机械设计基础课程设计任务书 !xsfhLZK
(0 T!-hsP
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 Hyb(.hlZh
)3h\QE!z
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) 37hdZt.,
H>TO8;5(
目 录 zgb$@JC
94tfR$W;-
一 课程设计书 2 As,`($=
Y1PR?c
Q
二 设计要求 2 y'2|E+*V
'`jGr+K,wU
三 设计步骤 2 \g}]u(zg%
y7HFmGM
1. 传动装置总体设计方案 3 f?5>V
2. 电动机的选择 4 (?4%Xtul1
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 6GxLaI
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 (`.# n3{
5. 设计V带和带轮 6 noWF0+%
6. 齿轮的设计 8 6 >kU Lp
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 J M`w6}
8. 键联接设计 26 f}-'67*Y
9. 箱体结构的设计 27
{++EX2
10.润滑密封设计 30 OUBGbld
11.联轴器设计 30 &=@{`2&
io#}z4"'qY
四 设计小结 31 Ln>!4i+-B)
五 参考资料 32 D$ds[if$U,
C$w%!
jE
一. 课程设计书 {nmG/dn{
设计课题: !ku}vTe
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 `O\>vn
表一: VX)8pV$
题号 Xh"9Bcjf
't<iB&wgF
参数 1 Sz0PZtJ
运输带工作拉力(kN) 1.5 qTuR[(
运输带工作速度(m/s) 1.1 E+L7[
卷筒直径(mm) 200 !JCs'?A
5%,3)H{;t
二. 设计要求 u]*7",R
uU
1.减速器装配图一张(A1)。 yT^2;/Z
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 un "I
3.设计说明书一份。 KXt8IMP_"y
/M2in]oH
三. 设计步骤 iYXD }l;r
1. 传动装置总体设计方案 XCM!8x?K
2. 电动机的选择 >G`p T#
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 lNe4e6
4. 计算传动装置的运动和动力参数 LLx0X
O@
5. “V”带轮的材料和结构 mEY#QN[eq
6. 齿轮的设计 5IU!BQU
7. 滚动轴承和传动轴的设计 NM. e4
8、校核轴的疲劳强度 j7!u;K^c
9. 键联接设计 ZKi&f,:
10. 箱体结构设计 #BRIp(65-6
11. 润滑密封设计 mE~WE+lw9
12. 联轴器设计 5EtR>Pc
:w8{BIUN)
1.传动装置总体设计方案: F,_L}
G$C2?|V)=
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 NO5k1/-
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, WuK<?1meN
要求轴有较大的刚度。 %H\b5&
_y
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 Jh+;+"
其传动方案如下: hDXTC_^s
t24`*'
图一:(传动装置总体设计图) dS1HA>c)O
7C|AiSH
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 P& 1$SWNyW
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 lT[,w9 $
传动装置的总效率 wUvE
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; yi8vD~aA[
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, S_7]_GQ9
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, <)d%c%f'`
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 9R=avfI
m=}h7&5 p
2.电动机的选择 *~8F.cx
"kApGNB
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, rxp|[>O<
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, GgxPpS<ne
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。 9~V'Wev
-mJs0E*g
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, "dpjxH=xO
i[z 2'tx4
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 SkDr4kds
^fF#Ej1
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 &YIL As^8A
xh;gAh5n
.vHHw@
方案 电动机型号 额定功率 ->ZP.7
P &S="]*Z
kw 电动机转速 ;Am3eJa*-
电动机重量 QN8+Uj/zx
N 参考价格 K+Him]
b
元 传动装置的传动比 'bbw0aB4
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 45 biy(qa
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 aQoB1qd8
@Z/jaAjUC
中心高 +c8`N'~
外型尺寸 7#JnQ|
]
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 ]j0+4w
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 GkOk.9Y,5
C-edQWbcP
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 ~2*LWH*@
10Eun }
(1) 总传动比 1tbA-+
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 +xuv+mo
(2) 分配传动装置传动比 bofI0f}5.
=× /US% s
式中分别为带传动和减速器的传动比。 tE0{ae
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 ,?LE5]
4.计算传动装置的运动和动力参数 [w}- )&c
(1) 各轴转速 N:|``n>
==1440/2.3=626.09r/min KY&Lv^1_|
==626.09/5.96=105.05r/min j~_iv~[
(2) 各轴输入功率 /BgXY}JC.
=×=3.05×0.96=2.93kW tHzgZoBz
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW {5VJprTbv
则各轴的输出功率: aUL7]'q}
=×0.98=2.989kW 8`S1E0s
=×0.98=2.929kW 1*A^v
各轴输入转矩 7mSNz.
=×× N·m }S iR;2W
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· Zf>:h
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ]6(%tU
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m <5L99<E
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m ]$#bNt/p
=×0.98=242.86N·m wHbmK
运动和动力参数结果如下表 g]j&F65D
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min NtGJpT4YX
输入 输出 输入 输出 [!U%''
电动机轴 3.03 20.23 1440 W7C1\'T
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 p7AsNqEp
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 ok6t|
7sq
RQ0^
1
R
5、“V”带轮的材料和结构 -pJ\_u/&%`
确定V带的截型 Yv=L'0K&
工况系数 由表6-4 KA=1.2 2r2:
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 xw{K,;WeO
V带截型 由图6-13 B型 nYyKz
Rz
<LZ#A@]71
确定V带轮的直径 Qu#[PDhb
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm mm_)=Ipj>
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s ;a|%W4 "
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm <:AA R2=
F&`%L#s|
确定中心距及V带基准长度 j#3IF *"
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 E6R\DM
360<a<1030 Wlg 1t~1=
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm }#tbK 2[
xjD$i'V+
初定V带基准长度 BNk >D|D;
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm PE;<0Cz\
A1;'S<a
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm x
[vbi
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm N[-$*F,:_
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 }@.@k6`n
zA?AX1%Wa
确定V带的根数 gc I<bY
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw Mi
NEf
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 Mq\?J{E
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 \0Xq&CG=E
带长修正系数 由表6-2 KL=1 63'%+
rR^o
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 HoX={^aG%
;TC]<N.YJT
取Z=2 IRR b^Q6
V带齿轮各设计参数附表 'k}w|gNB
ltrti.&
各传动比 uzb|yV'B
>B``+Z^2
V带 齿轮 %x;~o:
2.3 5.96 +BM[@?"hrh
1fV)tvU$
2. 各轴转速n Z6M
qcAJ3j
(r/min) (r/min) )l(DtU!E
626.09 105.05 OK-*TPrc
A:4&XRYZY
3. 各轴输入功率 P 89KFZ[.}]
(kw) (kw) ve"tbNL
2.93 2.71 d%L/[.&
FQ0 ;%Z
4. 各轴输入转矩 T 6*EIhIQ(
(kN·m) (kN·m) *6][[)(
43.77 242.86 2^=.f?_YR
g/FT6+&T.
5. 带轮主要参数 H}&JrT95
小轮直径(mm) 大轮直径(mm)
0,&] 2YJ
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 :_F 8O
带的根数z }4piZ
ch
160 368 708 2232 B 2 BbCW3!(
N_FjEZpX
6.齿轮的设计 M@G\b^ "
z[vu-f9
(一)齿轮传动的设计计算 '
Qlj"U
Kv:.bHN}
齿轮材料,热处理及精度 s^.tj41Gx}
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 ;*+H&
(1) 齿轮材料及热处理 :)4c_51 `
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 _V8;dv8
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 \R-'<kN.*
② 齿轮精度 "E4CQL'U
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 0k_3]Li=(
~PAI0+*"q
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 pVzr]WFx
按齿面接触强度设计 9GT}_
^fb
-2u)orWP
确定各参数的值: 1fM`n5?"
①试选=1.6 j,9/eZRZ
选取区域系数 Z=2.433 Nw"?~"bo
n
_x+xVi%
则 *)?'!
②计算应力值环数 "&`>+Yw
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) '6g-]rE[
=1.4425×10h Y]`o-dV
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) e_l|32#/
③查得:K=0.93 K=0.96 rf`xY4I\
④齿轮的疲劳强度极限 VV54$a
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: a3A3mBw
[]==0.93×550=511.5 o!&+ _BKw
0`v-pL0|
[]==0.96×450=432 %h,&N D
许用接触应力 C CLc,r>)
OTAe#]#
⑤查课本表3-5得: =189.8MP 6kAGOjO
=1 @)!N{x?
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 jS8B:>
=4.47×10N.m Q Wc^}#!!
3.设计计算 %\}5u[V
①小齿轮的分度圆直径d `PI*\t0
iweT@P`
=46.42 _7qa~7?f
②计算圆周速度 E.0J94>iM
1.52 -eD]gm
③计算齿宽b和模数 MZWv#;.]
计算齿宽b rz`"$g+#
b==46.42mm q
\fyp\z
计算摸数m \P"Ol\@
初选螺旋角=14 f+1'Ah0'E
= vl+bc[ i~
④计算齿宽与高之比 5'V-Ly)*%
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 f<|*^+
=46.42/4.5 =10.32 u]`0QxvZ
⑤计算纵向重合度 %BT]h3dcSS
=0.318=1.903 C(z'oi:f
⑥计算载荷系数K ;R<V-gab
使用系数=1 Bu?Qyz2O
根据,7级精度, 查课本得 -II03 S1
动载系数K=1.07, vSv1FZu*
查课本K的计算公式: N_Zd.VnY
K= +0.23×10×b vg"*%K$a
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 p-w:l*-`
查课本得: K=1.35 F~7TE91C
查课本得: K==1.2 jffNA^e
故载荷系数: a0 PU&o1EF
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 z!.cc6R
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 F!4V!VWA}
d=d=50.64 hd(TKFL^y
⑧计算模数 a<E9@
= Dbq/t^
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 .!i`YT*jF
由弯曲强度的设计公式 >,_0Mem2Rr
≥ 7|_2@4-W6
o-AF_N
⑴ 确定公式内各计算数值 e{XzUY6
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m JR&yaOws
确定齿数z ">20`Mj8
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 ~Je40vO[
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 :V@)A/}uk
Δi=0.032%5%,允许 ?Pf#~U_
② 计算当量齿数 S;D]ym
z=z/cos=24/ cos14=26.27 XJy.xI>;
z=z/cos=144/ cos14=158 ?2\oi*$
③ 初选齿宽系数 5~im.XfiVx
按对称布置,由表查得=1 ~_F;>N~
④ 初选螺旋角 9Nx%Sdu
初定螺旋角 =14 R?2HnJh
⑤ 载荷系数K G%zJ4W%
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 -AolW+Y
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y C+%eT&OO
查得: @,c`#,F/
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 n6M #Xc'JA
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 ^K_FGE0ec
v]H9`s#,
⑦ 重合度系数Y YU)%-V\
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 n\<7`,
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 +uTl
Lu;MT
=14.07609 L$+_
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 6U$e;cr6
⑧ 螺旋角系数Y 1wdc4>
轴向重合度 =1.675, T\=#y
Y=1-=0.82 "O|.e`C%^
SyT{k\[
⑨ 计算大小齿轮的 G!G:YVWXP
安全系数由表查得S=1.25 mE>{K
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 T}29(xz-(h
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 ^e;9_(
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 W\5 -Yg(@
查课本得到弯曲疲劳强度极限 P{:Z xli0
小齿轮 大齿轮 ^w"hA;
wPu.hVz
查课本得弯曲疲劳寿命系数: ]\oT({$6B
K=0.86 K=0.93 l]Xbd{
A"s?;hv\fS
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ur=:Ha
[]= 4`fV_H.8
[]= }m%&|:PH
%6Vb1?x
W=LJhCpRHj
大齿轮的数值大.选用. S#He OPRL
7 b(
⑵ 设计计算 `L[q`r7
计算模数 wJp1Fl~
fo`R=|L[
E?bv<L,"
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: C&%NO;Ole
|cp_V
z==24.57 取z=25 -1NR]#P'
m,62'
那么z=5.96×25=149 [Ob'E!;<
Li0+%ijM
② 几何尺寸计算 <sM_zoprc
计算中心距 a===147.2 55UPd#E'
将中心距圆整为110 BA@M>j6d
skTaIGRL
按圆整后的中心距修正螺旋角 5[r}'08b
$cwmfF2C
=arccos !b4AeiL>w
/FpPf[
因值改变不多,故参数,,等不必修正. hA1B C3
%zRuIDmv
计算大.小齿轮的分度圆直径 j8bA"r1
IMMsOl
d==42.4 Iw)m9h
?m7i7Dz
d==252.5 3O1Lv2)_
,aBy1K
计算齿轮宽度 `.3.n8V
br
3-.g
B= v@8SMOe%
E_[a|N"D
圆整的 /-m)
M"{*))O\-c
大齿轮如上图: ;mz#$"(
j)@{_tv6;
h6<i,1gQ1
.
.S3-(xW
7.传动轴承和传动轴的设计 Hg8
4\fA
BhbfPQ
1. 传动轴承的设计 gW4fwE^
C?]eFKS."
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 ePI N<F;I
P1=2.93KW n1=626.9r/min n5BD0q
T1=43.77kn.m )+8r$ i
⑵. 求作用在齿轮上的力 V
EsM
已知小齿轮的分度圆直径为 G|-RscPe
d1=42.4 KLVYWZib
而 F= =ud~
F= F Q8QB{*4
:sLg$OF
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N m-;8O /
,O-_Pv
>hq{:m
^-n^IR}J
⑶. 初步确定轴的最小直径 n+Conp/
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 "$K]+0ryG<
*<SXzJ(
a_{'I6a*,
*b0z/6
从动轴的设计 v,ni9DIu
uR.pQo07y<
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, _1Ne+"V
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M (4yXr|to}
⑵. 求作用在齿轮上的力 3&{6+ A
已知大齿轮的分度圆直径为 ~]?EV?T
d2=252.5 COw!a\Jl
而 F= }aXS MxCd
F= F 4MW oGV9
tQUKw@@Q
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N Otq1CD9
KD+&5=Y
)1@%!fr
(e!Yu#-
⑶. 初步确定轴的最小直径 Knb(MI6
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 WS.g`%
n<> ^cD
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 Fn4yx~0
查表,选取 T3"'`Sd9;
45<gO1
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 P0OMu/
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 sMUpkU-
L ed{#+
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 T;{:a-8
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 。 n6Uf>5
_nxu8g]
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. N`fFYO
v.TgB)
D B 轴承代号 *mWl=J;u
45 85 19 58.8 73.2 7209AC P0hr=/h4
45 85 19 60.5 70.2 7209B n4 N6]W\5
50 80 16 59.2 70.9 7010C ]>k8v6*=
50 80 16 59.2 70.9 7010AC Q!=`|X|:
bT
T>
Xppb|$qp4H
ev+H{5W8
vJVh%l+
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 3b_/QT5!
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, =OPX9oG
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. l=Pw
yJ
6o9&FU
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. <u0}&/
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, k&f/f
高速齿轮轮毂长L=50,则 [cznhIvyO
\b!E"I_^
L=16+16+16+8+8=64 l.Ev]G/5
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. :~srl)|)
}fo_"bs@
5. 求轴上的载荷 9(z) ^G
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, '
;nG4+K
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. uW#s;1H.)
Ef?|0Gm
8+".r2*_iO
y3QS!3I
Yhm veV
D Y4!RjJ47
,2 W=/,5A
pBv,,d`
~ QohP`_
Ej6ho 0_
P2C>IS
传动轴总体设计结构图: S+wT}_BQ
dw5"}-D
#9.%>1{6Y
Ij =NcP
(主动轴) vx' ] ;
h7TkMt[l
iD])E/
从动轴的载荷分析图: R2C~.d_TDu
>#l:]T
6. 校核轴的强度 `"yxmo*0
根据 3^fwDt}
== pYr+n9)^
前已选轴材料为45钢,调质处理。 PE/uB,Wl
查表15-1得[]=60MP JXq!v:w6
〈 [] 此轴合理安全
(#O"
|s(Ih_Zn
8、校核轴的疲劳强度. N3MPW
⑴. 判断危险截面 l Ib
d9F
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. /N<aN9Z<x,
⑵. 截面Ⅶ左侧。 r7R.dD/.
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 )s,tBU+N
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 ]o0]i<:
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 &nI>`Q'
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 G%>[7 ]H
截面上的弯曲应力 }' Y)"8AIA
Gr/}&+S
截面上的扭转应力 tCGx]\
== p8@&(+z
轴的材料为45钢。调质处理。 BKb#\(95*
由课本得: 6<QC|>p
B9$f y).Gp
因 .QZjJ9pvK
经插入后得 rWDD$4y
2.0 =1.31 *l"CIG'
轴性系数为 ^E8qI8s
=0.85 ~x<?Pj
K=1+=1.82 WcY_w`*L
K=1+(-1)=1.26 8-k`"QI=
所以 JN` $Fq+
)1Y?S;
综合系数为: K=2.8 h!|U j
K=1.62 ;fW~Gb?"
碳钢的特性系数 取0.1 {7]maOg>7J
取0.05 ;s3\Z^h4kd
安全系数 hwL`9.w
S=25.13 |W=-/~X
S13.71 OPj NmdeS
≥S=1.5 所以它是安全的 G/(,,T}eG
截面Ⅳ右侧 iDl#foXa`
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 b)e;Q5Z(.
t^zE^:06
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 W SxoGly
L*,h=#x(
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 =7H\llL4BC
:3D6OBkB
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 V]+y*b.60
截面上的弯曲应力 rTVv6:L
截面上的扭转应力 0!ZaR6
==K= %Y=r5'6l
K= w{xa@Q]t-
所以 _,aFQ^]'9
综合系数为: PLz+%L;{
K=2.8 K=1.62 '\op$t/
碳钢的特性系数 +75"Q:I
取0.1 取0.05 Kb{&a
安全系数 jnztCNaX
S=25.13 ,]: <l
S13.71 32SkxcfrCK
≥S=1.5 所以它是安全的 ^p9V5o
W#NZnxOX"
9.键的设计和计算 S (xs;tZ
"T^%HPif
①选择键联接的类型和尺寸 }[UH1+`L
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. Jj=N+,km
根据 d=55 d=65 .xmB8 R
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 n w`rH*
b=20 h=12 =50 fiA8W
AA=rjB9
②校和键联接的强度 '<<@@.(f
查表6-2得 []=110MP 0uW)&>W
工作长度 36-16=20 '/ Hoq
50-20=30 Fv
%@k{
③键与轮毂键槽的接触高度 a.gMH
uL
K=0.5 h=5 +6jGU'}[
K=0.5 h=6 s[h;9
I1w
由式(6-1)得:
uM\\(g}
<[] K39I j_3
<[] Z]TQ+9t
两者都合适 |;)_-=L0P
取键标记为: - ry
键2:16×36 A GB/T1096-1979 WTl0}wi
键3:20×50 A GB/T1096-1979 JBJ?|}5k4c
10、箱体结构的设计 Q$]1juqg
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, <D)@;A
大端盖分机体采用配合. .|07IH/Di{
+4T.3Njjn
1. 机体有足够的刚度 &K9RV4M5
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 kv2o.q
!]A/ID0K
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 I{U|'a
g4Dck4^!4
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm qk3~]</
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 Q#ksf
h!D
JLo E)\Mi
3. 机体结构有良好的工艺性. zZRLFfz<9
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. MMET^SO
DO*6gzW
4. 对附件设计 sg}<()
A 视孔盖和窥视孔 K,|3?CjS
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 w%)RX<h dI
B 油螺塞: C Q iHk
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 <kwF<J
C 油标: V?x&\<;,
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 9IG<9uj
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. %'e$N9zd
\vc&V8
D 通气孔: 4Y1^ U{A+
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. g +gcH
E 盖螺钉: %Y'/_
esH2
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 9 4lt?|3=
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. )c9Xp:
F 位销: #EE<MKka
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. h]z 8.k2n
G 吊钩: /=9dX;
#
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. s%Ph
)t-P o'RW
减速器机体结构尺寸如下: r]D>p&4
BOM0QskLf
名称 符号 计算公式 结果 1)ij*L8k
箱座壁厚 10 gjnEN1T22
箱盖壁厚 9 9yTkZ`M28
箱盖凸缘厚度 12 3y2L!&'z
箱座凸缘厚度 15 &K[~Ab_
箱座底凸缘厚度 25 +/mCYI
地脚螺钉直径 M24 >>C
S8
地脚螺钉数目 查手册 6 09Eg ti.
轴承旁联接螺栓直径 M12 P()W\+",n
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 T9r6,yY
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 N:+EGmp
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 ls9Y?
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 3jJV5J'"
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 p*YV*Arv
22 b{-|q6
18 J
n2QvUAZ&
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 MuzQz.C
16 S-Vxlku]
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 u=~`5vA
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 ,g"JgX
齿轮端面与内机壁距离 > 10 Rx&.,gzj[
机盖,机座肋厚 9 8.5 ;KmrBNF
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) W[Z[o+7pK
150(3轴) *nHMQ/uf
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) k_?OEkgUh
150(3轴) c`lL&*]
I|;zGmg#k
11. 润滑密封设计 4JO16
*u,&?fCl
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. ?GLCd7TP
油的深度为H+ KZ AF9
H=30 =34 zO$r
所以H+=30+34=64 y[S9b(:+
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 3X ',L*f
Jx`7W1%T
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 017n hI
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 D88IU9V&n
密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 i=P}i8,^=
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 rqm":N8@
N;>s|ET
12.联轴器设计 ^x^(Rk}|
_;S~nn
1.类型选择. SsfC
m C
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 [4dX[
2.载荷计算. sP%b?6
公称转矩:T=95509550333.5 P39oHW
查课本,选取 JdWav!PYm
所以转矩 o:4#AkS
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 zq ?xY`E
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm Q6
m.yds
}mUb1b
四、设计小结 ,TB$D]u8
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。 -'*<;]P+.
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。 plJUQk
五、参考资料目录 cb{"1z
[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; 7<B-2g
[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; 7;Q4k"h
[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; @" umY-1f
[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; f3>DmH#
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 H5UF r,t
[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; c"1Z,M;G
[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。