机械设计基础课程设计任务书 nKu(XgFv
<G9<"{
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 {X]9^=O"
iiN?\OO^~
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) [x$;XqA
c}cG<F
目 录 3N3*`?5c<
Ij,Yuo
一 课程设计书 2 hXnw..0"
y4r2}8fi
二 设计要求 2 24O
d] f
)|:8zDuJ
三 设计步骤 2 ck~ '`<7
ir+8:./6
1. 传动装置总体设计方案 3 !ABLd|tP
2. 电动机的选择 4 |rFJ*.nD
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 )u
Qvt-
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 >vxWx[fRu
5. 设计V带和带轮 6 N.vG]%1"
6. 齿轮的设计 8 8xgc[#
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 8E=vR 8
8. 键联接设计 26 ~=Fk/
9. 箱体结构的设计 27 6Ok,_
!
10.润滑密封设计 30 I*9Gb$]=
11.联轴器设计 30 F]0Jwm{
K)N)IZ1q
四 设计小结 31 8nf4Jk8r
五 参考资料 32 6ku8`WyoF
)2toL5 Q
一. 课程设计书 W
n6,U=$3
设计课题: 13\Sh
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 sgD@}":m
表一: $'y1Po'2
题号 n }TTq6B
Bd QQ9$@5
参数 1 eA10xpM0
运输带工作拉力(kN) 1.5 [e1\A&T
运输带工作速度(m/s) 1.1 pj j}K
卷筒直径(mm) 200 ym[+Rw
[ns&Y0Y`t
二. 设计要求 '&/(oJ;O~
1.减速器装配图一张(A1)。 % hNn%Oy:E
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 (+@faP
3.设计说明书一份。 *:(1K%g
{ .cB>L
三. 设计步骤 [KD}U-(Wg
1. 传动装置总体设计方案 A?\h|u<
2. 电动机的选择 2,+@#q
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 .5Q5\qc=
4. 计算传动装置的运动和动力参数 &8zk3
5. “V”带轮的材料和结构 XpOCQyFnM
6. 齿轮的设计 l#mtND3
7. 滚动轴承和传动轴的设计 vW9^hbdx
8、校核轴的疲劳强度 $`ON!,oa
9. 键联接设计 RLv&,$$0
10. 箱体结构设计 y+l<vJu
11. 润滑密封设计 1o(+rR<h9
12. 联轴器设计 EWSr@}2j
.
Lax9
"xI
1.传动装置总体设计方案: #3YdjU3w
Ni&,g
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 >Zi|$@7t-
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, 'Dnq+
要求轴有较大的刚度。 ='KPT1dW*
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 TeOFAIU
其传动方案如下: UzXDi#Ky
HW^{ ;'kH~
图一:(传动装置总体设计图) oC5gME"2
t!NrB X
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 %`bLmfm
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 Mf!owpW
T
传动装置的总效率 XA=|]5C
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; q=T<^Tk#e
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, *4zoAs lU1
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, R/yPZO-U
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 ytg7p 5{!i
>6n@\n
2.电动机的选择 Kv(Y }
D86K$IT
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, ]%b0[7[
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, ER0TY,
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;%j#(v
j
,q{lYX83S
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, xKRfl1
V*0Y_ T{_
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 e&r+w!
= .fc"R|<K
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 F[Qs v54
\mqhugy
Q&\ZC?y4
方案 电动机型号 额定功率 TiwHLb9
P Ly@U\%.
kw 电动机转速 \z(>h&
电动机重量 {'cs![U
N 参考价格 5|{ t+u
元 传动装置的传动比 / nC$?w
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 EfMG(oI
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 F>hVrUD8
Zb5T90s%
中心高 gME:\ud$
外型尺寸 c~Q`{2%+
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
M}_M_
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 D|
3AjzW
p1[WGeV
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 \J#I}-a&j
F!DrZd>\
(1) 总传动比 FuRn%)DA5
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 J-HabHv
(2) 分配传动装置传动比 6PVlZ
=× Pj^k
pjV
式中分别为带传动和减速器的传动比。 Y+S~b
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 = m!!
4.计算传动装置的运动和动力参数 X F0*d~4
(1) 各轴转速 !YuON6{)
==1440/2.3=626.09r/min lBYS>4~
==626.09/5.96=105.05r/min LS?` {E
(2) 各轴输入功率 #==[RNM%ap
=×=3.05×0.96=2.93kW av$\@4I
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW Wl}G[>P
则各轴的输出功率: dvH67 x
=×0.98=2.989kW vM$#m1L?
=×0.98=2.929kW #EwRb<'Em
各轴输入转矩 s?z=q%-p
=×× N·m pD)/-Dgdm
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· OmQuAG
^\x
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 7i%P&oB
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 8I|1Pl
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m G/^5P5y%@
=×0.98=242.86N·m rSzXa4m(
运动和动力参数结果如下表 ~=aI2(b
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min )@};lmPR
输入 输出 输入 输出
s2
t-T0;
电动机轴 3.03 20.23 1440 YV>VA<c
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 _16&K}<
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 9fk\Ay1P
.,(uoK{
5、“V”带轮的材料和结构 kgib$t_7
确定V带的截型 `XRb:d^
工况系数 由表6-4 KA=1.2 uc{Qhw!;:
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 m/"=5*pA
V带截型 由图6-13 B型 [~&:`I1
pu
m9x)y1
确定V带轮的直径 7Ohu$5\
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm &Cn9
k3E\R
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 2+hfbFu,1
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm Hr64M0V3B
}][|]/s?42
确定中心距及V带基准长度 LxYM"_1A;
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 k}owEBsn}
360<a<1030 H;"N|pBy
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm _yXeX
rSFXchD/
初定V带基准长度 _S7M5{U_
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm M,dzf
\$0
x8B
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm Z~.]ZWj-
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm QK/+*hr;
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 (Os
OPTp
z]R!l%`
确定V带的根数 [OToz~=)
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw 'V*M_o(\
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 .]d
tRH<
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 26klW:2*
带长修正系数 由表6-2 KL=1 u\& [@v
F7PZV+\
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 ,,-[P*@
M5bj |tQ4
取Z=2 "/]tFY%Y
V带齿轮各设计参数附表 d?+oT0pCH
R5~vmT5W
各传动比 jnLo[Cf,H8
q.K$b
V带 齿轮 H<}Fk9
2.3 5.96 C%7 ,#}[U/
z4%F2Czai&
2. 各轴转速n "a_D]D(d5
(r/min) (r/min) FT?1Q'
626.09 105.05 ?9ho|
o[+|n[aT)3
3. 各轴输入功率 P Nb,H8;
(kw) (kw) )|1JcnNSa
2.93 2.71 R~?; KJ
o_^d>Klb8
4. 各轴输入转矩 T /xbF1@XtL
(kN·m) (kN·m) [LEh
43.77 242.86 Ej3hdi)
GZ>% &^E
5. 带轮主要参数 ^cXL4*_=
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) Oh85*3
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 zbKW.u]v
带的根数z wN0OAbtX'
160 368 708 2232 B 2 ~rfjQPbh9x
Xv(9 YhS
6.齿轮的设计 sNpBTG@{l
] ,aAzjZ
(一)齿轮传动的设计计算 ^%/5-0?xE
FwzA_
nn
齿轮材料,热处理及精度 x;]{ 8#-z
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 =
y,avR
(1) 齿轮材料及热处理 ;Z~.54Pf{d
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 0mi[|~x=
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 ]O `
[v
② 齿轮精度 p5rRhu/|k3
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 y!D`.'
HPH {{p
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 MOeLphY
按齿面接触强度设计 m8A_P:MQq
:|mkI#P.
确定各参数的值: &>b1ES.>
①试选=1.6 r/<JY5
选取区域系数 Z=2.433 6OW-Dif^AG
T@WMT,J6j
则 {mitF
②计算应力值环数 nY0UnlB`
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) "{xv|C<*n
=1.4425×10h 1iW9?=a"
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) ?i=!UN
③查得:K=0.93 K=0.96 lH>XIEj
④齿轮的疲劳强度极限 oKJ7i,xT
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: `5&V}"lB
[]==0.93×550=511.5 9(.9l\h
! HC<aWb
[]==0.96×450=432 TAoR6aE
许用接触应力 'U0I.x(
cY]Y8T)
⑤查课本表3-5得: =189.8MP /8HO7E+5
=1 u@'zvkb@
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 u\?u4
=4.47×10N.m <%7
V`,*g/
3.设计计算 sB/s17ar
①小齿轮的分度圆直径d \8aF(Y^H
>7q,[:(gs
=46.42 kweTK]mT
②计算圆周速度 qE:DJy<
1.52 V gk,+l!4
③计算齿宽b和模数 I,3!uogn
计算齿宽b 4TE ?mh}
b==46.42mm I*2rS_i[T
计算摸数m [![(h %
初选螺旋角=14 "-:\-sMt{
= ljON_*
④计算齿宽与高之比 v|2j~
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ,O!aRvzap
=46.42/4.5 =10.32 fMaNv6(
⑤计算纵向重合度 ,quTMtk~
=0.318=1.903 !17Z\Ltqyj
⑥计算载荷系数K kR(=VM JU
使用系数=1 Zw{tuO7}K
根据,7级精度, 查课本得 RBD
MZ
动载系数K=1.07, 1iDo$]TEK
查课本K的计算公式: H12@12v
K= +0.23×10×b n82Q.M-H
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 N|S xAg
查课本得: K=1.35 - S-1<xR
查课本得: K==1.2 TMsoQ82
故载荷系数: dhkpkt<G8
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 nWu4HFi
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 L{pg?#\yC
d=d=50.64 R!G7;m'N1
⑧计算模数 D .`\ ^a
= o |iLBh$)
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 w%n]~w=8
由弯曲强度的设计公式 n<*]`do,w
≥ CF_!{X_k}
=rF8[Q0K
⑴ 确定公式内各计算数值 I|z#Aoc
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m W
F<V2o{k
确定齿数z
%'z3es0
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 _6
`4_<c=
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 jRAL(r|
Δi=0.032%5%,允许 2A+,. S_!x
② 计算当量齿数 *,
K
\A
z=z/cos=24/ cos14=26.27 ,+.#
eg
z=z/cos=144/ cos14=158 eUlb6{!y?
③ 初选齿宽系数 Jx w<*
按对称布置,由表查得=1 eS:e#>(
④ 初选螺旋角 U^\~{X
初定螺旋角 =14 Q;nr=f7Ys
⑤ 载荷系数K It-*CD9
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 F\bI6gj
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y xS1|Z|&
查得: s#ZH.z@J
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 RC%r7K f
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 F DX+
@x
+#ZD(
⑦ 重合度系数Y e~?]F0/
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 G. TX1
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 cU|jT8Q4H
=14.07609 #jiqRhm
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 #"-^;Z
⑧ 螺旋角系数Y S
'+"+%^tj
轴向重合度 =1.675, @un
}&URp
Y=1-=0.82 &Sa~Wtm|*
7+4"+CA
⑨ 计算大小齿轮的 ^MV%\0o
安全系数由表查得S=1.25 <t{AY^:r
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 H%aLkV!J
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 vW3Zu B
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 wkA!Jv%
查课本得到弯曲疲劳强度极限 B)8Hj).@B
小齿轮 大齿轮 }*
JMc+!9@
?GU!ke p
查课本得弯曲疲劳寿命系数: uF"`y&go
K=0.86 K=0.93 hATy3*4
>nEnX
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 %tQ{Hf~
[]= va2A@U
[]= J?fh3RW9
Q@VnJ,
X(28xbd|
大齿轮的数值大.选用. X{9o8
*V
!5!$h`g
⑵ 设计计算 {`CWzk?
计算模数 aZ`agsofk
F6VIH(
f`=T@nA
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: 5V8C+k)
5>Yd\(`K
z==24.57 取z=25 FH`&C*/F0Y
B?Sfcq-
那么z=5.96×25=149 6*33k'=;F
IkNt!
2s_
② 几何尺寸计算 *r$.1nke
计算中心距 a===147.2 "m;]6B."
将中心距圆整为110 =2)t1 H
G$uOk?R#5c
按圆整后的中心距修正螺旋角 UVUO}B@[S
i9U_r._qj;
=arccos _rd j,F8
}(EOQ2TI
因值改变不多,故参数,,等不必修正. dU^<7 K:S
Ab<Ok\e5
计算大.小齿轮的分度圆直径 Jd"s~n<>K
q'@Ei4
d==42.4 JM lhBh
Er1u1@
d==252.5 ~7WXjVZ
m>dcb
6B+g
计算齿轮宽度 05I39/T%
:P~&
b P
B= [Fj+p4*N
EFt`<qwj
圆整的 Cy:`pYxhd
MYSc*G
大齿轮如上图: ,Ysl$^\
^J~A+CEf"W
Ss! 3{VW
mKQST ]5
7.传动轴承和传动轴的设计 M2P@ &
|aAWWd5
1. 传动轴承的设计 i)PV{3v$J
jNG?2/P6&
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 VN-#R=D
P1=2.93KW n1=626.9r/min m?% H<4X
T1=43.77kn.m f"<@6Axq
⑵. 求作用在齿轮上的力 Dke($Jr{
已知小齿轮的分度圆直径为 4S0++Hp4
d1=42.4 rspoSPnY1
而 F= 3_*Xk.
.d
F= F &Yf#O*
\i;&@Kp.N
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 0mD;.1:
~73i^3yf
'
ra B
5ZyBP~
⑶. 初步确定轴的最小直径 26#Jhb E+
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 6SBvn%
<_a70"i
H;*a:tbxO+
mn; 7o~4
从动轴的设计 !Xx<~lIC
{qtc\O
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, >6l ;/J
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 3ES[ N.V#
⑵. 求作用在齿轮上的力 KjwY'aYwr:
已知大齿轮的分度圆直径为
&QOWW}
d2=252.5 i
B!h Ebz
而 F= H(NT|
F= F k#Ez
4$zFR}f
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N $]H=
`f6)Q`n
<f.>jjwFE
yLgKS8b
⑶. 初步确定轴的最小直径
4 %!{?[$
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 |j~EV~AJ
Y7kb1UG
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 {NY~JFM
查表,选取 Rg?{?qK\K
s@ 20#D
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 j.;
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 2l)9Lz=;L
;N$ 0)2w
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1]
%W\RHxo
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 。 ?bt`fzX{l
q
M_/
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. NlF0\+h
zY1s7/$i
D B 轴承代号 KZrMf77=
45 85 19 58.8 73.2 7209AC $W/+nmb)@K
45 85 19 60.5 70.2 7209B p]h*6nH>~
50 80 16 59.2 70.9 7010C o=-Vt,2{
50 80 16 59.2 70.9 7010AC $h 08Z
xBL$]>
Tf#2"(!
H}sS4[z
c/<Sa|'
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 bB:r]*_
s]
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, -Wlp=#9
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. crJ7pe9
e8AjO$49
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. Xq,UV
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, >~5lYD
高速齿轮轮毂长L=50,则 g5tjj.
WxVn&c\
L=16+16+16+8+8=64 .:{h{@a
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. '?"t<$b
RIy5ww}3|
5. 求轴上的载荷 {Ax)[<i
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, Ew
%{ i(d
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. EjR_-8@FK
b^[W_y
~K~b`|1
'yPCZ`5H(
m]FaEQVoE
O{k89{
-?< Ww{
w4e%-Ln
t&GA6ML#s
PIZ
C;K4|
K*R)V/B/l
传动轴总体设计结构图: ;wij}y-6
vKNt$]pm=
0jxO |N2)
@br@[RpB
(主动轴) )7&42>t
}>MP{67Dm
hLb;5u&!kW
从动轴的载荷分析图: g.64Id
UL86-R!
6. 校核轴的强度 C#MFpT
根据 KX?o
n sZ
== J\het2?\
前已选轴材料为45钢,调质处理。 j/)"QiS*?
查表15-1得[]=60MP XR*Q|4
〈 [] 此轴合理安全 tHrK~|
ic%?uWN
8、校核轴的疲劳强度. d"#gO,H0
⑴. 判断危险截面 Ua):y) A
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. &|v{#,ymeb
⑵. 截面Ⅶ左侧。 Z?m
-&%
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 LnP3z5d(
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 wgCvD
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 \Sg<='/{L;
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 ;mEwQ
截面上的弯曲应力 T}C2e! _O
*_`76`cz%X
截面上的扭转应力 nD7|8,'
== a%Uw;6|{
轴的材料为45钢。调质处理。 7FAIew\r
由课本得: 9|'
|BC
Lp_$?MCD.
因 Ls&+XlrX8
经插入后得 'eDJ@4Xm
2.0 =1.31 C\
tprnY
轴性系数为 led))qd@V-
=0.85 2ck4C/ h
K=1+=1.82 4|`Yz%'
K=1+(-1)=1.26 >DHp*$y
所以 vu=me?m?(
~A6 "sb=
综合系数为: K=2.8 fX_#S|DlSG
K=1.62 [`d$X^<y;
碳钢的特性系数 取0.1 WzjL-a(
取0.05 >*I N
安全系数 q# MM
S=25.13 W4(v6>5l
S13.71 /D<"wF }@J
≥S=1.5 所以它是安全的 2K;#Evn'j
截面Ⅳ右侧 $[g_=Z
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 moMYdArj
BPqk"HG]T
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 {@gAv!
n|Pr/ddL
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 syv$XeG=}
n-$VUo
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 p~K9
B-D
截面上的弯曲应力 vv6?V#{
截面上的扭转应力 EeB ]X24
==K= 3 t)v%S|k
K= 2#3^skj
所以 2jl)mL
综合系数为: 9IA$z\<<w
K=2.8 K=1.62 ZPHXzi3j
碳钢的特性系数 )t:7_M3
取0.1 取0.05 n 6{2]&sd
安全系数 rz%<AF Z
S=25.13 ZQ3_y $
S13.71 XF}rd.K:
≥S=1.5 所以它是安全的 H6&7\Wbk
z%1{
9.键的设计和计算 JS2nXs1
*XbI#L%>
①选择键联接的类型和尺寸 vfcb:x
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. 1DE@N1l
根据 d=55 d=65 N
L'R\R
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 `Gd$:qV
b=20 h=12 =50 oE?QnH3R
EVt?C+
②校和键联接的强度 ymWgf6r<
查表6-2得 []=110MP e}0:"R%E
工作长度 36-16=20 )4R:)-"f
50-20=30 auHFir8f
③键与轮毂键槽的接触高度 Ue*C>F
K=0.5 h=5 |Ps% M|8~
K=0.5 h=6 $Z?\>K0i
由式(6-1)得: ar.AL'
<[] W2Luz;(U
<[] |.P/:e9
两者都合适 w~Ff%p@9
取键标记为: |E@djosyC
键2:16×36 A GB/T1096-1979 AW,OHSXh6
键3:20×50 A GB/T1096-1979 DNkWOY#{
10、箱体结构的设计 6Pn8f
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, j>Ag\@2ME
大端盖分机体采用配合.
npp[@*~
:q#K} /
1. 机体有足够的刚度 ]"~51HQZ
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 ~u87H?
@kFu*"
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 Q;u SWt<{
'
GG=Ebt
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm 7v7G[n
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 7@}$|u:JUF
{/<6v. v
3. 机体结构有良好的工艺性. sC"}8+[)S3
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. }_
mT
l@*
<#+44>h
4. 对附件设计 {HOy_Fiih
A 视孔盖和窥视孔 ?=;qK{)37
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 ^pnG0(9
B 油螺塞: !xIm2+:(
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。 Xz 4 x
C 油标: sZ&G%o
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 fyWO
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. Zm
ogM7B
q2rUbU_A(
D 通气孔: o4b~4h{%
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. !ZRs;UZ>o
E 盖螺钉: TBrGA
E
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 8>WVodv
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. .lgPFr6X
F 位销: 76cG90!Z
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. 4Kwh?8.
G 吊钩: ^! 8P<y
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. US [dkbKo
'1^B+m
减速器机体结构尺寸如下: -62'}%?A<C
)~6zYJ2
名称 符号 计算公式 结果
Ez~'^s@
箱座壁厚 10 X[gn+6WB%
箱盖壁厚 9 6x)$Dl
箱盖凸缘厚度 12 VdSv
箱座凸缘厚度 15 y! .J
箱座底凸缘厚度 25 '_k+WH&
地脚螺钉直径 M24 `1OgYs
地脚螺钉数目 查手册 6 bI)u/
轴承旁联接螺栓直径 M12 6r:?;j~l
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 3@Z#.FV~C[
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 r|e-<t4.9L
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 ((tv2
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 9+s.w25R
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 73#x|lY
22 hI?sOR!
18 )}vNOE?X~
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 Vm}%ttTC
16 -x8nQ%X
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 :0)3K7Q
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 ,#d? _?/:O
齿轮端面与内机壁距离 > 10 `LAR@a5i
机盖,机座肋厚 9 8.5 r_e7a6
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) ^EG\iO2X
150(3轴)
c gzwx
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) I+>%uShm
150(3轴) W>VP'vn}
mbnV[
11. 润滑密封设计 {!|}=45Z
^<e@uNGg
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. >>aq,pH
油的深度为H+ )[mwP.T=
H=30 =34 G7--v,R1x
所以H+=30+34=64 \<}&&SuH
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。
PHA-9\jC{
bY}eUL2i4
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 XNQAi (!GS
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 }ENR{vz$A
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 { -|{xBd
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 >#Q\DsDS
322jR4QGr
12.联轴器设计 `qd+f{Q
uVzFsgBp
1.类型选择. <E\$3Ym9
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 R4ht6Vm3g)
2.载荷计算. yaq'Lt`
公称转矩:T=95509550333.5 iyj+:t/
查课本,选取 pV4Whq$
所以转矩 Ig3;E+*>
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 |FD }e)
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm xI>A6
7jnIv];i
四、设计小结 yG Wnod'
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。 E0`Lg
c
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。 Z2im@c67{
五、参考资料目录 *@d&5
[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; 3~nnCR[R
[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; *tm0R> ?!
[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; +w=AJdc
[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; /axIIfx-
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 gTA%uRBa
[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; JaB<EL-9r2
[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。