机械设计基础课程设计任务书 b_w(F_0
]XjL""EbC
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 uN@El1ouY
4`/Td?THx
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) Vb,'VN%
o@[oI\Vr!
目 录 a`6R}|ZB
,FL*Z9wA
一 课程设计书 2 ;5tQV%V^Q
+'9E4Lpx
二 设计要求 2 "0aJE1)p:
dLbSvK<(I
三 设计步骤 2 yrG=2{I
9>r@wK'Pn
1. 传动装置总体设计方案 3 ~cul;bb#
2. 电动机的选择 4 $1Qcz,4B|
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 Pos(`ys;
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
bKt4
5. 设计V带和带轮 6 gX]ewbPDQ
6. 齿轮的设计 8 8EY]<#PN
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 ."Q}2
8. 键联接设计 26 c0Yc~&RF
9. 箱体结构的设计 27 |3G;Rh9w,
10.润滑密封设计 30 p :zRgwcn
11.联轴器设计 30 &AnWMFo
|ZG0E
四 设计小结 31 H,EGB8E2
五 参考资料 32 ^{a_:r"
m,)o&ix1
一. 课程设计书 g\1|<jb3
设计课题: uj@d {AQ
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V CU@}{}Yl
表一: Gq-~zmg
题号 .l$U:d
&l0,q=T
参数 1 H'}6Mw%ra
运输带工作拉力(kN) 1.5 INY?@in
运输带工作速度(m/s) 1.1 Sq]QRI/
卷筒直径(mm) 200 Y+{jG(rg.F
3.6Gh|7
二. 设计要求 *p0Kw>
1.减速器装配图一张(A1)。 -z">ov-)
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 X#tCIyK,nV
3.设计说明书一份。 OMAvJzK .
Jwpc8MQ
三. 设计步骤 sh*/wM
1. 传动装置总体设计方案 x/0loW?q^
2. 电动机的选择 sGx3O i
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 +K?sg;
4. 计算传动装置的运动和动力参数 |nBs(>b
5. “V”带轮的材料和结构 o,RiAtdk
6. 齿轮的设计 P=.~LZZ]89
7. 滚动轴承和传动轴的设计 FuC\qF
8、校核轴的疲劳强度 7^<6|>j4
9. 键联接设计 )Em`kle
10. 箱体结构设计 #gVWLm<
11. 润滑密封设计 7^C&2k5G
12. 联轴器设计 Dt\rrN:v
EiVVVmm!
1.传动装置总体设计方案: intl?&wC
*U-:2uf
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。
Vfw H:
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, D!z'Y,.
要求轴有较大的刚度。 0\V)DV.i
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。 DFvGc`O4
其传动方案如下: dDa&:L
t N4-<6
图一:(传动装置总体设计图) 5_1\{lP
u4$R ZTC
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 /D964VR1M\
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 I&`aGnr^^
传动装置的总效率 4s@Tn>%SP
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; 0rvBjlFT
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, v3{%U1>}v
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, N`~f77G
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 [^D>xD3B2
Bg}l$?S
2.电动机的选择 33&l.[A"!}
+X`&VO6~
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, %cBOi_}}~
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,
: 76zRF
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。 =~5N/!
hM[3l1o{|
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, jib pZ)
DP;:%L}
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 f8ZuG !U
a l9(
9)
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 \(--$9
`"hWbmQ
R x( yn
方案 电动机型号 额定功率 !a25cm5ys
P {+GR/l\!#
kw 电动机转速 yL),G*[p\}
电动机重量 s6r(\L_Im
N 参考价格 /nv+*+Q?d
元 传动装置的传动比 ([^#.x)hz
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 v7Ps-a)
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 62MQ+H
}Q@~_3,UJ
中心高 uUV"86B_
外型尺寸 #eX<=H]
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 R.DUfU"gp
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 6nREuT'k
A3*(c3
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 X8ZO
} X
3rd8mh&l
(1) 总传动比 M2c7|
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 L62%s[
(2) 分配传动装置传动比 aGfp"NtL
=× "R=~-, ~
式中分别为带传动和减速器的传动比。 @WJ\W `P
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 zG8g}FrzG;
4.计算传动装置的运动和动力参数 ?#fm-5WIi
(1) 各轴转速 ><>%;HZ
==1440/2.3=626.09r/min |)C*i
==626.09/5.96=105.05r/min HVhP |+
(2) 各轴输入功率 "RM\<)IF
=×=3.05×0.96=2.93kW jVZ<i}h0B
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW J#ClQ%
则各轴的输出功率: W/b)OlG"2
=×0.98=2.989kW Jgg< u#
=×0.98=2.929kW ||.Hv[
]V*
各轴输入转矩 4=EA3`l
=×× N·m ``I[1cC
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ?L0k|7
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m -(>Ch>O
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m co1aG,>"q
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m (CgvI*O
=×0.98=242.86N·m W amOg0
运动和动力参数结果如下表 X/90S2=P
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min F#M(#!)Y"
输入 输出 输入 输出 M_-L#FHX
电动机轴 3.03 20.23 1440 eB=&(ZT
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 $45.*>,
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 ;ISe@yR;
So8
Dwz?
5、“V”带轮的材料和结构 !c{F{t-a
确定V带的截型 ^6R(K'E}
工况系数 由表6-4 KA=1.2 m(}}%VeR"z
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 Cl!(F6K*
V带截型 由图6-13 B型 @6UZC-M0
7S&$M-k
确定V带轮的直径 &"I csxG
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm ^]'_Qbi]}
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s R dwt4A+
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm ^Y+Lf]zz*
X{Hh^H
确定中心距及V带基准长度 M8<Vd1-5
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 ?w'86^_z
360<a<1030 U%q6n"[
Cr
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm w=n(2M56C
2<y9xvp
初定V带基准长度 9xhc:@B1J
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm S4[#[w`=
k4hk*
0Jq
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm 3Jt#
Mp
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm (_<,Oj#*S
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 S*|/txE'~Y
=-X-${/
确定V带的根数 M@<9/xPS
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw /*k_`3L
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 VN`fZ5*d~
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 H,5]w\R6\
带长修正系数 由表6-2 KL=1 uOJqj{k_."
SY[3O
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 O!{YwE8x9
u:2Ll[ eo
取Z=2 zBTW&
V带齿轮各设计参数附表 3\Q 9>>
6h,!;`8O
各传动比 {GLGDEb
H?8'(
V带 齿轮 D9A%8[Yo
2.3 5.96 i,a"5DR8
|rwY
2. 各轴转速n %Q0R]
Hg
(r/min) (r/min) D\9-/p
626.09 105.05 &JqaIJh
,xVAJ6_#
3. 各轴输入功率 P megTp
(kw) (kw) X(MS!R V
2.93 2.71 y32$b,%Xi,
0]iaNR
%
4. 各轴输入转矩 T vno/V#e$WX
(kN·m) (kN·m) ?z&%VU"
43.77 242.86 S7Ty}?E@
=3w;<1 ?'
5. 带轮主要参数 Cp"7R&s
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) ,&WwADZ-s
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 Cd"{7<OyM4
带的根数z Y.]$T8
160 368 708 2232 B 2 7g(Z@
0FI
|7
6.齿轮的设计 J:glJ'4E
BDWbWA
6
(一)齿轮传动的设计计算 >>$`]]7
X(*O$B{
R
齿轮材料,热处理及精度 adX"Yg!`{c
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 9yC22C:
(1) 齿轮材料及热处理 |&rCXfC
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 I*3}erT
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 QR'# ]k;>%
② 齿轮精度 ;VAyH('~
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 SnmUh~`L~
o25rKC=o
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 !h7.xl OpN
按齿面接触强度设计 Gw$ 5<%sB
>VkBQM-%
确定各参数的值: ;ISnI
①试选=1.6 3yKmuu!
选取区域系数 Z=2.433 Tgr,1)T
2icQ (H;
则 U\tx{CsSz
②计算应力值环数 yW=+6@A4
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) WXY'%G
=1.4425×10h WJnGF3G>
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) }QE*-GVv]
③查得:K=0.93 K=0.96 nwUz}em?O
④齿轮的疲劳强度极限 ZDW=>}~_y
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: `z0q:ME
[]==0.93×550=511.5 F. SB_S<'
LsuOmB| ^
[]==0.96×450=432 N8dxgh!,
许用接触应力 !
I0xq"
SULFAf<
⑤查课本表3-5得: =189.8MP 6D`n^ uoP
=1 j/*1zu8Y
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 ezp%8IZ;
=4.47×10N.m UgC65O2
3.设计计算 bT^dtEr[
①小齿轮的分度圆直径d \H@1VgmR;
\MOwp@|y
=46.42 :]@c%~~!&
②计算圆周速度 Q7$o&N{
1.52 {4G/HW28
③计算齿宽b和模数 5?^L))
计算齿宽b _V-K yK
b==46.42mm 1^}I?PbqV
计算摸数m Tn#Co$<
初选螺旋角=14 *(F`NJ 3
= 6p)AQTh>
④计算齿宽与高之比 SXm%X(JU
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 w31Ox1>s
=46.42/4.5 =10.32 1*TbgxS~W
⑤计算纵向重合度 6(f'P_*
=0.318=1.903 .+/d08]
⑥计算载荷系数K GT&}Burl/n
使用系数=1 c0gVW~I1
根据,7级精度, 查课本得 #4msBax4
动载系数K=1.07, U\Wo&giP[
查课本K的计算公式: 00QJ596
K= +0.23×10×b P9
<U+\z
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 k||t<&`Ze
查课本得: K=1.35 3S:Lce'f
查课本得: K==1.2 &vpKBR^
故载荷系数: U%nkPIFm
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 "tzu.V-
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 P2-&Im`+
d=d=50.64 FvxM
⑧计算模数 .:r~?$(
= H4w\e#|
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 ?FQ#I~'<
由弯曲强度的设计公式 !mmMAsd,
≥ {arqcILr
4N,mcV
⑴ 确定公式内各计算数值 52e>f5m.
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m iAwEnQ3h
确定齿数z !qt2,V
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 o8bd L<
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 ;Y?MbD
Δi=0.032%5%,允许 9{toPED
② 计算当量齿数 TN2Ln?[xU
z=z/cos=24/ cos14=26.27 -Uwxmy +
z=z/cos=144/ cos14=158 2s\ClT
③ 初选齿宽系数 7Q}pKq]P
按对称布置,由表查得=1 6l]X{ A.
④ 初选螺旋角 1UP=(8j/
初定螺旋角 =14 ~zqb{o^pT
⑤ 载荷系数K ysW})#7X
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 dZU#lg
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
)(G9[DG
查得: z%82Vt!a5
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 Z7;V}[wie
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 HEF
e?
5?kfE
⑦ 重合度系数Y D@O`"2
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 C$OVN$lL`8
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 ZEP?~zV\A
=14.07609 *GT=U(d
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 513,k$7
⑧ 螺旋角系数Y ->sxz/L
轴向重合度 =1.675, 3e_tT8
Y=1-=0.82 4l$OO;B
`^bP9X_a
⑨ 计算大小齿轮的 9L=mS
安全系数由表查得S=1.25 Yj/afn(Jt
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 gq7tSkH@
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 .uuhoqG0
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 ~||0lj.D
查课本得到弯曲疲劳强度极限 -50DGA,K6
小齿轮 大齿轮 j9p6rD
oP&/>GmXL
查课本得弯曲疲劳寿命系数: &9L4
t%As
K=0.86 K=0.93 !+GYu;_
2Y
vr|] \8
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 G{U#9
[]= )^>LnQ_u
[]= AUnfhk@$
cq1 5@a mX
ujU,O%.n
大齿轮的数值大.选用. Pq;OShU_
8 #_pkVQw:
⑵ 设计计算 z
6:Wh
计算模数
G 3Z"U
ON :t"z5
GWA"!~Hu
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: o?`FjZ6;x
6_CP?X+T
z==24.57 取z=25 1EyN
|m|
;*A'2ymXUT
那么z=5.96×25=149 x/*lNG/
)l3Uf&v^f
② 几何尺寸计算 ;J%:DD
计算中心距 a===147.2 3:)z+#Uk6
将中心距圆整为110 NXW*{b
Ds9)e&yYrb
按圆整后的中心距修正螺旋角 D|-]<r1"
|5&+VI
=arccos \TQZZ_Z
Z(mUU]
因值改变不多,故参数,,等不必修正. H QqFrR
EL 5+pt
计算大.小齿轮的分度圆直径 bZqTT~'T
AZj&;!}
d==42.4 BEdCA]T
Pvxb6\G&d
d==252.5 =rjU=3!&(
{v?Q9
计算齿轮宽度
;tOsA #
Jj4HJ9
B= +7_qg
i7:
TEtmmp0OD
圆整的 u47<J?!Q
8=8hbdy;
大齿轮如上图: eg0_ <
T5XXC1+
MpV<E0CmE
p.DQ|?
7.传动轴承和传动轴的设计 6Yu:v
V6]6KP#D
1. 传动轴承的设计 M\ATT%b:
,06Sm]4L,
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 VYk:c`E
P1=2.93KW n1=626.9r/min }vndt*F
T1=43.77kn.m -f+#j=FX
⑵. 求作用在齿轮上的力 7=^{~5#
已知小齿轮的分度圆直径为 gabfb#
d1=42.4 &g`IRz
而 F= n]%-2`}(
F= F Y;i=c6
Ak'=l;
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N $8tk|uh
'{&Q&3J_
Oa|c ?|+
x#1Fi$.
⑶. 初步确定轴的最小直径 ejN/U{)jK'
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 bo0U
dlu*s(O"
O]N /(pe:d
fBS a8D3}`
从动轴的设计 d:kB Zrq
Bf{u:TCK
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, n`Q@<op
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M j G8;p41
⑵. 求作用在齿轮上的力
a_?sJ
已知大齿轮的分度圆直径为 9"~ FKMN
d2=252.5 y|`-)fY
而 F= 5.rAxdP
F= F HC iRk1
fz'qB-F
Y
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N c_8&4
0ho;L 0Nr'
v$ ti=uk$
ug3\K83aj/
⑶. 初步确定轴的最小直径 YWZ;@,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 z^bS+0S5x!
4fLRl-)
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 '|8dt "C
查表,选取 ?f?5Kye
^<I(
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 k^5Lv#Z
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 `YhGd?uu$
nrac)W
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1lw%RM
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 。 8Qv s\TY
yRXML\Ge
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. o'2eSm0H
$n<a`PdH
D B 轴承代号 Yy *=@qu>g
45 85 19 58.8 73.2 7209AC Ho &Q}<(
45 85 19 60.5 70.2 7209B g'.OzD
50 80 16 59.2 70.9 7010C PTe L3L
50 80 16 59.2 70.9 7010AC n!)$e;l
BJ|l
,i:?c
j=r1JV
@
7l *
&Fh9;
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 [ZWAXl
$
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, B+W7zv
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. P6+ B!pY
*HoRYCL
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. ^Jp T8B}
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, /,\V}`Lx"
高速齿轮轮毂长L=50,则 -S$F\%
o/pw=R/):
L=16+16+16+8+8=64 Giyh( DL
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. \^)i!@v
*b{IWOSe^
5. 求轴上的载荷 ';C'9k<P:
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, "6B@V=d
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. V}y]<
Qs1p
|A&;m}(Mt
:nx+(xgw
c
p"K ?)
ng}C$d . I
$qD\ku;'
sVHF\{<
$nt&'Xnv
X4%uY
KqI:g*H'x7
传动轴总体设计结构图: :-?ZU4)
?+zFa2J
^KhJBM /Z
%o?)`z9-
(主动轴) P~a@{n*8
)7 57
#b ^6>
从动轴的载荷分析图: T5:Q_o]
8pnD6Lp>
6. 校核轴的强度 od=hCQ1>
根据 x Lan1V
== wAHuPQ&_Q
前已选轴材料为45钢,调质处理。 o`YBz~2
查表15-1得[]=60MP !v8R(
〈 [] 此轴合理安全 ?I+{S
|[`YGA4
8、校核轴的疲劳强度. 1KZigeHXI
⑴. 判断危险截面 #)'Iqaq7
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. <$s6?6P
⑵. 截面Ⅶ左侧。 z/\OtYz
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 D!.c??
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 _r:Fmn_%-
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 A4zI1QF
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 pS$9mzY
截面上的弯曲应力 NK0'\~7&
[/a
AH<9b
截面上的扭转应力 JCcYFtW
== j|KDgI<0
轴的材料为45钢。调质处理。 9~hW8{#
由课本得: >6S7#)0T
<tvLKx
因 vn}m-U XA*
经插入后得 NtM>`5{?
2.0 =1.31 h*R@ d
轴性系数为 SJ]6_4=y*
=0.85 &g;!n&d zP
K=1+=1.82 qur2t8gnxq
K=1+(-1)=1.26 [q|W*[B:@
所以 v~SM"ky#
+zh\W9
综合系数为: K=2.8 )Fx]LeI;
K=1.62 @ki|#ro
碳钢的特性系数 取0.1 Gwk$<6E
取0.05 tK;xW
安全系数 ,lH
}Ba02F
S=25.13 sJL Oz>
S13.71 @)d_zWE
≥S=1.5 所以它是安全的 P2vG)u
截面Ⅳ右侧 )#i@DHt=
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 M
P8Sd1_=
# Wi?I=,
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Mp/l*"(
5n?P}kca)
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 Q/g!h}>(.
wQG?)aaM
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 Y# }qXXZ>]
截面上的弯曲应力 hJ(vDv%
截面上的扭转应力 Ba[,9l[
==K= Qs\a&Q=0H
K= ^=eC1bQA
所以 #
>k|^*\
综合系数为: V;ea Q
K=2.8 K=1.62 -6+7&.A+
碳钢的特性系数 Cn/WNCzst&
取0.1 取0.05 1r=cCM
安全系数 JuSS(dJw
S=25.13 PIU@}:}
S13.71 ,NQ!d4~D
≥S=1.5 所以它是安全的 HQ@g6
joI) 6c
9.键的设计和计算 >Lo\?X~
VgVDTWs7
①选择键联接的类型和尺寸 ~vA{I%z5~
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. "}v.>L<P
根据 d=55 d=65 7?yS>(VmT
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 Xr
<H^X
b=20 h=12 =50 '4uu@?!dVk
u9~5U9]O%6
②校和键联接的强度 V22z-$cb
查表6-2得 []=110MP US$$ADq
工作长度 36-16=20 y@!M<#SEzG
50-20=30 jRjeL'"G
③键与轮毂键槽的接触高度 e@vtJaSu
K=0.5 h=5 (ODwdN7;
K=0.5 h=6 HaVhdv3L
由式(6-1)得: l~"T>=jq3
<[] Q3WI@4
<[] Dy.i^`7\
两者都合适 %rb$tKk
取键标记为: "`ftcJUd
键2:16×36 A GB/T1096-1979 n725hY6}<l
键3:20×50 A GB/T1096-1979 bg Ux&3
10、箱体结构的设计 b7>'ARdbzX
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, 5hmfdj6
大端盖分机体采用配合. l
L;5*@
8GP17j
1. 机体有足够的刚度 k4iiL<|
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 9" q-Bb
dCi:@+z8
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 qS\#MMsTd
'$OUe {j<
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 3'.@aMA@
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 J-
S.m(
1<G+KC[F
3. 机体结构有良好的工艺性. N#l2wT
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. 67iI wY*8'
.yy-jf/
4. 对附件设计 I Id4w~|
A 视孔盖和窥视孔 O?X[&t
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 ^i%S}VK
B 油螺塞: gbuh04#~
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。 ULAr!
C 油标: h&i*=&<HP6
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 i#V(oSx
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. Nhs!_-_I
JVuju$k
D 通气孔: &MSU<S?1
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. hiS|&5#
E 盖螺钉: ;Xt<\^e
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 dO82T3T
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. Z8v 8@Y
F 位销: ) bFl-
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. l?*DGW(t{
G 吊钩: a%r!55.
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. lfj5?y
96^aI1:
减速器机体结构尺寸如下: .j:,WF<"l5
q2X::Yqk
名称 符号 计算公式 结果 e\C-a4[C8P
箱座壁厚 10 R->x_9y-R
箱盖壁厚 9 a|FkU%sjzZ
箱盖凸缘厚度 12 -US:a8`
箱座凸缘厚度 15 ,m<YSMKX
箱座底凸缘厚度 25 \!\:p/f
地脚螺钉直径 M24 _<c"/B
地脚螺钉数目 查手册 6 Em(_W5
ND{
轴承旁联接螺栓直径 M12
RU~na/3
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 bJ_rU35s>
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 i%9vZ
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 tL OGj?/r
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 eaFkDl
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 `Xos]L'w
22 T!H(Y4A
18 |<c9ZS+
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 0ZjT.Ep
16 DKS1Sm6d0
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 &|XgWZS5
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 %<>:$4U@]
齿轮端面与内机壁距离 > 10 I#MPJ@*WT
机盖,机座肋厚 9 8.5 %"f85VfZ
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) 5b:1+5iF-
150(3轴) ZhY{,sy?QO
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) zls^JTE
150(3轴) pX_
6>)fNCe`
11. 润滑密封设计 ]S%_&ZMCM
iAH,f5T
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. lWc[Q1
油的深度为H+ edMCj
H=30 =34 d7kE}{,
所以H+=30+34=64 QKP
#wR
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 fZ-"._9UyH
J6CSu7Voa
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 ?c?@j}=?yY
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 d`=
~8`
密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 us.[wp'Sh
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 p-"C^=l
9\Gk)0
12.联轴器设计 W$jRS
(LK@w9)i;
1.类型选择. (/uN+
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 bR7tmJ[)Z
2.载荷计算. _qE9]mU
公称转矩:T=95509550333.5 d[?RL&hJO
查课本,选取 Yuv=<V
所以转矩 igQzL*X
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 "1gIR^S%9
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm gba1R
S!A:/(^WB
四、设计小结 V<WWtu;3
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。 drAJ-ii
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。 DTC
IVLV
五、参考资料目录 [,Ul
[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; ;}6wj@8He
[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; HBp??.r
[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; 3_@IE2dA
[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; Ly(iq
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 L<dh\5#p9Y
[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; }uMu8)Q
[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。