机械设计基础课程设计任务书 `m#-J;la
IMr#5
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 n$N$OFuO
WW.@S5
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) d#TA20`
`LNhamp
目 录 pU9.#O
#CPLvg#
一 课程设计书 2 6_<~]W&
J^`5L7CO
二 设计要求 2 ,#FP]$FK
PxgJ7d
三 设计步骤 2 5@%.wb4
i^e8.zgywF
1. 传动装置总体设计方案 3 9@ YKx0
2. 电动机的选择 4 ff5 gE'
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 ^~I@]5Pq
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 8 eK 8-R$
5. 设计V带和带轮 6 5L:-Xr{
6. 齿轮的设计 8 ^ZO! (
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 zPND$3&'
8. 键联接设计 26 Q&N#q53
9. 箱体结构的设计 27 RYA@{.O
10.润滑密封设计 30 /W)A[jR
11.联轴器设计 30 ;xe.0j0h
I-Z|FKh_C
四 设计小结 31 ,5"(m?[m
五 参考资料 32 JC%&d1
/ZD 6pF
一. 课程设计书 H)i|?3Ip
设计课题: &}[P{53sr
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 *Q^z4UY
表一: 7dcR@v`c
题号 6IG?t
1Vdi5;dn
参数 1 {='Bd6_=
运输带工作拉力(kN) 1.5 oR&z,%0wMK
运输带工作速度(m/s) 1.1 VO8rd>b4
卷筒直径(mm) 200 <BED&j!qvP
HB8s[]A:D
二. 设计要求 gr*CN<
1.减速器装配图一张(A1)。 K\rQb
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 A$3Rbn}"
3.设计说明书一份。 ;o3gR4u_L
.a]#AFX
三. 设计步骤 q9_$&9
1. 传动装置总体设计方案 RC/ 3\'
2. 电动机的选择 s@ r{TXEn
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 R
,qQC<
4. 计算传动装置的运动和动力参数 /j$=?Rp
5. “V”带轮的材料和结构 GeTk/tU
6. 齿轮的设计 /7 Tm2Vj8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 IgG[Pr'D
8、校核轴的疲劳强度 v^b4WS+.:
9. 键联接设计 Os@b8V 8,A
10. 箱体结构设计 6sSwSS
11. 润滑密封设计 T:$^1"\
12. 联轴器设计 e4YP$}_L
Ctz#9[|
1.传动装置总体设计方案: qK a}O*
:.,9}\LK
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 cx$IWQf2
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, JP5e=Z<
要求轴有较大的刚度。 j 4?Qd0z
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。 0cq@lT6
其传动方案如下: I_<XL<
Nnl3r@
图一:(传动装置总体设计图) v
49o$s4J
r%?-MGc
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 _-TplGSO=c
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 2|,L 9
传动装置的总效率 :3n@].
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; v.Ba
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, {*7MT}{(
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, HU $"o6ap
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 2'Dl$DH
:+ ,;5
2.电动机的选择 U =.PL\
`N *:,8j
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, Plp.\N%f3
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, J,yKO(}<C
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。 a:)FWdp?9
@.e X8~3=
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, R+M =)Z
f+^6.%
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 <:v+<)K
5l6/5
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 EL?(D
"tz6O0D
hpAdoy[
方案 电动机型号 额定功率 t )zd'[
P ~T1W-ig4[*
kw 电动机转速 I\.|\^
电动机重量 fg^25g'_
N 参考价格 Tc6cBe,
元 传动装置的传动比 @V%\Gspv
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
b/'bhE=
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 {]HiT pn
>|QH
I
d8
中心高 Zhq_ pus"a
外型尺寸 M~taZt4
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 |p6d]#z3
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 G(&[1V % x
)d2Z g
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 3f7zW3F
m-AF&( ;K
(1) 总传动比 FU3K?A
B
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 <~smBd
(2) 分配传动装置传动比 cE]z Tu?!
=× v~nKO?{
式中分别为带传动和减速器的传动比。 ]RCo@QW
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 y(COB6r
4.计算传动装置的运动和动力参数 ${ {4L?7
(1) 各轴转速 !mNst$-H4
==1440/2.3=626.09r/min C*Vm}|)
==626.09/5.96=105.05r/min ;kgP:n
(2) 各轴输入功率 *dBeb
=×=3.05×0.96=2.93kW 3( BL
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW 'c35%?]
则各轴的输出功率: T2e-RR
=×0.98=2.989kW rnIjpc F
=×0.98=2.929kW s@\3|e5g
各轴输入转矩 PIri|ZS
=×× N·m F!vrvlD`s
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· LDt6<D8,Q
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 'UhoKb_p
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m %ih\|jRt
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m \"O5li3n
=×0.98=242.86N·m 46C%at
M0}
运动和动力参数结果如下表 u[GZ~L
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min hG1$YE
输入 输出 输入 输出 WyO*8b_
D
电动机轴 3.03 20.23 1440 v
vErzUxN
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 CD`a-]6qA
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 xs"i_se
]es|%j 2
5、“V”带轮的材料和结构 <XeDJ8
'
确定V带的截型 2/?Zp=|j\
工况系数 由表6-4 KA=1.2 ~fXNj-'RW
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 uKJ:)oyaCP
V带截型 由图6-13 B型 ,P~e)<.
-nb U5o
确定V带轮的直径 DGTLlBkT
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm mA(kq
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s Jq_\r'YE
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm q%3VcR$J
/~"-q
确定中心距及V带基准长度 n_QuuUB
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 3qWrSziD
360<a<1030 %xgP*%Sv2
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm |O8e;v72g^
\]x`f3F
初定V带基准长度 zdP?HJ=F
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
qCI&H7u@
RZz?_1'
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm ^*P?gG
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 01n!T2;yW}
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 !.R-|<2|6
sUF$eVAT
确定V带的根数 BbB3#/g
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw yCjc5d|tT
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 O@$>'Z
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 =]@Bc
7@
带长修正系数 由表6-2 KL=1 `q}D#0
r9f- [wC
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 TXB!Y!RG#
(u?s@/e:`/
取Z=2 HS=w9:,
V带齿轮各设计参数附表 /M5.Z~|/
{V[xBL
<
各传动比 7] y3<t
Zl5DlRuw
V带 齿轮 'bfxQ76@sa
2.3 5.96 wU%uO/sU9
oypLE=H
2. 各轴转速n >Iij,J5i
(r/min) (r/min) orJ|Q3c)d
626.09 105.05 @;EQ{d
c<1$zQY!
3. 各轴输入功率 P [)`*k#.=
(kw) (kw) P~(&lu/;P
2.93 2.71 9No6\{[M
za6 hyd^
4. 各轴输入转矩 T %Vo'\|
(kN·m) (kN·m) 1=]#=)+
43.77 242.86 ^(Gl$GC$Mu
@Hj]yb5
5. 带轮主要参数 !UzE&CirV
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) y1`%3\
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 6~ET@"0uK
带的根数z I>MLI=[Kg
160 368 708 2232 B 2 ;$eY#ypx
E.#JCO|(1
6.齿轮的设计 hbXm Ist
!@V]H
(一)齿轮传动的设计计算 Fmn_fW6
UHJro9
齿轮材料,热处理及精度 2Jo|P A`9
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 Ez
<YD
(1) 齿轮材料及热处理 w[2E:Nj
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 _WV13pnRu
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 i(rYc
② 齿轮精度 5P*jGOg .
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 &IQNsJL!e
El}~3|a?
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 S?DMeZ{:
按齿面接触强度设计 6heK8*.T
=>*}qen
确定各参数的值: k8Dk;N
①试选=1.6 25G~rklk
选取区域系数 Z=2.433 C
B;j[.
@sR/l;
则 yFo8x[
②计算应力值环数 KYhL}C+
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) af'ncZ@U
=1.4425×10h a# 0*#&?7@
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) *<9M|H~
③查得:K=0.93 K=0.96 TbqtT_{
④齿轮的疲劳强度极限 D$hK
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: .Sm 8t$
[]==0.93×550=511.5 rp]H&5.*
_J>Ik2EF
[]==0.96×450=432 2Z(?pJyDM
许用接触应力 JWt@vf~
Y(JZP\Tf_N
⑤查课本表3-5得: =189.8MP PtjAu
=1 ,[n=PJVw/
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 lz).=N}m
=4.47×10N.m H2_6m5[&,
3.设计计算 b^Do[o}5
①小齿轮的分度圆直径d nCldH|>5w
?r0>HvUf!l
=46.42 ^]LWcJ?"^!
②计算圆周速度 q!d7Ms{q
1.52 (Q"s;g
③计算齿宽b和模数 [c>YKN2qa
计算齿宽b Kt#X'!9/<
b==46.42mm eET1f8B=L
计算摸数m -OQ6;A"#
初选螺旋角=14 t-FrF </0
= %H"AHkge:a
④计算齿宽与高之比 }g.)%Bw!
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 *xKY>E+
=46.42/4.5 =10.32 #1>c)_H
⑤计算纵向重合度 (
Qk*B
=0.318=1.903 ~:A=o?V2
⑥计算载荷系数K v~O2y>8Z
使用系数=1 0Q/BTT%X
根据,7级精度, 查课本得 p6{8t}
动载系数K=1.07, 7baQ4QY?n
查课本K的计算公式: grCz@i
K= +0.23×10×b d_Y7/_i
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 l;J B;0<s"
查课本得: K=1.35 L6pw'1'
查课本得: K==1.2 LwCf}4u"
故载荷系数: 1`&"U[{
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 ,3ivB8
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 ^X?3e1om
d=d=50.64 s4\_%je<v
⑧计算模数 ~p/1
9/
= n ^C"v6X
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 pL'+sW
由弯曲强度的设计公式 i\k>2df
≥ 8z"*CJ@
l:VcV
⑴ 确定公式内各计算数值 jTz~
V&^
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m z/S}z4o/
确定齿数z [lAZ)6E~=
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 |NWo.j>4-
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 jUX0sRDk
Δi=0.032%5%,允许 B}p{$g!
② 计算当量齿数 [[0u|`T/
z=z/cos=24/ cos14=26.27 1A\N$9Dls
z=z/cos=144/ cos14=158 Y]{~ogsn$:
③ 初选齿宽系数 vZt48g
按对称布置,由表查得=1 Ut^ {4_EC
④ 初选螺旋角 9rhl2E
初定螺旋角 =14 KdtQJ:_`k
⑤ 载荷系数K -]~vEfq+T
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 D~JrO]mi
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y m&8'O\$
查得: EJ`"npU
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 /aD3E"Op
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 LYyOcb[x
OuF%!~V
⑦ 重合度系数Y s8 0$
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 EAXbbcV
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 Vq<\ixRi
=14.07609 6w:M_tDM
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 u IGeSd5B
⑧ 螺旋角系数Y a@V`EEZ
轴向重合度 =1.675, .+ g8zbD4
Y=1-=0.82 <C,lHt
0_faJjTbP;
⑨ 计算大小齿轮的 =5m~rJ<{
安全系数由表查得S=1.25 vCS D1~V_
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 S4FR=QuVQC
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 K_sHZ
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 a6i%7O m
查课本得到弯曲疲劳强度极限 1MnT*w
小齿轮 大齿轮 bs=x>F
HTU?hbG(
查课本得弯曲疲劳寿命系数: wXnluE
K=0.86 K=0.93 ||t"}Y
of k@.TmO
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 XIJW$CY
[]= K/Qo~
[]= zo~5(O@
YA[\|I33
#.^A5`k
大齿轮的数值大.选用. Q&A^(z}
Z0I>PBL@l
⑵ 设计计算 #XPY\n^k
计算模数 cg]>*lH
yTb#V"eR
6_wj,7
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: yz7X7mAo
QpZCU]
z==24.57 取z=25 7)#8p@Q
=AIeYUh
那么z=5.96×25=149 ydm2'aV
`8sC>)lrwu
② 几何尺寸计算 EAPjQA-B?
计算中心距 a===147.2 $"[5]{'J
将中心距圆整为110 r?j2%M\
g ONybz6]
按圆整后的中心距修正螺旋角 $]t3pAI[H0
-L&%,%
=arccos s7>a
\]=''C=J
因值改变不多,故参数,,等不必修正. MGU%"7i'}
V>Vu)7
计算大.小齿轮的分度圆直径 8.m9 =+)8
e"O c
d==42.4 M!)~h<YL
3JJEj1O
d==252.5 aoP=7d|K/
{GP#/5$=
计算齿轮宽度 #<*=) [
(@&+?A"6`
B= k ^(RSu<
DP5}q"l
圆整的 ?)V?6"fFP
0hr4}FL8
大齿轮如上图: b[s=FH]#N
f~?4
f5o##ia7:
&A!?:?3%O
7.传动轴承和传动轴的设计
V
krjs0
7Z[6_WD3
1. 传动轴承的设计 3s
B9t X
E,p4R%:$@1
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 *mtS\J
P1=2.93KW n1=626.9r/min IJ E{JH
T1=43.77kn.m 6O0CF}B*
⑵. 求作用在齿轮上的力 fuao*L]
已知小齿轮的分度圆直径为 m:x<maP#E
d1=42.4 -4!S?rHwd+
而 F= # ;3v4P
F= F Yx"un4
w6&p4Jw/H?
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N k!)Pl,nJ
bTep TWv
GX0S9s
X(M|T]`b:
⑶. 初步确定轴的最小直径 &Fy})/F3v
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 N SkIzaNY
caD)'FSES
*w5xC5*
8'|_O
从动轴的设计 '9XSz?
b;jr;I
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, y*H rv
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ywY[g{4+
⑵. 求作用在齿轮上的力 ni~1)"U.
已知大齿轮的分度圆直径为 BBDt^$
d2=252.5 ESi'3mbeC
而 F= B:rzM:BQ
F= F J>N^ FR9
6BH
P#B2j
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N :J;&Z{
LVe[N-K
JDP /vNq
B0$ge"FK9
⑶. 初步确定轴的最小直径 D*}_L
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 ;GV~MH-F
Mem1X rBH
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 Ju"K"
查表,选取 T%O2=h\} E
[DD#YL\P
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 vR*p1Kq:
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 6Ij'z9nJw
E'+?7ZGWj
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ;/ASl<t,
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 。 ;i-<dAV8B
p-f"4vH
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. 1w} DfI
[yx8?5
D B 轴承代号 pE381Cw
45 85 19 58.8 73.2 7209AC cxz\1Vphd
45 85 19 60.5 70.2 7209B `G "&IQ8.
50 80 16 59.2 70.9 7010C k] iyx
50 80 16 59.2 70.9 7010AC l|sC\;S
T7LO}(I.&
cm17hPe`}n
|"aop|
VI k]`)#
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 /Y0oA3am
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, -(JBgM"
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. ;.{J>Q/U,
Wxa</n8S[n
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. ]S7>=S
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, ^*'fDP*
高速齿轮轮毂长L=50,则 cP^c}e*;NS
W*~[KdgC
L=16+16+16+8+8=64
]/[$3rPwZ
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. c"oJcp
-9;XNp
5. 求轴上的载荷 E~
+g6YlT
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 1~y\MD*-j
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. e'T|5I0K
j^m x ,
{]Ec:6
[!Zyp`:
{xRO.699
*?YMoN
E_-g<Cw
Ma^}7D
/
j7yUya&
TEQs9-Uy
j5!pS xOC
传动轴总体设计结构图: NX8.
\Pf#
yV t8QF!
Odr<fvV,>
AHet,N
(主动轴) ]ASTw(4
6r)B|~,OA
_Lgi5B%
从动轴的载荷分析图: i|!W;2KL5
KZ 4G"
6. 校核轴的强度 o#hFK'&~
根据 |Ge!;v
== FJ2~SKWT
前已选轴材料为45钢,调质处理。 Zp+orc7
查表15-1得[]=60MP {w mP
〈 [] 此轴合理安全 Ww
=ksggpB
VJS1{n=;k
8、校核轴的疲劳强度. IgEVz^W?h
⑴. 判断危险截面 (l}nwyh5
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. (p(-E
⑵. 截面Ⅶ左侧。 Lklb
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 z_%}F':
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 glZjo
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 KJW^pAj$B
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 H8h,JBg5<F
截面上的弯曲应力 }*c[}VLN
/ !aVv
截面上的扭转应力 zO((FQ
== zcOG[-
轴的材料为45钢。调质处理。 &W%fsy<
由课本得: &IP`j~b
#YK=e&da
因 h3V;
J
经插入后得 I@ D<rjR
2.0 =1.31 -#
/'^O+%
轴性系数为 o$Z]qhq
=0.85 wUH:l
K=1+=1.82 ;-VXp80J
K=1+(-1)=1.26 6 -IThC
所以 %";ap8J04F
e?<$H\
综合系数为: K=2.8 qU^`fIa
K=1.62 r
TK)jxklX
碳钢的特性系数 取0.1 nQ;M@k&9eV
取0.05 NW~`oc)NS
安全系数 UVD*GsBk
S=25.13 -;o0)DwZ
S13.71 R]NCD*~
≥S=1.5 所以它是安全的 <
;fI*km
截面Ⅳ右侧 ~Hvf"bvK|
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ?GGBDql
%8lWJwb7u
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 BP=<TRp.
nBtKSNT#Q
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 cD9.L
ese?;1r
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 B1va]=([)W
截面上的弯曲应力 G3gEL)b*
截面上的扭转应力 a>#]d
==K= u(g9-O
K= ' [%?j?2r
所以 -|GX]jx(Y
综合系数为: c
Sktm&SP
K=2.8 K=1.62 w5q'M
碳钢的特性系数 JxlZ,FF$@
取0.1 取0.05 (4IH%Ez){
安全系数 moE!~IroG
S=25.13 tw&biLM5T
S13.71 ?;DzWCL~9
≥S=1.5 所以它是安全的 ZQ[ s/
-fD W>]_
9.键的设计和计算 {$'oKJy*
)pw53,7>aN
①选择键联接的类型和尺寸 t^7}j4lk
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. GhW{6.^
根据 d=55 d=65 `FAZAC\
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 Oox,4&
b=20 h=12 =50 V(F1i%9l g
>uJU25)|
②校和键联接的强度 kI,O9z7A7
查表6-2得 []=110MP b#Vm;6BHD1
工作长度 36-16=20 OGPrjL+
50-20=30 [~k!wipK
③键与轮毂键槽的接触高度 kjj?X|Un
K=0.5 h=5 W=2#Q2)
K=0.5 h=6 ]_2<uK}fg
由式(6-1)得: :CG;:( |
<[] 9C| -|mo
<[] _q`f5*Z[
两者都合适 #<yKG \X?
取键标记为: $#FA/+<&$
键2:16×36 A GB/T1096-1979 @"0n8y
键3:20×50 A GB/T1096-1979 7QHrb'c
10、箱体结构的设计 Y{2L[5_1
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, bOK0^$k
大端盖分机体采用配合. 3.@ir"vy
)`}4rD^b
1. 机体有足够的刚度 L%I8no-Q
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 'V}4_3#q
1p(9hVA
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 L!^^3vn
#A^(1
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 0-8'.C1v
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 rG{,8*
!6eF8T
3. 机体结构有良好的工艺性. ,zh4oX`>
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. $%"~.L4
mh8)yy5\
4. 对附件设计 &Tk@2<5=
A 视孔盖和窥视孔 EN)0b,ax
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 }?[a>.]u
B 油螺塞: en29<#8TO
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 z_ L><}H
C 油标: Vn6]h|vm
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 -qJO6OM
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. 9l}G{u9a
[u7i)fn5?
D 通气孔: ?V4bz2#!1O
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. zE]h]$oi
E 盖螺钉: 7aeyddpM
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
|:5[`
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. HI{IC!6
F 位销: @fI2ZWN|
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. VZr AZV^c
G 吊钩: P30|TU+B
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. "i;"
$
1v'CT
减速器机体结构尺寸如下: q 1+{MPJ
7SjWofv
名称 符号 计算公式 结果 01vKx)f
箱座壁厚 10 '%[r 9w
箱盖壁厚 9 g5~wdhpb
箱盖凸缘厚度 12 WXCZ
}l
箱座凸缘厚度 15 +%LR1+/%b
箱座底凸缘厚度 25 0-Vx!(
地脚螺钉直径 M24 ]BY<D`$$P
地脚螺钉数目 查手册 6 br4 %(w(d
轴承旁联接螺栓直径 M12 z#\YA]1
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 S3> <zGYk
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 nBGcf(BE.$
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 9M1 UkS$`@
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 ,2lH*=m;
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 zfm#yDf
22 ;BYv&(#u1q
18 yPVK>em5
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 qp55U*
16 poVtg}n
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 CL<m+dW%*
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 *&~wl(+O=
齿轮端面与内机壁距离 > 10 '+E\-X
机盖,机座肋厚 9 8.5
03a<Cd/S
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) Gw?$.@L'I6
150(3轴)
s?_H<u
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) z;6,,
150(3轴) 70yM]C^
Kp%:\s,lO
11. 润滑密封设计 )P
#MUC
v}BXH4 &Y
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. C
vWt
油的深度为H+ s)j3+@:#
H=30 =34 [.c'22R6
所以H+=30+34=64 M 3c
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 J|:Zs1.<d
< <]uniZ\
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 y\c-I!6>26
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 F]6$4o[
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 }+i~JK
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 9\KMU@Ne
~oE@y6Q
12.联轴器设计 Pm!/#PtX
'uU{.bq
1.类型选择. Gey j`t
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 C!6d`|
2.载荷计算. ^ 9 FRI9?
公称转矩:T=95509550333.5 xoyH5ZK@
查课本,选取 rxQ&N[r2
所以转矩 <^fvTb &*
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 J:oAzBFpA
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm _Sn45h@"
^Bu55q
四、设计小结 Ff{dOV.i
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。 Tb<}GcwJ
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。 %3mh'Z -[f
五、参考资料目录 B):hm
[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; c@/K}
[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; POt8G
[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; ]Ofs,U^
[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; Qs7*_=+h
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 B8.uzX'p
[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; mk]8}+^.
[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。