机械设计基础课程设计任务书 y!Eh /KD
wIPDeC4
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 !2,.C+,
<m\TZQBD
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) p[IgnO
uu #+|ZD
目 录 A]slssE+
g:V6B/M&
一 课程设计书 2 Va:jMN
|1$X`|S
二 设计要求 2 d@~)Wlje
z#ET-[I
三 设计步骤 2 c73ZEd+j
Xp@OIn
1. 传动装置总体设计方案 3 #]a0 51Y
2. 电动机的选择 4 Ds$;{wl#x
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 m{" zFD/
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 06r cW `
5. 设计V带和带轮 6 @ZWKs
6. 齿轮的设计 8 Z!6G(zz:>
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 NIGFu{S
8. 键联接设计 26 l$NEx0Dffz
9. 箱体结构的设计 27 jk?(W2c#{
10.润滑密封设计 30 WbF\=;$=7
11.联轴器设计 30 nfR5W~%*:
{M5IJt"{4b
四 设计小结 31 p^3d1H3
五 参考资料 32 QUO?q+
g [K8G
一. 课程设计书 UJ+JVj
设计课题: _t7A'`Dh]
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 /vU31_eZt
表一: gfHlY Q]
题号 :>u{BG;=79
eAEVpC2
参数 1 C$5x*`y
运输带工作拉力(kN) 1.5 G%{jU'2
运输带工作速度(m/s) 1.1 bjZ?WZr
卷筒直径(mm) 200 RdjUw#\33b
~5zhK:7c
二. 设计要求 QS_xOQ '
1.减速器装配图一张(A1)。 mD:!"h/
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 *&km5@*
3.设计说明书一份。 Y-9F*8<
Ex{]<6UAu
三. 设计步骤 K, Vl.-4?
1. 传动装置总体设计方案 _`_$UMK;
2. 电动机的选择 y+_U6rv[
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 A}o1I1+
4. 计算传动装置的运动和动力参数 \hVFK6
5. “V”带轮的材料和结构 6\L,L&
6. 齿轮的设计 {1mD(+pJ{
7. 滚动轴承和传动轴的设计 {$JIR}4S
8、校核轴的疲劳强度 H}/1/5L
9. 键联接设计 Z~
(QV0}
10. 箱体结构设计 8^~]Ym:
11. 润滑密封设计 >2r/d
12. 联轴器设计 P^z)]K#sw
+=QboUN
1.传动装置总体设计方案: U8z,N1]r*`
p}\!"&,^m
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 YR>x h2< 9
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, Y\\&~g42R2
要求轴有较大的刚度。 ftbu:RtK^^
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 QGa"HG5NF
其传动方案如下: \4DH&gZ[
O-RiDYej
图一:(传动装置总体设计图) '?nhpT^
_[V
6s#Wk3
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 KR63W:Z\'
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 U3>G9g>^B
传动装置的总效率 :v+39
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; g~]FI
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, {|50&]m
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, !^%b|=[
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 _nF_RpS
tO# y4<
2.电动机的选择 1
OX(eXF>
7_LE2jpC,5
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, b=sc2)3?
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, JyV"jL
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 :(Gg]Z9^8
"{}5uth
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 1*s Lj#
g]S.u8K8m
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 8AK#bna~-
N9hBGa$
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 *ZRQ4i[+
rd6?;K0
9ItsK
方案 电动机型号 额定功率 .- w*&Hd7b
P -LF^u;s8&S
kw 电动机转速 eD(#zfP/+
电动机重量 :`d& |BB
N 参考价格 m$3&r2vgi
元 传动装置的传动比 Pp?J5HW
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 :Q89j4,
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 5 gE
Wn|w~{d{
中心高 r__uPyIMG/
外型尺寸 [/I4Pe1Yj%
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD N(Cfv3{
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 ,+f'%)s_x
Bb
m 1&d#
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 1L3L!@
S%'t
)tt,
(1) 总传动比 y'{0|Xj
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 wzF"^CJ
(2) 分配传动装置传动比 R/iXO~/"J
=× B?k75G
式中分别为带传动和减速器的传动比。 6B&':N98
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 8{'L:yzMY
4.计算传动装置的运动和动力参数 A^G%8 )\
(1) 各轴转速 0^4Tem@
==1440/2.3=626.09r/min r@ ]{`qA
==626.09/5.96=105.05r/min V5m4dQ>t
(2) 各轴输入功率 rZ<@MV|d
=×=3.05×0.96=2.93kW i0hF9M
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW 1aKY+4/G
则各轴的输出功率: Bc$t`PI
=×0.98=2.989kW wTG6>l ]H
=×0.98=2.929kW /K1YDq<=
各轴输入转矩 :9.ik
=×× N·m Y*0mC "n}
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 5G|(od3
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m XfharJ_b
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m @xR=bWY
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m M,zUg_ @
=×0.98=242.86N·m b8(94t|;U
运动和动力参数结果如下表 @#;2P'KL
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min ?FJU>+{">
输入 输出 输入 输出 jCkYzQUPz
电动机轴 3.03 20.23 1440 du Pzt
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 qh{hpX)\D
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 ZJ1%
UH2fP G
5、“V”带轮的材料和结构 _3.=| @L
确定V带的截型 v="i0lL_
工况系数 由表6-4 KA=1.2 _DS_AW}D
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 u.43b8!
V带截型 由图6-13 B型 g,*L P
pkQEry&Z
确定V带轮的直径 %8s$l'Q;
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm qf#Ou
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s /3{jeU.k
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm cyL"?vR*<
>La!O~d
确定中心距及V带基准长度 iLD}>=
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 Dn1aaN6
360<a<1030 Jsde+G,N
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm _XvSe]`f`
RG4T9eZq
初定V带基准长度 `ZhDoLpH<
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm DAa??/,x7
yz.a Z
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm 7,X5]U&A<x
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 2NB/&60<
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 8cI<~|4_
XnR9/t
确定V带的根数 EdR1W~JZ
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw ^VabXGzo#
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 |1!RvW:[!
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 O1[`2kj^HB
带长修正系数 由表6-2 KL=1 O7vJ`K(!
u)J&3Ah%
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 W~b->F
kbu.KU+
取Z=2 6_}&
WjU'
V带齿轮各设计参数附表 l1 Nr5PT
cc37(=oKL
各传动比 ,X^I]]
Qx<86aKkF
V带 齿轮 `,~8(rIM
2.3 5.96 x`9IQQ
H+lBb$
2. 各轴转速n rW),xfo0
(r/min) (r/min) 1!/WC.0
626.09 105.05 nz+k ,
@~g][O#Fu
3. 各轴输入功率 P T3H\KRe6
(kw) (kw) 8p"R4
2.93 2.71 ebv"`0K$
G)cEUEf
d
4. 各轴输入转矩 T :9?y-X
(kN·m) (kN·m) !N"Y
43.77 242.86 W[BwHNxyg
^&8FwV]
5. 带轮主要参数 KdN+$fe*g
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) 5-[bd I
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 P80mK-Iyv_
带的根数z V;@kWE>3
160 368 708 2232 B 2 Cr&,*lUo
/u&{=nU
6.齿轮的设计 1[4
2f#
Ng,<4;
(一)齿轮传动的设计计算 `PH]_]:%
J!+)v
齿轮材料,热处理及精度 5oOF|IYi
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 T>P[0`*)
(1) 齿轮材料及热处理 Rlyx&C8
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 :n0czO6E
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 /k_?S?
② 齿轮精度 MdKkj[#
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 og$%`o:{
3{/[gX9
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 J}?:\y<
按齿面接触强度设计 K+P:g%M
#^i.[7p
确定各参数的值: oZS.pi
①试选=1.6 e09('SON(
选取区域系数 Z=2.433 **KkPjAO?
#t8{z~t3
则 a@?2T,$
②计算应力值环数 8n2MZ9p]
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 1w~@'ZyU
=1.4425×10h @hV F}ybp
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) G_cWp D/
③查得:K=0.93 K=0.96 f=,(0ygt/
④齿轮的疲劳强度极限 z
Go*N,'
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
qPH=2k,H
[]==0.93×550=511.5 J{w[vcf
@a]O(S>Ub
[]==0.96×450=432 ud`!X#e~
许用接触应力 c|hT\1XR,
<$+Cd=71\
⑤查课本表3-5得: =189.8MP N3U.62
=1 \ )'`F;
P
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 -F338J+J24
=4.47×10N.m l!7O2Ai5
3.设计计算 VdC,M;/=Z
①小齿轮的分度圆直径d 5vSJjhS
|G(9mnZ1
=46.42 "j*{7FBqk
②计算圆周速度 NW%u#MZ[h
1.52 bsosva+
③计算齿宽b和模数 ~k[mowz0
计算齿宽b D *Hy 2eZ.
b==46.42mm [+8in\T i
计算摸数m #[LnDU8>9
初选螺旋角=14 uKF)'gj
= m]"13E0*x
④计算齿宽与高之比 'Z{_ws
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 Jv[c?6He
=46.42/4.5 =10.32 ;jZfVRl
⑤计算纵向重合度 , b;WCWm
=0.318=1.903 WUfPLY_c(
⑥计算载荷系数K W!=X_
使用系数=1 PgMU|O7To
根据,7级精度, 查课本得 #=V[vbTY
动载系数K=1.07, XUK!1}
查课本K的计算公式: VX{9g#y$j
K= +0.23×10×b ]ML(=7z"
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 zMI_8lNz
查课本得: K=1.35 8G<{L0J%!
查课本得: K==1.2 eY'< UO
故载荷系数: I|eYeJ3
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 + _"AF|
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 j8[RDiJ
d=d=50.64 +>*! 3x+sE
⑧计算模数 HCIS4}lQ
= X:kqX[\>
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 +5xVgIk#
由弯曲强度的设计公式 kH|cB!?x
≥ u,&[I^WK`C
q7kE+z
⑴ 确定公式内各计算数值 i[V\RKH*F
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m QRFBMq}'
确定齿数z Mq,2S
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 CA[3R
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 q!!gn1PT(T
Δi=0.032%5%,允许 ,B8u?{O
② 计算当量齿数 Gw@]w;ed
z=z/cos=24/ cos14=26.27 tmVGJ+gz
z=z/cos=144/ cos14=158 _i@4R<
③ 初选齿宽系数 gF53[\w^v
按对称布置,由表查得=1 :rzq[J^
④ 初选螺旋角 WT_4YM\bz
初定螺旋角 =14 UVz}"TRq.
⑤ 载荷系数K XFmTr@\M
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 S(
Vssi|y
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y {1Hs5bg@
查得: 7Bs:u
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 bZf}m=C!
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 (Rs052m1
RIV
+ _}R
⑦ 重合度系数Y n~Qo@%Jr
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 {$P')>/
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 fMluVND
=14.07609 +DwE~l
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 kPvR ,
⑧ 螺旋角系数Y /]>8V'e\
轴向重合度 =1.675, ,C;%AS/
Y=1-=0.82 ;w(tXcXZ
O;8 3A
⑨ 计算大小齿轮的 ,.,spoV
安全系数由表查得S=1.25 ]X\p\n'@j
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 1a@b-V2
d&
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 oUNuM%g9Dy
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 <;P40jDL
查课本得到弯曲疲劳强度极限 Q4e+vBECkq
小齿轮 大齿轮 HF;$Wf+=J
q<Z`<e
查课本得弯曲疲劳寿命系数: ]9hXiY
K=0.86 K=0.93 {({Rb$
o8c5~fG1
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 /Dj-@7.C/
[]= c\DMeYrg
[]= @wPyXl
F9Co m}
d3jzGJrU}
大齿轮的数值大.选用. aNDpCpy
M'5PPBSR
⑵ 设计计算 `NB6Of*/
计算模数 Q$58K9
tFvXVfml
mV++7DY
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: ln*jak RrC
/H~]5JZ3-E
z==24.57 取z=25 e#!,/pE
-jWXE
那么z=5.96×25=149 =k\Qx),Ir
2OZ<t@\OY
② 几何尺寸计算 #7Jvk_r9Y
计算中心距 a===147.2 )~be<G( a
将中心距圆整为110 w[]\%`69}Z
S5/p3;O\c
按圆整后的中心距修正螺旋角 K_GqM9
( q}{;
=arccos zT+ "Z(oz,
s)~Wcp'+M:
因值改变不多,故参数,,等不必修正. AB=Wj*fr
P X>>h}%
计算大.小齿轮的分度圆直径 r*f:%epB%
OMm'm\+/
d==42.4 [Wn6d:
4Ul*`/d
d==252.5 nj=nSD
9S/X ,|i
计算齿轮宽度 D!rD-e
\2[sUY<W
B= S
N;1F
Nn{/_QG
圆整的 q854k+C
I/_,24[
大齿轮如上图: L*zfZ&
S.|%dz
TXbnK"XQ
6F; |x
7.传动轴承和传动轴的设计 M5c
*vs
=VGRM#+D
1. 传动轴承的设计 jygKw+C
Gdv{SCV
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 qdxDR
2]U
P1=2.93KW n1=626.9r/min suE#'0K
T1=43.77kn.m |vY|jaV}
⑵. 求作用在齿轮上的力
,+!|~1
已知小齿轮的分度圆直径为 I>:.fHvUC
d1=42.4 PBb'`PV
而 F= rnQ9uNAu
F= F ,:pKNWY)Q
g-<[* nF
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N sfR0wEqI
+^3
*Y"6Z
+m4?a\U
zTg&W7oz
⑶. 初步确定轴的最小直径 I&>5b7Uf
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 \:>eZl?
`o6T)49
B&?xq)%*#
4IXa[xAm
从动轴的设计 (``|5;T\
Oee>d<
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, ZG)6{WS
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 23'Ac,{
⑵. 求作用在齿轮上的力 C8$/z>tQ
已知大齿轮的分度圆直径为 'J: xTp
d2=252.5 W <M\b#
而 F= &?M'(` ~
F= F Y*YV/E.
#R#|hw
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N gPF5|% 3)
UB7C,:"
;_E][m
~"22X`;h[G
⑶. 初步确定轴的最小直径 Vc&xXtm[v
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 NLZUAtx(
85#+_}#
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 >:P-3#e*
查表,选取 3`{[T17
m-R`(
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 `.YMbj#T
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 .2/W.z2
9On(b|mT
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^vc#)tm5p
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 。 GL3olKnL
P|;=dX#-
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. g42f*~l
7jYW3
D B 轴承代号 B^BbA-I
45 85 19 58.8 73.2 7209AC m ?jF:]^
45 85 19 60.5 70.2 7209B :{x
50 80 16 59.2 70.9 7010C *
NdL4c~
50 80 16 59.2 70.9 7010AC {
u1\M
$<d3g:
S/Gy:GIf
Q3aZB*$K
NXdT"O=P
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 UE
K$
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, >?ckBU9
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. ?#VkzT
5j#XNc)"
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. 7_ao?}g
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, Awlw6?
高速齿轮轮毂长L=50,则 ' O d_:]
AHdh]pfH
L=16+16+16+8+8=64 nHIW_+<Mf
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
ui1h M
Q#sLIZ8=
5. 求轴上的载荷 <9aa@c57
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, |H4f&&Wd
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. g:fzf>oQ>p
j(];b+>
3L-}B#tI
_2nNCu (
gBJM|"_A?
z#t;n
N.|uPq$R
2[Vs@X
yn KgNi
]B9Ut&mF;
V.~C.x
传动轴总体设计结构图: KmaMS(A(3
p|VgtQ/)%
Hy#<fKz`!
.eG_>2'1
(主动轴) R^tDL
~"i4"Op&
^y3snuLtE
从动轴的载荷分析图: /|aD,JVN"
AJR`ohh
6. 校核轴的强度 T`SpIdzB.
根据 ,|Lf6k
== xGo,x+U*
前已选轴材料为45钢,调质处理。 gukKa
查表15-1得[]=60MP S_Ug=8r4
〈 [] 此轴合理安全 S$1dXXT
t.= 1<Ed
8、校核轴的疲劳强度. SZm&2~|J
⑴. 判断危险截面 aW7)}"j4
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. }pL#C
⑵. 截面Ⅶ左侧。 tU, >EbwO
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 jY ~7-
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 ~t.M!vk
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 mybvD
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 $C~OV@I
截面上的弯曲应力 o%$'-N
A]q"+Z]
截面上的扭转应力 R,KoymXP
== 4/ M~#
轴的材料为45钢。调质处理。 M_EXA _
由课本得: tP]-u3
ieG%D
HN
因 6A*k
经插入后得 ,pMH`
2.0 =1.31 CiTjRJ-ZW)
轴性系数为 |%xgob
=0.85 8sGaq [
K=1+=1.82 DSc:>G
K=1+(-1)=1.26 fC^POLn[f
所以 YQ#o3sjs
R3ru<u>k&
综合系数为: K=2.8 Zh,{e/j
K=1.62 ~Bs=[TNd[
碳钢的特性系数 取0.1 C
lekB
取0.05 Zm~oV?6
安全系数 6N {|;R@2
S=25.13 % C.I2J`_
S13.71 +4*jO5EZ
≥S=1.5 所以它是安全的 y7WO:X&
截面Ⅳ右侧 N)b.$aC
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 MW$
X4<*KD
T`gR&n<D
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 BA t0YE`-,
v6q oH)n
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 ^-GzWT
)mF;^3
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 8s#2Zv
截面上的弯曲应力 }*s%|!{H
截面上的扭转应力 \OX;ZVb?5
==K= cas5
K= C!Oz'~l
所以 c1L0#L/F6"
综合系数为: (np60mX<
K=2.8 K=1.62 qH1&tW$
碳钢的特性系数 8C(@a[V
取0.1 取0.05 L5-Kw+t
安全系数 QKt[Kte
S=25.13 98x&2(N
S13.71 m0zbG1OE
≥S=1.5 所以它是安全的 9C2DW,?
1 /dy@'
9.键的设计和计算 8)
1+j>OQ
/>q?H)6
①选择键联接的类型和尺寸 heN?lmC
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. ? <"H Io
根据 d=55 d=65 5h6c W
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 9pJk.Np0
b=20 h=12 =50 IGC:zZ~z
e qzmEg
②校和键联接的强度 suP/I?4'@
查表6-2得 []=110MP i{+W62k*
工作长度 36-16=20 6)_svtg
50-20=30 ./#F,^F2
③键与轮毂键槽的接触高度 ]> dCt<
K=0.5 h=5 EiP#xjn?c
K=0.5 h=6 SZ'2/#R>
由式(6-1)得: 9C_Vb39::$
<[] gJUawK
<[] v@^P4cu;
两者都合适 >/5'0n_R
取键标记为: dNg5#?mzT5
键2:16×36 A GB/T1096-1979 >.X& v
键3:20×50 A GB/T1096-1979 n?=d)[]
10、箱体结构的设计 8n1<nS<
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, Dq:>]4%
大端盖分机体采用配合. zs<2Ozv
B
!}/4"
1. 机体有足够的刚度 `: R7jf
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 8'}D/4MUr
n
9X:s?B/
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 `BOG e;pl
Q?uHdmY*X
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 Z>)M{25
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 $pLJtQ
K#>@T<
3. 机体结构有良好的工艺性. c> }fy
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. H0P:t(<Gt
k=D}i\F8
4. 对附件设计 <T|?`;K
A 视孔盖和窥视孔 ]8;2Oh
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 J+o6*t2|
B 油螺塞: zD z"Dn9
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。 p}:"@6
C 油标: :*6#(MX
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 zlhHSy K
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. .WV5Gf)
6PyODW;R/5
D 通气孔: b\9MM
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. a58]#L~
E 盖螺钉: 8v V<A*`
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 ]aN]H a
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. lc8zF5
F 位销: d09qZj>
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. M?QK4Zxb6U
G 吊钩: OKO+(>AQ
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. ZKp9k6
f(Uo?_as
减速器机体结构尺寸如下: $FM:8^
Mr6 q7
名称 符号 计算公式 结果 QGoBugU
箱座壁厚 10 ;T,`m^@zf
箱盖壁厚 9 N}rc3d#
箱盖凸缘厚度 12 'i5,2vT0
箱座凸缘厚度 15 |ycN)zuE
箱座底凸缘厚度 25 _>=QZ`!r
地脚螺钉直径 M24 ?Zv>4+Y'
地脚螺钉数目 查手册 6 i~sW_f+
轴承旁联接螺栓直径 M12 nSR<( -j!
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 p/WE[8U
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 d"U'\ID2y
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 )~LqBh
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 L+N;mI8
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 *\"+/
22 N`xXH
18 ^9`S`Bhp
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 U3OXO1
16 dm`:']?
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 <[Y@<
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 $_orxu0W
齿轮端面与内机壁距离 > 10 WN6%%*w
机盖,机座肋厚 9 8.5 bb}$7v`G
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) gH<A.5 xy
150(3轴) `Dp_c&9]
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) qtYVX:M@,
150(3轴) x$+g/7*
;9"6g=q
11. 润滑密封设计 G Ebm$\
DNmP> ~
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. !'f.g|a
油的深度为H+ }]!?t~5*
H=30 =34 RQQ\y`h`
所以H+=30+34=64 PGNH<E)
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 <
s1
_<m yM2z
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 q)QM+4
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 dk[MT'DV
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 .\}nDT
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 fj:q_P67o
dSPye z
12.联轴器设计 W0;MGBfb
I6lWB(H!u
1.类型选择. 7I;A5f
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 1|/-Ff"1@
2.载荷计算. _4-UM2o;
公称转矩:T=95509550333.5 ?v@pB>NZ
查课本,选取 Qf.]Mw?Bm
所以转矩 :{'%I#k2
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ;JV(!8[
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm c#<p44>U
. g8db d
四、设计小结 _]6n]koD,
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。 8/BWe
;4
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。 ~Sc{\ZJl
五、参考资料目录 `w
K6B5>
[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; zya2 O?s
[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; wq
=Ef
[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; >}) W5Y+
[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; :>3/*"vx?G
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 Xcw6mpLt
[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; mT&?DZ9<
[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。