机械设计基础课程设计任务书 qJN2\e2~f
/-l 7GswF
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 {\L /?#
$>;U^- #3
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) f6ad@2
1/YWDxo,
目 录 @4D$Xl
O&?i8XsB
一 课程设计书 2 {(#>%f+|C
q(J3fjY)
二 设计要求 2 COa"zg
@<tkwu
三 设计步骤 2 Z`23z(+
Uzb~L_\Rmt
1. 传动装置总体设计方案 3 &C+pen)Z
2. 电动机的选择 4 /,z4tf
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 ^6 F-H(
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 `2y2Bk
5. 设计V带和带轮 6 <3iL5}
6. 齿轮的设计 8 MkG3TODfHB
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 PG8|w[V1 "
8. 键联接设计 26 l Ud/^u`
9. 箱体结构的设计 27 ^|?/
y=
10.润滑密封设计 30 8M;VX3X
11.联轴器设计 30 `Li3=!V[
)Ab!R:4
四 设计小结 31 $UAmUQg)}_
五 参考资料 32 %SL'X`j
mVN^X/L(y
一. 课程设计书 0Kxc$c
设计课题: -aPvls
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 ON|Bpt2Qp
表一: ^ 9
gFW $]
题号 Rw\
LVRdA
Re**)3#gn
参数 1 s88lN=;
运输带工作拉力(kN) 1.5 C d)j%
运输带工作速度(m/s) 1.1 NWuS/Ur`9
卷筒直径(mm) 200
g-MaP
G/Nb@pAy[
二. 设计要求 5 iUT#
1.减速器装配图一张(A1)。 uI^E9r/hB
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 /pZ]:.A
3.设计说明书一份。 r7r>1W%4
<taN3
三. 设计步骤 1H{M0e
1. 传动装置总体设计方案 Z> jk\[
2. 电动机的选择 ,rT62w*e
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ."<mL}Fi(
4. 计算传动装置的运动和动力参数 vq|o}6Et
5. “V”带轮的材料和结构 $bRakF1'S
6. 齿轮的设计 3>Ts7
wM
7. 滚动轴承和传动轴的设计 B>}=x4-8
8、校核轴的疲劳强度 ;ZMm6o
9. 键联接设计 :<l(l\MC
10. 箱体结构设计 y#Je%tAe
2
11. 润滑密封设计 SR@yG:~
12. 联轴器设计 ZtPq*/'
u6{=Z :
1.传动装置总体设计方案: SnsOuC5Ah
vs-%J6}G
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ,C%fA>?UF8
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, ,"~#s(
要求轴有较大的刚度。 @0cQ4}
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。 4vi P lO
其传动方案如下: 5|>FM&
zWYm*c"n\
图一:(传动装置总体设计图) >6ul\xMU
.'QE o
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 zi7,?bD
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 n4Od4&r
传动装置的总效率 Fdsaf[3[v
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; BFP (2j
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, B -XM(Cj
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, ZSCZt&2v
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 eYd6~T[9
qP6Yn JWl
2.电动机的选择 '|mVY; i[
/,v>w,
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, $I40 hk
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, %a-*Ku
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。 n]$50_@
DK8eFyG^2
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, d4OWnPHv&}
=\;yxl
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 w E^6DNh
$^|I?5xD
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 Id`?yt
DU9A 3Z
$2u^z=`b!%
方案 电动机型号 额定功率 /5 rWcX
P u~MD?!LV
kw 电动机转速 t?JY@hT*
电动机重量 |DAe2RK
N 参考价格 KUs\7Sb
元 传动装置的传动比 !vNZ-}
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 2
MFGKz O
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 M>H4bU(
?M'_L']N[
中心高 Q"UWh~
外型尺寸 @* a'B=7
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 `uRf*-
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 VO"f=gFg
Hd)z[6u8eT
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 \wW'Hk=
99Jk<x
k
(1) 总传动比 ZZ 1s}TG
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 n^OWz4
(2) 分配传动装置传动比 4Y>v+N^
=× Fa]fSqy@;
式中分别为带传动和减速器的传动比。 TUeW-'/1
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 S,&tKDJn
4.计算传动装置的运动和动力参数 = ~{n-rMF
(1) 各轴转速 }q0lbwYlb
==1440/2.3=626.09r/min 4}nsW}jCc
==626.09/5.96=105.05r/min B- 63IN
(2) 各轴输入功率 ~_vzss3-C
=×=3.05×0.96=2.93kW qta^i819
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW wm@/>X
则各轴的输出功率: z0ULB?*"
=×0.98=2.989kW HA}pr6Z
=×0.98=2.929kW 6*@\Qsp615
各轴输入转矩 :/e=J
=×× N·m 3wRk -sl
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· Wj N0KA
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m SZ+<0Y|
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m K*&?+_v
:
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m _;*|"e@^
=×0.98=242.86N·m [E_+fT
运动和动力参数结果如下表 I"*;fdm
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min ]s
lYr8m
输入 输出 输入 输出 k&\YfE3*
电动机轴 3.03 20.23 1440 z?~W]PWiZ
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 s(yV E
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 !6:q#B*
;9cBlthh
5、“V”带轮的材料和结构 RZykwD(
确定V带的截型 j\w>}Pc
工况系数 由表6-4 KA=1.2 6km{=
```
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 r.e,!B s
V带截型 由图6-13 B型 ,z}wR::%
-e_+x'uF
确定V带轮的直径 x~."P*5
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm ns.[PJ"8
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 1k@k2rE
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm &JoMrcEZ
A[juzOn\
确定中心距及V带基准长度 {},rbQ
-
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 G@Dw
360<a<1030 &lYKi3}x
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm ,j~R ^j
?
C2 bA5M
初定V带基准长度 /*GRE#7S
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm H~~I6D{8
"4FL<6
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm >/Z#{;kOz
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 5G8`zy
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 [c?']<f4
+4emkDTdR
确定V带的根数 DI=Nqa)r
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
z"BV+
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 4%WV)lt
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 dG{`Jk
带长修正系数 由表6-2 KL=1 H3 _7a 9
0|X!Uw-Q%_
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 z`uqK!v(K
WNTm
取Z=2 d#T8|#O"
V带齿轮各设计参数附表 pj,.RcH@o
8|[\Tp:;
各传动比 [|{yr
5Ah-aDBj
V带 齿轮 3nBbPP_
2.3 5.96 [d!C6FT
o}5:vi]
2. 各轴转速n 4 'rWy~`
V
(r/min) (r/min) yy?|q0
626.09 105.05 1Qf21oN{
K@VXFV
3. 各轴输入功率 P my")/e
(kw) (kw) ;?;D(%L
2.93 2.71 CGg:e:4
~%^af"_
4. 各轴输入转矩 T _u}v(!PI
(kN·m) (kN·m) @.kv",[{[
43.77 242.86 pooi8" G
tBG :ECUL
5. 带轮主要参数 fRT:@lV
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) h`%K\C
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 L&ws[8-
带的根数z HH6b{f@^
160 368 708 2232 B 2 w0~iGr}P
UA,&0.7
6.齿轮的设计 5S7`gN.
iyOd&|.
(一)齿轮传动的设计计算 GT%V,OJ
7V0:^Jov
齿轮材料,热处理及精度 Wnl8XHPn
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 ?9vBn
(1) 齿轮材料及热处理 LH4-b-
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 1s\10 hK1c
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 qx{.`AaZW
② 齿轮精度
Bx&`$lW
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 B\|>i~u(
7OtQK`P"A
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 EhB9M!Y`@
按齿面接触强度设计 bS/` G0!
5?;'26iC
确定各参数的值: QVn0!R{
①试选=1.6 A&9l|b-"
选取区域系数 Z=2.433 e%bERds
CX':nai
则 %~p_bKd~
②计算应力值环数 ZX-9BJ`Q
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) .ET;wK
=1.4425×10h *BXtE8
BU
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) &;)~bS(
③查得:K=0.93 K=0.96
`4}!+fXQ
④齿轮的疲劳强度极限 *`}_e)(k
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: cYR6+PKua
[]==0.93×550=511.5 ";s5It
phXVuQ
[]==0.96×450=432 A ws#>l<
许用接触应力 $:u,6|QsS=
7v,>sX
⑤查课本表3-5得: =189.8MP +"3eh1q[
=1 -&)^|Atm
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 MruWt*
=4.47×10N.m K+v 250J$-
3.设计计算 2 )j\Lg_M
①小齿轮的分度圆直径d Ysr{1! K
)sV#
b
=46.42 R1Pnj
②计算圆周速度 @0
-B&w
1.52 C9=f=sGL
③计算齿宽b和模数 o B6"D
计算齿宽b =R>Sxaq
b==46.42mm .qK=lHxT
计算摸数m xZ@Y`2A':
初选螺旋角=14 b,Z&P|
= M%B[>pONb7
④计算齿宽与高之比 w:Lu
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 I.8|kscM
=46.42/4.5 =10.32 "L8V!M_e
⑤计算纵向重合度 Q|ik\
=0.318=1.903 y5Pw*?kn
⑥计算载荷系数K 5ef&Ih.3
使用系数=1 =k$d8g
ez
根据,7级精度, 查课本得 WHN b.>
动载系数K=1.07, e< CPaun
查课本K的计算公式: h[Iu_#HMa
K= +0.23×10×b N!h>fE`
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 o[v`Am?v
查课本得: K=1.35 y:42H tS
查课本得: K==1.2 Q5<vK{
故载荷系数: &)X<yd0
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 rmabm\QY
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 i;xg[e8.
d=d=50.64 JxLH]1b
⑧计算模数
KbUX(9+B
= ##s!-.T
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 J,D{dYLDD
由弯曲强度的设计公式 8uT6Q C f
≥ NDg]s2T
E{fnh50^Q.
⑴ 确定公式内各计算数值 4z*_,@OA
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m Hug{9Hr3.
确定齿数z XBY"7}
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 yBe/UFp+
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96
=#V11j
Δi=0.032%5%,允许 O#EBR<CuK
② 计算当量齿数 \6'A^cE/PX
z=z/cos=24/ cos14=26.27 xw-q)u
z=z/cos=144/ cos14=158 RdDcMZ
③ 初选齿宽系数 ZbrE m
按对称布置,由表查得=1 =
]@xXVf/
④ 初选螺旋角 ua[\npz5
初定螺旋角 =14 !<LS4s;
⑤ 载荷系数K qnS7z%H8
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 q#a21~S<
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 1(?J>{-lw
查得: UA9LI<Y
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 \\lC"Z#J`
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 YHA[PF
|{[i
M
⑦ 重合度系数Y `o3d@Vc
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 Q|1bF!#(1
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 C\; 8l}t
=14.07609 {S}@P~H=
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 q
kKABow
⑧ 螺旋角系数Y .UYpPuAkn
轴向重合度 =1.675, yTn@p(J
Y=1-=0.82 </=PN1=A
UZ!hk*PF
⑨ 计算大小齿轮的 \nHlI=!P
安全系数由表查得S=1.25 <S}qcjG
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 Vj]kJ,j\y
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 10J*S[n1
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 (lnQ!4LK
查课本得到弯曲疲劳强度极限 z3C^L
小齿轮 大齿轮 nKO&ffb'<
%_[-[t3
查课本得弯曲疲劳寿命系数: J:u|8>;
K=0.86 K=0.93 )
G{v>Z,
DPwSg\*)
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 f3N:MH-c
[]= zEB1Br,
[]= U.aa iX7
IebS~N
E
r+\z0_'
w6
大齿轮的数值大.选用. Wj:QC<5
v
)^\='(s
⑵ 设计计算 x/7G0K2\}
计算模数 ?lK!OyCkc
ay_D.gxz
(M+<^3c
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: s=TjM?)
a~*V
z==24.57 取z=25 R`Lm"5w
qX(%Wn;n
那么z=5.96×25=149 ;}~=W!yz
"Y!dn|3
② 几何尺寸计算 $vBU}~l7
计算中心距 a===147.2 Nd_@J&
将中心距圆整为110 BFOFes`>~
tFaE cP
按圆整后的中心距修正螺旋角 N%f!B"NQ
a<wZv-\Vau
=arccos mM}Ukmy
n@;x!c< +
因值改变不多,故参数,,等不必修正. m0Syxb
0s|LK
计算大.小齿轮的分度圆直径 eeU$uR
pV6HQ:y1
d==42.4 dz|*n'd
$ rYS
d==252.5 ,)$KS*f"*z
;a&:r7]=
计算齿轮宽度 "Y]ZPFh#.
#(
sNk,^Ax
B= DME?kh>7
m@.{zW7bO
圆整的 nV3
7`
I
.4<U*Xkt
大齿轮如上图: 66<\i ltUQ
Mlw9#H6
aT!9W'uY
ms7 7{A3
7.传动轴承和传动轴的设计 NNwd;AC
6b70w @P!
1. 传动轴承的设计 Ue#yDTjc
q#*6 )B
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 .crM!{<Y
P1=2.93KW n1=626.9r/min 4E-A@FR
T1=43.77kn.m /iy*3P,`
⑵. 求作用在齿轮上的力 5^K#Tj ;2
已知小齿轮的分度圆直径为 ~H|LWCU)K8
d1=42.4 lo UwRz
而 F= 6b]d|
F= F 4l}M
i
D}/=\J/
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N lF8dRIav
$SzCVWS
s#4ew}
!mxh]x<e
⑶. 初步确定轴的最小直径 C^" Hj
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 U`9\P2D`/
%HF$
pR6A#DgB
!)/iRw9re
从动轴的设计 ^T&u!{82j
#* gU[9U~
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, bEQtVe@`
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M gn W~KLqH
⑵. 求作用在齿轮上的力 {QS@Ugf
已知大齿轮的分度圆直径为 C6'*/wq
d2=252.5 2 Z`$
而 F= U=i8>6V
F= F aY[ 0A_
K-EI?6`xM
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N HCjn9
{?f ^
ju^"vw
Hx2j=Q_dw
⑶. 初步确定轴的最小直径 '^ e/F)0
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 J7?)$,ij%
rF'^w56
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 *lerPY3 q
查表,选取 'hlB;z|T
P\X=*
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 e}R2J`7
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 loC5o|Wh
f_4S>C$
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^KZAYB9C
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 。 dx13vZ3[U
<Sprp]n
7
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. Q}Ze-JIL$
w{r(F`
D B 轴承代号 W\>^[c/
45 85 19 58.8 73.2 7209AC [)H,zpl
45 85 19 60.5 70.2 7209B ?BDlB0jxzi
50 80 16 59.2 70.9 7010C )"_Ff,9Z!
50 80 16 59.2 70.9 7010AC c#n4zdQd]5
5"}y\
D0#T-B\#
-yl4tW
8)W?la8'p
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 (pE\nuA\
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, z^P* :
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. T3G/v)ufd
Th~3mf
#
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. 8g[(nxI~
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, F8uRT&m B0
高速齿轮轮毂长L=50,则 6`DwEs?Y{
qD(fYOX{C
L=16+16+16+8+8=64 $_ix6z
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. *h*j%
FtFv<UV
5. 求轴上的载荷 "$~}'`(]
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<[B
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. v7o?GQ75
P&[F t)`
ot@|blVC8
vz;7} Zj]
IS,zy+w
J.bFv/R
?qf:_G
|t4Gz1"q=8
fqcU5l[v,
DA+A >5/
l~]hGLviJE
传动轴总体设计结构图: %uGleY]~
HF&h
pBSq%Hy:
saGRP}7?
(主动轴) aW0u8Dz
,]~u:Y}
$i,6B9
从动轴的载荷分析图: jzl?e[qPA
pau*kMu^}
6. 校核轴的强度 a&$Zpf!!
根据
E
fP>O
== 3)6+1Yc
前已选轴材料为45钢,调质处理。 uSABh^
查表15-1得[]=60MP B;xZ%M]
〈 [] 此轴合理安全 0V<Aub[${
gHQPhe#n
8、校核轴的疲劳强度. bK?1MiXb
⑴. 判断危险截面 )ZT6:)
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. 'ox0o:
⑵. 截面Ⅶ左侧。 u
iBl#J Q
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 4t&gW
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 WW//heJe-
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 p&i.)/
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 B3y?.
截面上的弯曲应力 Wyy^gJl
If~95fy~c
截面上的扭转应力 KKLR'w,A>
== /Jh1rck
轴的材料为45钢。调质处理。 P7's8KOoS
由课本得: pTcbq
Z7JKaP9{:
因 f'1(y\_fb
经插入后得 7#~4{rjg
2.0 =1.31 A5sf
轴性系数为 rpUy$qrRc
=0.85 6D/uo$1Y
K=1+=1.82 <KKDu$W|T
K=1+(-1)=1.26 L<bYRGz
所以 j'3j}G%\T
JT4wb]kdV
综合系数为: K=2.8 HwB {8S?sm
K=1.62 t(}/g
碳钢的特性系数 取0.1 rVUUH!
取0.05 9z #P
安全系数 ^:m^E0(H
S=25.13 W0Ktw6
S13.71 /r276Q
≥S=1.5 所以它是安全的 wz|DT3"Xs
截面Ⅳ右侧 Takt_N
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 },rav]
zm3-C%:Bw
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 34z_+
Y!Drb-U?;
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 E_~x==cb
BU!#z(vU
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 {{32jU7<
截面上的弯曲应力 yk<VlS
截面上的扭转应力 >W
r$Y{
==K= W]_g4,T>
K= wtSvJI~o)
所以 %MN.O-Lc
综合系数为: \SOeTn+
K=2.8 K=1.62 kQLT$8io
碳钢的特性系数 $0#6"urG
取0.1 取0.05 7Re-5vz
R
安全系数 UgR:qjI
S=25.13 RAV^D.
S13.71 Y.>kO
≥S=1.5 所以它是安全的 ?mMW*ico
L?8^aG
9.键的设计和计算 C,"=}z1P
,HZYG4,
①选择键联接的类型和尺寸 p;0 PxL=
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. )\>r-g$
根据 d=55 d=65 JdiP>KXV
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 *hF^fxLbl
b=20 h=12 =50 m2(E>raV6
:k~dj C
②校和键联接的强度 ox[ .)v
查表6-2得 []=110MP qp>N^)>
工作长度 36-16=20 Wwhgo.Wx
50-20=30 Q4?EZ_O
③键与轮毂键槽的接触高度 n?:2.S.8
K=0.5 h=5 T`\]!>eb
K=0.5 h=6 )t%h[0{{
由式(6-1)得: hsz^rZ
<[] J=iRul^S
<[] |gv{z"
两者都合适 2 z7}+lH
取键标记为: \0?$wIH?
键2:16×36 A GB/T1096-1979 2JZdw
键3:20×50 A GB/T1096-1979 qnJ50 VVW
10、箱体结构的设计 |@RpWp>2
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, tuLH}tkNY
大端盖分机体采用配合. ^I`a;
1k[GuG%/K
1. 机体有足够的刚度 J\=a gQ
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 3z3_7XI
Y5Z!og
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 !n<o)DsZR
]
8Tzr
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm (.?ZKL
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 \|%E%Yc
{<K=*rrZ
3. 机体结构有良好的工艺性. :,
_!pe;H
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. I\zemW!
Fp%Ln(/m
4. 对附件设计 aQUGNa0+d
A 视孔盖和窥视孔 ((<`zx
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 0%<+J;'o
B 油螺塞: G\=_e8(
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 | -+zofx
C 油标: GeV+/^u
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 d1]i,C~Y
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. J,5+47b1}R
89HsPB1"t
D 通气孔: {^m Kvc
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. 0<.RA%dj
E 盖螺钉: z9DcnAs
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 A@$kLex
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. =a$Oecg?
F 位销: |PP.<ce\-
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. a#[-*ou`
G 吊钩: 5iM[sg[y9
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. V.=lGhi
I ~$1Lu`~
减速器机体结构尺寸如下: 6F|j(LB
tFM$#JN
名称 符号 计算公式 结果 obo&1Uv,/
箱座壁厚 10 ~h)&&'a
箱盖壁厚 9 (9C<K<
箱盖凸缘厚度 12 4kl Ao$
箱座凸缘厚度 15 R_N:#K.M
箱座底凸缘厚度 25 _#C()Ro*P
地脚螺钉直径 M24 gl7|H&&xV
地脚螺钉数目 查手册 6 X2yTlLdY
轴承旁联接螺栓直径 M12 lAi2,bz"
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 %d;ezY '2
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 <1 "+,}'x
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 gfg n68k
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 {whvTN1#dh
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 igC_)C^i>
22 9Q.#\
18 L,LNv
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 6b=q-0yj
16 =,V|OfW
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 \Qy$I-Du
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 S\#1 7.=
齿轮端面与内机壁距离 > 10 D(]E/k@;~
机盖,机座肋厚 9 8.5 ,"2TArC'z
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) *d*,Hqn
150(3轴) <q2?S
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) K8I$]M
150(3轴) mUoIJ3fv_,
3V<&|
11. 润滑密封设计 Y.6SOu5$]
~bK9R0|<
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. {XCf-{a]~
油的深度为H+ >3.X?
H=30 =34 g(E"4M@t!
所以H+=30+34=64 9Ul(GI(
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 jp2Q9Z
B&?sF" Y
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 {*m ?Kc7k
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 $ &UZy|9
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 PkuTg";
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 60>.ul2
/j2H A^GT
12.联轴器设计 2f~($}+*
3G}AH E4
1.类型选择. @.C{OSHE
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 p9eRZVy/
2.载荷计算. 3L5r*fa
公称转矩:T=95509550333.5 zZ-\a[F
查课本,选取 k@mVxnC
所以转矩 TFQ!7'xk)
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 4,p;Km&
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm K4ZolWbU
V@-)\RZm
四、设计小结 %/%UX{8R
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。 C~%
1w%nn
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。 nw:-J1kWR
五、参考资料目录 7V7zGx+Z7
[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; LPd\-S_rsP
[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; c3%@Wj:fo
[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; Dh4
6o|P
[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; 2/
rt@{V(
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 Z~
[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<iEj"5
[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。