机械设计基础课程设计任务书 x5#Kk.
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课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 }!*|VdL0
Vl(id_~ _
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) S"+#=C
yWN'va1+$
目 录 ~s?y[yy6i
L`:V]p
一 课程设计书 2 /a$Zzs&xs
.ezko\nU
二 设计要求 2 N1>M<N03
55y}t%5
三 设计步骤 2 v!S(T];)
GAR6nJCz
1. 传动装置总体设计方案 3 : @gW3'
2. 电动机的选择 4 INCanE`+
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 Mu" vj*F
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 H11@ DQ6
5. 设计V带和带轮 6 +5GC?cW
6. 齿轮的设计 8 |e+r~).4B
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 {poTA+i
8. 键联接设计 26 5}]gL
9. 箱体结构的设计 27 C-Y7n5
10.润滑密封设计 30 ! OVi\v
'm
11.联轴器设计 30 B( wi+;
pXNH
四 设计小结 31 ZTGsZ}{5
五 参考资料 32 UBuG12U4Y
MqWM!v-M
一. 课程设计书 sWq}/!@&
设计课题: {v3@g[:|
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V g1UQ6Oa
表一: ;$r!eFY;
题号 !$-QWKD4
c)QOgXv
参数 1 li`
运输带工作拉力(kN) 1.5 Hw#yw g
运输带工作速度(m/s) 1.1 Pj^Ccd'>=
卷筒直径(mm) 200 ~W gO{@Mw
m}m|(;T
二. 设计要求 MA mjoH
1.减速器装配图一张(A1)。 ,y7X>M2
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 {mHxlG)
3.设计说明书一份。 X=k|SayE8
~c=*Y=)LG
三. 设计步骤 =*WfS^O
1. 传动装置总体设计方案 x}7Xd P.2$
2. 电动机的选择 Bo*Wm
w
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ${UH!n{
4. 计算传动装置的运动和动力参数 %8"Aq
5. “V”带轮的材料和结构 ,v*\2oG3^
6. 齿轮的设计 #/K71Y
7. 滚动轴承和传动轴的设计 (jh0cy}|]
8、校核轴的疲劳强度 `LWb L*;Y0
9. 键联接设计 0te[i*G
10. 箱体结构设计 *^%ohCUi
11. 润滑密封设计 !`dn# j
12. 联轴器设计 Eo{js?1G_
WZ@$bf}f0
1.传动装置总体设计方案: )5U7w
{'zs4)vw
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ZN`I4Ak
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, qS[nf>"
要求轴有较大的刚度。 IkLcL8P^
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 }4*~*NoQ
其传动方案如下: ^+dL7g?+
)}\J
图一:(传动装置总体设计图) )9rJ]D^B
W%}zwQ
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 Kx,<-]4
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 ^<e(3S:
传动装置的总效率 L8KMMYh[
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; rge/qUr/^
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, w5Yt mnP
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, i"y @Aj!7
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 TP)}1@
/.@"wAw:
2.电动机的选择 LZ~}*}jy
?w "zW6U
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, 0a's[>-'A
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, nA#dXckoc
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 @w[HXb
EYKV}`
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, y)+lU
HS
1zA
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 >VvA&p71b
\w@ "`!%
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 @avG*Mr^
vF$sVu|B
6t`cY
方案 电动机型号 额定功率 hdH}4W
P H}}C>p"!,
kw 电动机转速 A]s|"Pav,
电动机重量 ;[[oZ
N 参考价格 agPTY{;
元 传动装置的传动比 4Y}{?]>pu
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 5*Y(%I<
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
i(n BXV{
@7,k0H9Moa
中心高 MJI`1*(
外型尺寸 .OSFLY#[?
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD Z {*<Gx
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 r/mKuGa]
|]x>|Z?/u
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 xU;;@9X
W v!%'IB
(1) 总传动比 j.7BoV
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 @
M
(2) 分配传动装置传动比 jB%aHUF;
=× }:hN}*H
式中分别为带传动和减速器的传动比。 #w#:f
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 W(,3j{d2i
4.计算传动装置的运动和动力参数 J`d;I#R%c
(1) 各轴转速 JWvL
==1440/2.3=626.09r/min }w/6"MJ[n
==626.09/5.96=105.05r/min yk&PJ;%O<
(2) 各轴输入功率 #hF(`oX}4K
=×=3.05×0.96=2.93kW &`Ek-b!7
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW Z+G/==%3#,
则各轴的输出功率: Y4I;-&d's
=×0.98=2.989kW ,FDRU
=×0.98=2.929kW [^2c9K^NK
各轴输入转矩 xv>]e <":
=×× N·m N)^`
15w
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· {#4F}@Q
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m Ud'/
9:P
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m )lrmP(C*.a
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m &'<e9
=×0.98=242.86N·m LF\HmKM,
运动和动力参数结果如下表 q=`i
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min x /E<@?*:
输入 输出 输入 输出 .*Ylj2nM
电动机轴 3.03 20.23 1440 8zzY;3^h;
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 {>n\B~*,"C
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 IcP\#zhEv
aV`_@F-8
5、“V”带轮的材料和结构 bn6WvC3?
确定V带的截型 EN;s
8sC!
工况系数 由表6-4 KA=1.2 V3<H8pL
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 JBt2R=
V带截型 由图6-13 B型 ~Y/o9x0
g}n-H4LI
确定V带轮的直径 T?HW=v_a
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm xSy`VuSl
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s :B
9>
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm fv/Nf"
aK33bn'j
确定中心距及V带基准长度 z^^)n
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 Z]qbLxJV
360<a<1030 G[$g-NU+
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm :kQydCuK
f O ,5
u;
初定V带基准长度 N`et]'_A}
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ;9$71E
Xli$4 uL
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm zy(NJ
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm &OsO _F
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 WJj5dqatV
\45F;f_r6
确定V带的根数 zv0bE?W9
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw E.eUd4XG
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 aI;-NnC
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 7BkY0_KK
带长修正系数 由表6-2 KL=1 Oe
~g[I;
"Tz'j}< 9C
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 #ADm^UT^
{2F@OfuCF
取Z=2 a(uZ}yS$
V带齿轮各设计参数附表 #+#^cqjZ
M>[e1y>7
各传动比 =~_
@L$!hTaP
V带 齿轮 {hFH6]TA
2.3 5.96 Q|xa:`3?
?kdan
2. 各轴转速n o3YW(%cYR
(r/min) (r/min) H)+QkQb}
626.09 105.05 S#:l17e3
Q$(Fma 4a
3. 各轴输入功率 P s@IgaF {
(kw) (kw) _;M3=MTM9
2.93 2.71 %+^Qs\j
T>68 ,; p
4. 各轴输入转矩 T h8dFW"cpC
(kN·m) (kN·m) Bmt^*;WY+
43.77 242.86 ^B:;uyG]M
3 3zE5vr
5. 带轮主要参数 Q_>W!)p Gz
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) ly:2XvV3~
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 5]xSK'6W
带的根数z h0$Y;=YA
160 368 708 2232 B 2 %Ai' 6
EF6h>"']/
6.齿轮的设计 )2a)$qx;
$*|M+ofQ
(一)齿轮传动的设计计算 RqX^$C8M
TV=K3F5)M
齿轮材料,热处理及精度 "hi03k
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 z]7 /Gc,j
(1) 齿轮材料及热处理 [ ou$*
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 -9::M}^2
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 Gk]ZP31u
② 齿轮精度 Y_K W9T_
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 ||?@pn\
Xv3pKf-K
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 #_{Q&QUk
按齿面接触强度设计 =*1NVi $n
7[PEiAI
确定各参数的值: Z?xRSi2~7
①试选=1.6 SA7(EJ95
选取区域系数 Z=2.433 ^e=G} N^
SL-;h#-y
4
则 s VHk;:e>x
②计算应力值环数 Q8MIpa!:
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 3{fg3?
=1.4425×10h bF6J>&]!
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) f}J(nz>Sh
③查得:K=0.93 K=0.96 6tFi\,)E
④齿轮的疲劳强度极限 $1g1Bn
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: H8B$#.
[]==0.93×550=511.5 "Kdn`zN{
:AS`1\ C
[]==0.96×450=432 em'ADRxG+
许用接触应力 `XpQR=IOMb
S*$?~4{R
⑤查课本表3-5得: =189.8MP +:"0%(
=1 X'-Yz7J?o
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 xJ2I@*DN
=4.47×10N.m BM`6<Z "3q
3.设计计算 [}]yJ+)
①小齿轮的分度圆直径d 1)MDnODJ
ZP5 !O[Ut
=46.42 uZZRFioX|
②计算圆周速度 9v[V"m`M
1.52 =MMd&
③计算齿宽b和模数 g4eW<
计算齿宽b 6y~F'/ww
b==46.42mm QeG9CS)E}j
计算摸数m NB4O,w
初选螺旋角=14 fP V n;
= "L:4 7!8
④计算齿宽与高之比 U(9_&sL
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 Z Cjw)To(
=46.42/4.5 =10.32 t:5-Ro
⑤计算纵向重合度 #
)y/aA
=0.318=1.903 RQb}t,
⑥计算载荷系数K V*{rHp{=p
使用系数=1 [IQ|c?DxpL
根据,7级精度, 查课本得 |PlNVd2
动载系数K=1.07, kJp~'\b
查课本K的计算公式: O|~C qb
K= +0.23×10×b ]Ob|!L(
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 `r -jWK\
查课本得: K=1.35 d.^g#&h
查课本得: K==1.2 dniU{v
故载荷系数: AoeRoqg
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 `}$o<CJ
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 #5Z`Q^
d=d=50.64 p.SipQ.P
⑧计算模数 #F.jf2h@
= *Bq}.Yn
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 52dD(
由弯曲强度的设计公式 U~N7\Pa4
≥ ^Aq0<
8s@N NjV
⑴ 确定公式内各计算数值 R<Lf>p>_
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m Z0jgUq`r
确定齿数z 12KC4,C&1i
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 )&Oc7\J,
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 r8Mx+r
Δi=0.032%5%,允许 4
"HX1qP
② 计算当量齿数 @)?]u
U"L
z=z/cos=24/ cos14=26.27 {K]5[bMT
z=z/cos=144/ cos14=158 \A"o[A2v
③ 初选齿宽系数 -f)fiQ-<
按对称布置,由表查得=1 )ODF6Ag
④ 初选螺旋角 rNii,_
初定螺旋角 =14 V@G#U[D
⑤ 载荷系数K S3E,0%yo+)
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 D j&~x
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y qk1j mr
查得: VN0We<\Z
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 UJ)pae
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 DAB9-[y+
s9;6&{@%wO
⑦ 重合度系数Y En?V\|,
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 !Qe;oMqy}
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 tcuwGs>_
=14.07609 jO-?t9^
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 h'):/}JPl
⑧ 螺旋角系数Y /x6p
轴向重合度 =1.675, 6lSz/V;
Y=1-=0.82 wZiUzS;v
;Y$>WKsV
⑨ 计算大小齿轮的
5&&4-
安全系数由表查得S=1.25 xzOa9w/
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 (+>
2&@@<
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 ~#A}=,4>
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 xH-d<Ht,7
查课本得到弯曲疲劳强度极限 CubQ6@,
小齿轮 大齿轮 `6D?te
Ymk?@mV4
查课本得弯曲疲劳寿命系数: Ke\\B o,
K=0.86 K=0.93 ;]>kp^C#
GM%+yS}(P
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 hmO2s/~
[]= mgq!)
[]= B `~EA] d
W$rWg>4>
Y'iX
大齿轮的数值大.选用. 2bp@m;g$
t4WB^dHYp
⑵ 设计计算 :v&[!
计算模数 2$JGhgDI
/4:bx#;A
Z!1D4`w
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: |*&l?S
]gk1q{Ql<
z==24.57 取z=25 zfIo]M`
'cW^ S7
那么z=5.96×25=149 =}^NyLE?
>XD?zF)6
② 几何尺寸计算 PsY![CPrW
计算中心距 a===147.2 ^\\3bW9}H
将中心距圆整为110 .DCHc,DxA
9%!h/m>rW
按圆整后的中心距修正螺旋角 xY^sC56Z
?[D3-4
=arccos m>@hh#kBg
I{Zb/}k-
因值改变不多,故参数,,等不必修正. <n2@;`D
AjC:E+g
计算大.小齿轮的分度圆直径 p4'
.1.@
ejROJXB
d==42.4 CdolZW-!"
CVj^{||eF
d==252.5 BuJo W@)
jjs/6sSRk
计算齿轮宽度 ^|]&"OaB
Z
qpjY &3SI
B= @IT[-d
aAo|3KCs
圆整的 dGIdSQ~ _
DD|0?i
大齿轮如上图: L$ZjMJ
Pf*6/7S:
D tsZP
(
(!~cOx
7.传动轴承和传动轴的设计 &OMlW_FHR
Wh[QR-7Ew
1. 传动轴承的设计 44]s`QyG
rPV
Q#iB
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 KII{GDR]
P1=2.93KW n1=626.9r/min 6#=jF[
T1=43.77kn.m z+"tAVB[i
⑵. 求作用在齿轮上的力 ?|nl93m
已知小齿轮的分度圆直径为 |LHJRP-Z
d1=42.4 U( YAI%O
而 F= P"YdB|I
F= F j]u!;]
4>JSZ6i#n
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N E
C?}iP
ewDYu=`*
A2_ut6&eb
O[@!1SKT0
⑶. 初步确定轴的最小直径 9:j?Jvw$
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 5E!C?dv(z
<Xf6?nyZ(
2M
%j-yG"
XJ18(Q|w'
从动轴的设计 &?<uR)tl
_y@28t
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, c4JV~VS+
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ^Hd[+vAvR
⑵. 求作用在齿轮上的力 LGP"S5V
已知大齿轮的分度圆直径为 ;kFD769DLw
d2=252.5 5mH[|_
而 F= 6g(;2gY
F= F s :vNr@TS
p|>*M\LE#
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N u'YXI="(
M'*s5:i
S{c/3k~
L%'J]HL-
⑶. 初步确定轴的最小直径 %iyc1]w{
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 i8iT}^
z0"t]4s
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 !_QI<=X
查表,选取 ; pnF%co9
wu
<0or2
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 o`T.Zaik,
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 s~M4. 06P
.OPknC
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Tz
@<hE
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 uD\R3cY
>m%_`68
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. ah>c)1DA*H
rQ*+
<`R}
D B 轴承代号 2)}n"ibbT
45 85 19 58.8 73.2 7209AC L.n@;*
45 85 19 60.5 70.2 7209B "?"
:
50 80 16 59.2 70.9 7010C YteIp'T
50 80 16 59.2 70.9 7010AC l6M?[
u
Ie^Me
u 3WU0Z`
^<;W+dWdU
_@5Xmr
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 5Xq+lLW>
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, '+Dsmoy
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. T(!1\ TB
Ly=.
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. Gu;40)gm
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, u[a-9^&g
高速齿轮轮毂长L=50,则 2&6D`{"P
&RR;'wLoQT
L=16+16+16+8+8=64 hf`y_H+\7
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
:~-:
/b+~BvTh
5. 求轴上的载荷 xP8/1wd.
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, Z+xkN
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. <ZC.9
y?sz&*:
H_xHoCLI
[P2>KQ\
r=j?0k '}]
gS(3 m_
SSe;&Jk2d
^ AZ#tp%)
[R]V4Hb
yg\QtWWM
/xn|d#4
传动轴总体设计结构图: P~7(x7/7~
Bg|d2,im
ys=2!P-[#
,='Ihi
(主动轴) "&_+!TBg,
c |0p'EQ
&A:&2sP8
从动轴的载荷分析图: It*U"4lgi
ju2H0AQ
6. 校核轴的强度 Y3@+aA
根据 3.movkj
== xI,3(A.
前已选轴材料为45钢,调质处理。 [REH*_
查表15-1得[]=60MP *r.%/^@
〈 [] 此轴合理安全 )xp3
ElH
JMAdsg/
8、校核轴的疲劳强度. U|wST&rU|
⑴. 判断危险截面 %YVPm*J~
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. |=5zI6pT
⑵. 截面Ⅶ左侧。 8UB2 du@?
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 0hY3vBQ!
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 _DR@P(0>_
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 EH".ki=e
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 o0Teect=
截面上的弯曲应力 4 95Y<x}=
UVDMYA0
截面上的扭转应力 8Hq4ppC
== KKwM\
轴的材料为45钢。调质处理。 Sr+hB>{
由课本得: 8kK L=
NG3?OAQTw
因 5,xPB5pK
经插入后得 B9l~Y/3|
2.0 =1.31 4EYD5
轴性系数为 z/#,L!Z3
=0.85 Aa-5k3:x]=
K=1+=1.82 !S~)U{SSK
K=1+(-1)=1.26 7,)E1dx -V
所以 V;^-EWNj
cO:lpsKYQ
综合系数为: K=2.8 ;$tdn?|
K=1.62 5$
How!
碳钢的特性系数 取0.1 [__P-h{J
取0.05 {~&]
安全系数 H2iIBGu|L
S=25.13 Zzlt^#KLx
S13.71 PU%Zay
≥S=1.5 所以它是安全的 P%B|HnG^
截面Ⅳ右侧 <\nM5-wR
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 RZEq@q
UhR^Y{W5
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 ;nl JD#
?121 as}z
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 MoxWnJy}
_)@G,E33f@
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 U| yt
截面上的弯曲应力 /#5rt&q
截面上的扭转应力 G%Lt>5*!nE
==K= ke@OG! M /
K= vEjf|-Mb9
所以 3 85qQppz
综合系数为: [#wt3<d`)
K=2.8 K=1.62 b73}|4v
碳钢的特性系数 W +Piqf*
取0.1 取0.05 C!_=L?QT^
安全系数 `]]m$
S=25.13 [-`s`g-
S13.71 ^?|4<Rm
≥S=1.5 所以它是安全的 #++:`Z
wo62R&ac
9.键的设计和计算 k
%{q
q v
nVlZ_72d
①选择键联接的类型和尺寸 P:J|![
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. p v4#`.m
根据 d=55 d=65 rhYAR r'
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 f7zB_hVDmE
b=20 h=12 =50 /0`Eux\
m
Urb
②校和键联接的强度 QP"5A7=m
查表6-2得 []=110MP 5k=04=Iyh#
工作长度 36-16=20 V6>{k_0{V
50-20=30
"X=^MGV
③键与轮毂键槽的接触高度 F)=<|,b1
K=0.5 h=5 8/B8yY-O
K=0.5 h=6 DZ`,QWuA
由式(6-1)得: Za,o
<[] Ur[ai6LNG
<[] Lcg1X3$G
两者都合适 .: wg@Z
取键标记为: N f?\O@
键2:16×36 A GB/T1096-1979 xn=mS!"1Zo
键3:20×50 A GB/T1096-1979 &]f8Xd
10、箱体结构的设计 Dd
OK&
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, R
{-M%n4w
大端盖分机体采用配合. Hl}m*9<9us
7h.[eMLPB
1. 机体有足够的刚度 'e>'JZR
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 8u*Q^-fpo0
sj+ )
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 3]NKAPY
SXXO#
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm 6QHUBm2
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 Dir# [j
*Qngx
3. 机体结构有良好的工艺性. i*xVD`x ~
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. wd,6/5=lh
ee<'j~{A
4. 对附件设计 |+-b#Sa9
A 视孔盖和窥视孔 p-oEoA
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 ,S}wOjb@
B 油螺塞: # b3 14
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 svCm}`
C 油标: \*fXPJ4
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 I]#x0 ?D
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. v&])D/a
V+u0J"/8
D 通气孔: qP/McH?
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. qe uc^+P;
E 盖螺钉: ?Rh[S
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 (6)|v S
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. XU['lr&,W
F 位销: t,~feW,
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. ;%AY#b4m
G 吊钩: [MAvU?;
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. REOWSs$'
.%\R L/
减速器机体结构尺寸如下: M VE:JNm
2 I.Q-'@
名称 符号 计算公式 结果 `j6O
箱座壁厚 10 Z4k'c+
箱盖壁厚 9 uY&t9L8
箱盖凸缘厚度 12 w\JTMS$
箱座凸缘厚度 15 4E$6&,\
箱座底凸缘厚度 25
s_!F`[
地脚螺钉直径 M24 :K*/
地脚螺钉数目 查手册 6 9KL)5_6 M
轴承旁联接螺栓直径 M12 `b)i;m
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 C61E=$
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 fo;^Jg.
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 gp\o|igT
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 u~'j?K.^
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 RHI?_gf&
22 s8*Q@0
18 >)F)@KAuN4
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 xn<x/e
16 qwuA[QkPi
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 1:Raa 5
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 kc[<5^b5
齿轮端面与内机壁距离 > 10 [TmZ\t!5$
机盖,机座肋厚 9 8.5 {UuSNZ[^
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) ib(4Y%U6~
150(3轴) jq[Q>"f
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) *)T7DN8
150(3轴) VpxsgCS
](k}B*Abh
11. 润滑密封设计 E`q)vk
d?[8VfAnh
对于二级圆柱齿轮减速器,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. Y-y}gc_L
油的深度为H+ kybDw{(}gc
H=30 =34 qD(dAU
所以H+=30+34=64 k|rbh.Q
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 z|m-nIM
Oz5Ze/HBN
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 %Xl(wvd
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 WHR6/H
密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 LHusy;<E[
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 B|kIiL63
D
AgJPtzs
12.联轴器设计 )#Id=c
eq4Yc*|9
1.类型选择. d?jzh1
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 `6Yk-5
2.载荷计算. z#srgyLt
公称转矩:T=95509550333.5 _sqV@ J
查课本,选取 RxGZ#!j/
所以转矩 5J*h7
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 M~*o =t
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 10..<v7
3W@ta1
四、设计小结 M~djX} #\
经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 Nk$OTDwP
我觉得,虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距,但我想至少是自己动手了,并且通过这次设计,使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处,懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此,我想在剩下的一年半时间里,我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高,拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点,一定要努力的去改进、提高它,这样自己才会不断的进步,虽然“人无完人”,但我想我们不断的改进、提升自己,最后会使自己成为比现在的自己更强,更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 6hf6Z3
五、参考资料目录 Ft 2u&Rtx
[1]《机械设计课程设计》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信远主编,1995年12月第一版; 6z1>(Za7>
[2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; a(K^/BT
[3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版; 0'II6,:
[4]《减速器选用手册》,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版; ()EiBl(kWk
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 KqWt4{\8v`
[6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版; T@on
ue7
[7]《互换性与技术测量(第四版)》,中国计量出版社,廖念钊,古莹庵,莫雨松,李硕根,杨兴骏编,2001年1月第四版。