机械设计基础课程设计任务书 s2kZZP8-
0Z);.l^
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 /Vm}+"BCS
&8_#hne_
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) kvgs $
V^$rH<
目 录 S'-`\%@7
,b.4uJg'
一 课程设计书 2 ^Mvsq)
?:''VM.
二 设计要求 2 (HrkUkw
";S*[d.2tA
三 设计步骤 2 ch,Zk )y:_
N>nvt.`P
1. 传动装置总体设计方案 3 ?lwQne8/
2. 电动机的选择 4 EDidg"0p
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 3!oQmG_T
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 :@@A
5. 设计V带和带轮 6 Pdm6u73
6. 齿轮的设计 8 q
V
UUuyF
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 ,<P[CUD&&
8. 键联接设计 26 9M7(_E;)B
9. 箱体结构的设计 27 rX>y>{w~
10.润滑密封设计 30 #L IsL
11.联轴器设计 30 =Z>V}`n
tId !C
四 设计小结 31 3Gd&=IJ
五 参考资料 32 0-~6}
r$
%`\_l
一. 课程设计书 *"QE1Fum'
设计课题: t|U2ws#
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 i(f;'fb*
表一: !E:Vn *k;
题号 Y\z\{JW
Qdr-GODx
参数 1 wAOVH].
运输带工作拉力(kN) 1.5 ~q T1<k
运输带工作速度(m/s) 1.1 L|1zHDxQ
卷筒直径(mm) 200 Nb!6YY=Ez-
F3 l^^Mc
二. 设计要求 j]l}K*8(
1.减速器装配图一张(A1)。 v4>"p!_C
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 4d._Hd='
3.设计说明书一份。 6L> "m0
^'I5]cRa
三. 设计步骤 |m 5;M$M)
1. 传动装置总体设计方案 y"
6~9j
2. 电动机的选择 NDa|.,
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ]|LaMMD
4. 计算传动装置的运动和动力参数 YG1`%,OW`
5. “V”带轮的材料和结构 S}[:;p?F`
6. 齿轮的设计 . nF
7. 滚动轴承和传动轴的设计 ?M-8Fp3 +
8、校核轴的疲劳强度 Q.2nUT`
9. 键联接设计 P ~
pbx
10. 箱体结构设计 IZv, Wo
11. 润滑密封设计 S@G{|. )2
12. 联轴器设计 fQ.>G+0I>
`L*;58MA
1.传动装置总体设计方案: e, 0I~:
xOyL2
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 6ym)F!t8l
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, d<'Yt|zt
要求轴有较大的刚度。 MirBJL
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 8U:dgXz
其传动方案如下: tMBy
^@p
g7LW?Ewr
图一:(传动装置总体设计图) S=amj cC
j"sO<Q{6%
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 u&_U
CJCf
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 ;,-Vapz
传动装置的总效率 J'c9577$
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; k Q(y^t W
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, 5_C#_=E
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, sfPN\^k2
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 / lM~K:
Ib8{+j
2.电动机的选择 'I>#0VRr
4bzn^
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, OwIy(ukTI
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, Jo$Dxa
z
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 }~'Wz*Gm
rPpAg
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, +mOtYfW
<slq1
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 fToI,FA
_1c_TM h}9
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 6jo&i
6MNA.{Jdd
*9(1:N;#
方案 电动机型号 额定功率 PM>XT
P ,4W((OQ^
kw 电动机转速 @5G7bY7Nz
电动机重量 Z|S7",
N 参考价格 }V;]c~Q/H
元 传动装置的传动比 M #&L@fg!
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 S)|b%mVwR
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 +##I4vP
9?$!=4
中心高 iX6jvnJ:/
外型尺寸 VDY1F_Fk
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 a`iAA1HJ
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 I'b]s~u
.{Oq)^!ot
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 >!.9g
#de^~
(1) 总传动比 DJ0T5VE W3
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 }c5`~ LLK
(2) 分配传动装置传动比 8mLU ~P
|
=× E2kRt'~N
式中分别为带传动和减速器的传动比。 't.F.t
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 ZUW>{'[K
4.计算传动装置的运动和动力参数 7e[\0:Z
(1) 各轴转速 n`Iy7X
==1440/2.3=626.09r/min h18y?e7MU
==626.09/5.96=105.05r/min Kp8T;&<Iay
(2) 各轴输入功率 P[ 8N58#
=×=3.05×0.96=2.93kW zRFM/IYC
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW nW'x#0-
则各轴的输出功率: K({,]<l5
=×0.98=2.989kW Lta\AN!c
=×0.98=2.929kW m
kf{_!TK
各轴输入转矩 ;}'<`(f&nX
=×× N·m D +""o"%
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· S6tH!Z=(g
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 3[Iw%% q
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m (SA*9%
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m 3y ,?>-
=×0.98=242.86N·m Ps\^OJR
运动和动力参数结果如下表 26K~m@
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min k"{U}Y/}
输入 输出 输入 输出 {?hjx+v[
电动机轴 3.03 20.23 1440 cpnwx1q@
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 %WN2 xCSf
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 hz<J8'U
]!:Y]VYN)\
5、“V”带轮的材料和结构 We?:DM
[
确定V带的截型 c$fM6M
}
工况系数 由表6-4 KA=1.2 =T$- #bA)
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 ),,vu
V带截型 由图6-13 B型 `,d7_#9'
u`|fmVI
确定V带轮的直径 <-}\V!@E!
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm Q#KjX;No
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 3:
Uik
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm }*.*{I
;xwQzu%M>5
确定中心距及V带基准长度 3IFU{0a`
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 E76:}(
360<a<1030 S
&u94hlC
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm P7-3Vf_L
>`'9V|1
初定V带基准长度 4PQWdPv;
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm .vMi<U;
kM`#U
*j
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm !&[4T#c
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm q3`t0eLZ
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 >k|[U[@
e.V){}{V
确定V带的根数 {AUEVt
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw H
#_Z6J
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 ,-)1)R\.
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 mX^RSg9 E}
带长修正系数 由表6-2 KL=1 MzD0F#Y
K>y+3HN[6
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 pdSyx>rJ
^ZG 1
取Z=2 HrGX-6`
V带齿轮各设计参数附表 LKcrr;
9OUhV[D
各传动比 g\'sGt3 O
BL67sva;
V带 齿轮 d%bL_I)
2.3 5.96 x}d\%*B
RMK
U5A7
2. 各轴转速n 9"S3A EI
(r/min) (r/min) fp0Va!T(V
626.09 105.05 .Ko`DH~!,C
:%{7Q$Xv<
3. 各轴输入功率 P Yo:&\a K[
(kw) (kw) M &J*I
2.93 2.71 *F0N'*
Za w+
4. 各轴输入转矩 T rtm28|0H'
(kN·m) (kN·m) 16vfIUtb
43.77 242.86 GcuZPIN%D
Lrq&k40y
5. 带轮主要参数 $G3P3y:
[
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) bX,Z<BvbF
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 P;Ox|
带的根数z /l
L*U
160 368 708 2232 B 2 ;G$FLL1
B_>
Fd&
6.齿轮的设计 YC~+r8ME$j
N5^:2ag
(一)齿轮传动的设计计算 Y2Bu,/9^
y@I"Hk<T
齿轮材料,热处理及精度 sC>8[Jatd
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 O);V{1P
(1) 齿轮材料及热处理 *L=CJg
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 L6T_&AiL$
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 * 7CI q
② 齿轮精度 $3>|RlxYA
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 ~&kV
PyYe>a;.
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 # /T)9 =m
按齿面接触强度设计 Ch3##-
HM/ qB^
确定各参数的值: T~la,>p|}
①试选=1.6 pS0T>r
选取区域系数 Z=2.433 i>;G4
sMZ \6
则 [eImP
V]
②计算应力值环数 zC7;Zj*k
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) ^#+9v
=1.4425×10h 3iB8QO;pp
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) ||qW'kNWM
③查得:K=0.93 K=0.96 &A~ 1Q#4
④齿轮的疲劳强度极限 m35G;
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: I/'>Bn+
[]==0.93×550=511.5 ?pFHpz
I8m(p+Z=
[]==0.96×450=432 $/Mk.(3'P
许用接触应力 @Z)&3ss
>QYxX<W
⑤查课本表3-5得: =189.8MP !)GPI?{^5
=1 di"*K*~y
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 {+!_; zzZ
=4.47×10N.m B$)KZR(u
3.设计计算 k,2%%m
①小齿轮的分度圆直径d t^q/'9Ai&J
YPN|qn(
=46.42 /SyiJCx0
②计算圆周速度 Xr@0RFdr[
1.52 Q,>AT$|
③计算齿宽b和模数 t<4+CC2H
计算齿宽b 9rhz#w
b==46.42mm d<y
B ~Y
计算摸数m !$j'F? 2>
初选螺旋角=14 xMe[/7)4
= B|!Re4`0
④计算齿宽与高之比 Xs4`bbap
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 Ox58L>:0m
=46.42/4.5 =10.32 uJi|@{V
⑤计算纵向重合度 b( wiJ&t
=0.318=1.903 E]bjI$j
⑥计算载荷系数K C3|M\[*fp
使用系数=1 ^+-i7`|=
根据,7级精度, 查课本得 \5Hfe;ny-~
动载系数K=1.07, 4]Krx
m`8
查课本K的计算公式: %.]qkGZe#
K= +0.23×10×b 8kk$:8
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 K1Uur>Pk%
查课本得: K=1.35 OfPWqNpO
查课本得: K==1.2 xR$xAcoSB
故载荷系数: h9No'!'!
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 \MnlRBUM,
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 f)>=.sp
d=d=50.64 DEs/?JZG
⑧计算模数 (%tKGeb
= f"z96{zo
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 Nx~8]h1(
由弯曲强度的设计公式 =YR/|9(
≥ leiP/D6s
O>UR\l|+:2
⑴ 确定公式内各计算数值 <Dl7|M
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m g^=p)h3
确定齿数z >=wlS\:"
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 KATt9ox@
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 23zB@aE_?1
Δi=0.032%5%,允许 QD<f)JZK
② 计算当量齿数 JBp^@j{_
z=z/cos=24/ cos14=26.27 OX I.>9
z=z/cos=144/ cos14=158 q45Hmz
③ 初选齿宽系数 sk9*3d5I
按对称布置,由表查得=1 WJ8i,7
④ 初选螺旋角 ;8H
m#p7,
初定螺旋角 =14 q'[5h>Pa
⑤ 载荷系数K g$~ktr+%
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 >A#]60w.
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y Yz4Q!tL
查得: @a+1Ri`)
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 "d9"Md0k
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 ml\A)8O]j/
J&wrBVv1uk
⑦ 重合度系数Y iCnKQG
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7
LGV"WE
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 ?(H/a-(:v}
=14.07609 QYPsqkF*
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 x8w455
⑧ 螺旋角系数Y eVS6#R]'m
轴向重合度 =1.675, h,45-#+
Y=1-=0.82 NZ7g}+GTG
oIN!3
⑨ 计算大小齿轮的 b 'jZ4{+W
安全系数由表查得S=1.25 ZG3u
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 Z+x,Awq
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 h@&&.S`B
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 x[zt(kC0+
查课本得到弯曲疲劳强度极限 ?Mtd3F^o?
小齿轮 大齿轮 'gI q_t|^
"k[-eFz/@M
查课本得弯曲疲劳寿命系数: &]iiBp#2
K=0.86 K=0.93 +iY .Y V
!`JaYUL[e
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ]yy10Pk[!
[]= KEEHb2q
[]= Dyyf%'\M
],V_"\ATD
&'Pwz
大齿轮的数值大.选用. *]:gEO
kaqH.e(
⑵ 设计计算 ux:czZqy
计算模数 wylbs@
~.;+uH<i
cks53/Z
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: /}t>o*
x
t"4RGO)jh
z==24.57 取z=25 AwN7/M~'
;/l$&:
那么z=5.96×25=149 e)"]H*
]?tC+UKb
② 几何尺寸计算 fyaiRn9/
计算中心距 a===147.2 9$U@h7|Q`
将中心距圆整为110 '#pY/,hVB
z><uYO$
按圆整后的中心距修正螺旋角 &3~lZa;D
$R6iG\V5
=arccos IYAvO%~
qz[qjGdHg
因值改变不多,故参数,,等不必修正. ;aXu
sxc^n
aK0
计算大.小齿轮的分度圆直径 <?yf<G'$
^C$Oht,cU
d==42.4 t+y$i@R:
4j+FDc`
d==252.5 |[qq
$
#y;TSHx/
计算齿轮宽度 s[<a(
3h N?l
:/b
B= D_kz'0^|
/q[5-96c
圆整的 KT'Ebb]
i;Y3pF0%P
大齿轮如上图: B6qM0QW
^K[WFi N}
ye?4^@u u
S=NP}4w,_)
7.传动轴承和传动轴的设计 FVY$A=G
H[oCI|k
1. 传动轴承的设计 wwmHr!b:6
3%HF" $Gg
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 bzj9U>eY
P1=2.93KW n1=626.9r/min B:5N Ia
T1=43.77kn.m 4sJM!9eb[
⑵. 求作用在齿轮上的力 %*:X
FB
已知小齿轮的分度圆直径为 +ftOJFkI
d1=42.4 }enS'Fpf`
而 F= $+'bRUo
F= F m 0jm$>:Z
R{6~7<m.
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N b{+7sl
CB!5>k+mC
"p Rr>F a
"Sx}7?8AB
⑶. 初步确定轴的最小直径 (g(.gN]
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 EuH[G_5e0
g<b(q|
SK][UxoHm
ko7*9`
从动轴的设计 FR57F(31
mHj3ItXUu
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, ;7/
;4Z
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M "K Or)QD/
⑵. 求作用在齿轮上的力 $~^Y4 }
m
已知大齿轮的分度圆直径为 TK! D=M
d2=252.5 <q}w, XU
而 F= _R/^P>Q?
F= F Nd;)V
27"M]17)
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N KzgW+6*G
An.Qi =Cv
sLHUQ(S!
9>QGsf.3
⑶. 初步确定轴的最小直径 k_,wa]ws$
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 bY@ S[
A vh"(j
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 [\_#n5
查表,选取 JXhHitUD
[c`u
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 'c[|\M!u
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 ?^X
e^1(
E\_Wpk
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 O>vbAIu
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 。 M= ]]kJ:I
7>@g)%",
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. 0`H)c)
pP
>du _/*8:
D B 轴承代号 iHYvH
45 85 19 58.8 73.2 7209AC Id(wY$C&>
45 85 19 60.5 70.2 7209B vG2&qjY1
50 80 16 59.2 70.9 7010C
4tGP-
L
50 80 16 59.2 70.9 7010AC bdxmJ9a:R
3Yb2p!o
R3dt-v
I
k[{,p
s/+k[9l2
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 Fv!KLw@
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, <+r<3ZBA
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. cUDo}Yu
o$XJSz|6
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. Cg]Iz<<bE
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, #"PRsMUw
高速齿轮轮毂长L=50,则 {>]7xTpwZ
x$gVEh*k
L=16+16+16+8+8=64 wOg?.6<Kxa
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. <\6<-x(H5
Jx-dWfe
5. 求轴上的载荷 f8AgTw,K8
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, {E3329t|'
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. QPZ|C{Ce
4UV6'X)V
WF&?OHf2
7j//x Tr}a
}
N$soaUs
B098/`r
O9/7?"l"
qiyX{J7Z
zEJZ, <
2c u?2_,
[m+):q^
传动轴总体设计结构图: FVo_=O)
%9HL"
;5.S"
]N#%exBVo
(主动轴) 4r+s"
|
ch-.+p3
-0G/a&ss
从动轴的载荷分析图: pI]tv@>:f
B{dR/q3;@
6. 校核轴的强度 c
0/vB
根据 ~L55l2u7
== g UAx8=h
前已选轴材料为45钢,调质处理。 ~MZEAY9
查表15-1得[]=60MP #ts;s\!
〈 [] 此轴合理安全 P-2 5]-
fa:V8xa
8、校核轴的疲劳强度. 7#G8qh<
⑴. 判断危险截面 K4`)srd
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. [>#@?@x`P
⑵. 截面Ⅶ左侧。 9`8D Ga
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ']'V?@H]4
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 tOEY|
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 !\(j[d#
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 Zk .V
截面上的弯曲应力 lBN1OL[N
ZPO+ #,
截面上的扭转应力 4eh~/o&h
== UifuRmn
轴的材料为45钢。调质处理。 $bdtiD
由课本得: k __MYb
}s>.Fh
因 A&8{0
经插入后得 Zp'q;h_
2.0 =1.31 J}M_Ka
轴性系数为 *F)+- BB
=0.85 :u4q.^&!e
K=1+=1.82 L?:fyNA3[
K=1+(-1)=1.26 =j&qat
所以 mQiVTIP3[O
5+yT{,(5
综合系数为: K=2.8 -]$=.0 l
K=1.62 6U!zc]>
碳钢的特性系数 取0.1 qy$1+>f1
取0.05 ]\ DIJ>JZ
安全系数 9~Ve}NB#z&
S=25.13 P"k`h=>!4
S13.71 Ao}J
≥S=1.5 所以它是安全的 PrwMR_-
截面Ⅳ右侧 A
KjCm*K(q
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 t,4'\nv*
E2%{?o
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 l
NhX)D^t
A!bH0=<I
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 .R! /?eN
FsTl@zN
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 1O@y
>cV
截面上的弯曲应力 </@3}rfUPg
截面上的扭转应力 _ giZ'&l!
==K= >/eV4ma"
K= )Co&(;zf
所以 Sb,lY<=
综合系数为: @+EO3-X5
K=2.8 K=1.62 KvtX>3#qM
碳钢的特性系数 iM'rl0
取0.1 取0.05 UX!)\5-
安全系数 PEIf)**0N
S=25.13 J*}Qnl +
S13.71
B(/)mB
≥S=1.5 所以它是安全的 v[t*CpGd
W{js9$oJ
9.键的设计和计算 f;Uf=.#F
E6njmdu
①选择键联接的类型和尺寸 XI8rU)q
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. ouO<un
根据 d=55 d=65 (Ymj
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 W^sH|2g
b=20 h=12 =50 KH_~DZU*5
^+b ??K
②校和键联接的强度 lemE/(`a_
查表6-2得 []=110MP 9EI Oa/*
工作长度 36-16=20 g2t'u4>
50-20=30 +\@}IKWl-?
③键与轮毂键槽的接触高度 n k@e#
K=0.5 h=5 4y$tp18
K=0.5 h=6 HAOl&\)7"_
由式(6-1)得: X@cO`P
<[] 8&2W^f5
<[] v5Qp[O_
两者都合适 rM5{R}+;
取键标记为: W:V:Ej7 h
键2:16×36 A GB/T1096-1979 ,MRAEa2
键3:20×50 A GB/T1096-1979 Q
xg)Wb#
10、箱体结构的设计 NL7CeHs5
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, ER4j=O#
大端盖分机体采用配合. b0n " J`
QO|roE
1. 机体有足够的刚度 }US^GEs(
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 0'Y'K6hG`
1GA$nFBVC
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 64jFbbd-/
<f+9wuZ
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 PW)Gd +y
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 d>OLnG>
F
6Rcl HU
3. 机体结构有良好的工艺性. "S ~(|G
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. t=B>t S.hO
IA&NMf;{
4. 对附件设计 I&lb5'6D
A 视孔盖和窥视孔 <{xU.zp'
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 kl/eJN'S
B 油螺塞: b?Zt3#
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。 $~s|%>@
C 油标: d} {d5-_a
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 B>=NE.ulUL
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. -Nn@c|fz
G+dQ" cI9
D 通气孔: Yfotq9.=+
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. o:x,zfW
E 盖螺钉: n +R3
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 ljJi|+^$
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. 07FS|>DM'Z
F 位销: EJ&aT etQ
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. 7F!(60xY
G 吊钩: !Ic{lB
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. k.MAX8
W7 iml|WV0
减速器机体结构尺寸如下: |gP9^B?3
\f6@B:?y
名称 符号 计算公式 结果 Q3OGU} F
箱座壁厚 10 fVJsVZ"6v`
箱盖壁厚 9 njoU0f1`
箱盖凸缘厚度 12 d \[cFe1d
箱座凸缘厚度 15 HC[)):S*
箱座底凸缘厚度 25 M!Hn`_E
地脚螺钉直径 M24 RD1N@sHDKc
地脚螺钉数目 查手册 6 [@RJ2q$
轴承旁联接螺栓直径 M12 Rfuq(DwD6
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 q[rBu9
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 g~#HiBgWq[
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 G5K_e:i
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 .PHz
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 A"$UU6Z4
22 1_Ag:>#X
18 aOWfu^&H:
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 djGzJLH
16 E?@batIrf
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 Ivdg1X
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 _Vj uQ
齿轮端面与内机壁距离 > 10 H[S 4o,
机盖,机座肋厚 9 8.5 ^ .]]0Rp&
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) 6L\?+=X
150(3轴) 'i5V6yB
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) GLIe8T*ht
150(3轴) 6gSo>F4=
_t+.I9kQ
11. 润滑密封设计 B)1.CHV%<
luYa+E0
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. f-M 9OI
油的深度为H+ ?jDdF
H=30 =34 ;K+'J0
所以H+=30+34=64 Z[&7NJo(
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 Q,1TD2)h
\4B2%H
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 bOKgR{i
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 {8YNmxF#
密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 -55Pvg0ND
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 kq m$a
k-
?:0
12.联轴器设计 AlQE;4yX
v]tNJ=aI
1.类型选择. v
o9Fj
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 .S{Q }S
2.载荷计算. @aX$}
公称转矩:T=95509550333.5 k8~/lE.Wy
查课本,选取 'aFj yY?%
所以转矩 }/{G
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 HRPNZ!B
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm f T&>L
ELlTR/NW
四、设计小结 XKTX~:
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。 { 4(E
@
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。 ;is *[r\|1
五、参考资料目录 eb uR-9
[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; @H?_x/qBT
[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; _ zh>q4M
[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; <Fc @T4Q,
[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; 0A7 qO1%xw
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 H /kSFf{
[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; JDIQpO"Qji
[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。