3軸左端鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿(mǎn)足強(qiáng)度條件3軸右端鍵的強(qiáng)度計(jì)算 所以 滿(mǎn)足強(qiáng)度條件 。d=50mm基本額定動(dòng)載荷 C = kN極限轉(zhuǎn)速 Vmax=5300 r / min齒輪1上的作用力：圓周力Ft1 =2T1d1=210362=徑向力Fr1 =Ft1,tanαncosβ==軸向力Fa1 =Ft1,tanβ==軸承上的支反力Fv1=Fr1L1+Far1L1+L2=165+31165+58=1425N Fh1=L1L1+L2Ft1=165+58= Fv2=Fr1Fv1== Fh2=Ft1Fh1==軸承上的徑向力FR1=Fv12+Fh12= FR2=Fv22+Fh22=派生軸向力S1=FR12Y==S2=FR22Y==S2+FaS1 故Fa2=S2= Fa1= S2+Fa=軸承1 Fa1FR1=P1= FR1+Fa1=軸承2 Fa2FR2==1，Y=0P2=FR2=計(jì)算壽命額定壽命Lh=163008=104h104＞104所以設(shè)計(jì)的軸承滿(mǎn)足要求的。求作用在齒輪2上的力 齒輪2的力為Ft1,=Ft1=Fr1,=Fr1=Fa1,=Fa1=齒輪3對(duì)軸的力：Ft2=2T2d2=2105100=Fr2=Ft2tanαncosβ==Fa2=Ft2tanβ=得豎直支反力： 水平支反力：作出2軸的力學(xué)模型，如下圖再計(jì)算出各個(gè)作用點(diǎn)處的彎距和扭距當(dāng)量彎矩D1=M122+=?m D2=M212+= N?m2軸彎距圖和扭距圖如下： (2).校核軸的強(qiáng)度由軸的扭距、彎距圖可知，齒輪處軸4的輪齒處存在危險(xiǎn)截面，因此在該處計(jì)算應(yīng)力（因扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力不是對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力，故引入折合系數(shù)α）取抗彎截面系數(shù) 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 所以 查表151得 MPa軸的彎扭強(qiáng)度條件為 符合彎扭強(qiáng)度條件齒輪處軸1的輪齒處存在危險(xiǎn)截面，因此在該處計(jì)算應(yīng)力抗彎截面系數(shù) 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 所以 MPa軸的彎扭強(qiáng)度條件為 符合彎扭強(qiáng)度條件2軸按疲勞強(qiáng)度校核截面3處應(yīng)力集中最大，故校核該截面左右兩側(cè)。軸的徑向尺寸：當(dāng)直徑變化處的端面用于固定軸上零件或承受軸向力時(shí)，直徑變化值要大些，可?。?~8）mm，否則可取（4~6）mm軸的軸向尺寸：軸上安裝傳動(dòng)零件的軸段長(zhǎng)度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關(guān)，確定了直徑，即可確定輪轂寬度。z1=24=，z2取100， （2）選取螺旋角。故η==(3)所需電動(dòng)機(jī)的功率Pd：Pd=Pwη== 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：滾筒轉(zhuǎn)速：n= = 601000(π450) = 按手冊(cè)表132推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取二級(jí)圓柱斜齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比范圍i齒 =860 。設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)： 輸送帶工作拉力Fj = 輸送帶工作速度Vj= 滾筒直徑D=450mm項(xiàng)目設(shè)計(jì)內(nèi)容，步驟和說(shuō)明結(jié)果選擇傳動(dòng)裝置類(lèi)型（方案）（a） 展開(kāi)式，如圖1，展開(kāi)式結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單，應(yīng)用最廣；但齒輪相對(duì)于軸承非對(duì)稱(chēng)布置，受載時(shí)軸的彎曲變形會(huì)使載荷沿齒寬分布不均，故軸應(yīng)具備足夠大的剛度圖1(b)同軸式，如圖13所示，同軸式減速器的輸入軸與輸出軸在同一軸線(xiàn)上，箱體較短，但箱體內(nèi)須設(shè)置軸承支座，使箱體軸向尺寸增大，中間軸加長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜 圖2傳動(dòng)方案定為方案a：二級(jí)展開(kāi)式圓柱斜齒輪減速器選擇電動(dòng)機(jī)1．原始數(shù)據(jù)如下： ①運(yùn)輸帶牽引力F=6300N②運(yùn)輸帶工作速度V=2．電動(dòng)機(jī)型號(hào)選擇(1)工作機(jī)所需的功率Pw： Pw=Fv1000=6300=2)傳動(dòng)裝置的總效率：η =η聯(lián)軸器η2齒輪η4軸承η輸η2油由手冊(cè)表17查得η聯(lián)軸器=（彈性聯(lián)軸器）、η齒=（一對(duì)齒輪，正常油潤(rùn)滑）、η軸承=（滾子軸承，潤(rùn)滑正常一對(duì)）、η油=。 （3） 減速器為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（—）第一級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=i1為滿(mǎn)足齒面接觸疲勞強(qiáng)度取d1=取Z1=39,則z2=,取z2=114(4).幾何尺寸計(jì)算①計(jì)算中心距將中心距圓整為197mm②按圓整后的中心距修正螺旋角差值不大，故
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