机械设计基础课程设计任务书 2oo\ SmO]
J"K(nKXO_?
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 r0s(MyI
y#FFxSH>
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) ^t?vv;@}
{7Hc00FM
目 录 VNwOD-b/]
tA^CuJR
一 课程设计书 2 wW7# M
YB.@zL0.(
二 设计要求 2 MS\?+8|SV(
O*yA50Cn
三 设计步骤 2 {E.A?yej9
5p ,HkV
1. 传动装置总体设计方案 3 HMhdK
2. 电动机的选择 4 +zK?1llt
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 G +AP."M?
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 X|C=Q
5. 设计V带和带轮 6 thz[h5C?C
6. 齿轮的设计 8 _k#GjAPM
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 :q~5Xw/
8. 键联接设计 26 ^].U?t.n)
9. 箱体结构的设计 27 yq[.
WPve
10.润滑密封设计 30 j /@<=
11.联轴器设计 30 iUs_)1
[=cYsW%WG
四 设计小结 31 s1t kiX{>
五 参考资料 32 #J t1AV
DVf}='en8
一. 课程设计书 = ?BhtW
设计课题: O*lE0~rJ
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 y9k'jEZ"oh
表一: >!%+9@a}
题号 v +o6ZNX
C~pQJ@bF0
参数 1 wPq9`9 #
运输带工作拉力(kN) 1.5 "H=N>=g0E
运输带工作速度(m/s) 1.1 cP\ZeG#<
卷筒直径(mm) 200 h!Y##_&&4
}R%*J
二. 设计要求 H[}lzL)
1.减速器装配图一张(A1)。 Pz\ByD
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 Uy*d@vU9c
3.设计说明书一份。 R~eLEjezm
Fnay{F8z
三. 设计步骤 d[ _@l
1. 传动装置总体设计方案 *.KVrS<B1
2. 电动机的选择 rz&'wCiOO
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 $$EEhy
4. 计算传动装置的运动和动力参数 P 00%EB
5. “V”带轮的材料和结构 An^)K
6. 齿轮的设计 %I{>H%CjE
7. 滚动轴承和传动轴的设计 !%$,S=_F
8、校核轴的疲劳强度 0*+EYnu+
9. 键联接设计 )y i~p
10. 箱体结构设计 7WY~v2SDF
11. 润滑密封设计 dQ_4aO
12. 联轴器设计 !YI<A\P
g$zGiqzMK
1.传动装置总体设计方案: 2`j{n\/
"K$c 9Z8
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 <&2<>*/.y
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, fM|s,'Q1x
要求轴有较大的刚度。 Dsn=fht
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 bsr]Z&9rrk
其传动方案如下: 4:^MSgra
KLj=M;$:K
图一:(传动装置总体设计图) #:P$a%V
WPAUY<6f
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 #5kclu%L$
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 .MRN)p
传动装置的总效率 fA]sPh4Uag
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; 43-Bx`6\
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, TJZ/lJU
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, HY1K(T
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 "Nb2[R
NZ&ZK@h}.
2.电动机的选择 C.":2F;-e
a5saN5)H
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, <66%(J>
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, bvrXz-j
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。 I )vR
0#Pa;(
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, MRK=\qjD
lY(_e#
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 7l/lY-zO
X%znNx
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 H!hd0.
W)J5[p?
"crp/Bj?
方案 电动机型号 额定功率 CLe{9-o
P "S6";G^I
kw 电动机转速 o _l_Yi
电动机重量 vu.?@k@
N 参考价格 e f&8L
元 传动装置的传动比
FXn98UF Y
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 +WR?<*_
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 42tZBz&
/SS~IhUX
中心高 febn?|@
外型尺寸 $N}t)iA
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD 7NWkN7:B
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 Xx[,n-rA
&fWC-|
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 m%[/w wL
mI DVN
(1) 总传动比 0%[IG$u)|
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 -P|claO0
(2) 分配传动装置传动比 vk
X+{n
=× Br}@Vvq@
式中分别为带传动和减速器的传动比。 o3|4PAA/
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 X0^@E
4.计算传动装置的运动和动力参数 @#N7M2/
(1) 各轴转速 3<M yb
==1440/2.3=626.09r/min G rU`;M"
==626.09/5.96=105.05r/min F7*)u-4Yn
(2) 各轴输入功率 KN657 |f
=×=3.05×0.96=2.93kW siCm)B
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW :2==7u7v?
则各轴的输出功率: ys`oHSf
=×0.98=2.989kW o/VT"cT
=×0.98=2.929kW /J_],KdU
各轴输入转矩 bfoTGi
=×× N·m <7rj,O1=
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· j[A(@w"
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m f"j9C%'*
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m RnRUJNlaG
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m R?:Q=7K
=×0.98=242.86N·m X-<,zRM
运动和动力参数结果如下表 "h[)5V{
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min h~9P34m
输入 输出 输入 输出 2 G*uv+=
电动机轴 3.03 20.23 1440 O<L=N-
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 G93V=Bk=
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 tl!dRV92
#CI0G
5、“V”带轮的材料和结构 3'0vLi
确定V带的截型 nyR<pnuC'
工况系数 由表6-4 KA=1.2 8M,o)oH
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 Yu)GV7\2
V带截型 由图6-13 B型 ey[Z<i1
!xR9I0V5
确定V带轮的直径 3]JJCaf
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm srN7
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s b?iPQ$NyQ
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm xsRkO9x
}2RbX,0l9
确定中心距及V带基准长度 ETU-6qFtO
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 }ixCbuD
360<a<1030
qCrpc=
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm PZJn/A1
qfCZ
[D
初定V带基准长度 }qp)VF
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm qvy*;
<w
s
Y1@~ v
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm )O+Zbn
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm gS[B;+d
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ](s5;ta
ALF21e*n
确定V带的根数 =d"5kDK-m
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw -UidU+ES;
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 Y{dX[^[
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 [6g$;SicT
带长修正系数 由表6-2 KL=1 SOsz=bVx
PPG+~.7
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 _\k?uUo&,^
Y$,~"$su|
取Z=2 |LLpG37_
V带齿轮各设计参数附表 q!U$\Q&
v8C( $<3%
各传动比 H-e$~vEbP
gx^!&>eIb#
V带 齿轮 YSPUQ
2.3 5.96 SnUR?k1
1]0;2THx
2. 各轴转速n *v8daF
(r/min) (r/min) A+H8\ew2,
626.09 105.05 Qp:m=f6@
J1gnR
3. 各轴输入功率 P jp4-w(
(kw) (kw) +]wM$bP
2.93 2.71 (#85<|z
pQ^V<6z}
4. 各轴输入转矩 T ?9eiT:2
(kN·m) (kN·m) P =Q+VIP&
43.77 242.86 nW\W<[O9
1Lje.%(E.
5. 带轮主要参数 "G*$#
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) <f.Eog
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 Ax=)J{4v
带的根数z hRB?NM
160 368 708 2232 B 2 %c]N-
c,)]!{c
6.齿轮的设计 6#jql
}{,Wha5\n
(一)齿轮传动的设计计算 y.8nzlkE{
b-<@3N.9]
齿轮材料,热处理及精度 jVoD9H
F/
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 d2U?rw_
(1) 齿轮材料及热处理 WL,2<[)Ew
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 f2Xn !]o
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 X6w+L?A
② 齿轮精度 )~"0d;6_
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 `0_
Y| 4KB
H4YA
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 +`mI\+y,
按齿面接触强度设计 C+`V?rp=s
EX, {1^h
确定各参数的值: #k>A,
①试选=1.6 6r@>n_6LY
选取区域系数 Z=2.433 ?Oy0p8
&{qKoI]
则 fF#Fc&B
②计算应力值环数 @y * TVy
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) r>*+d|c4
=1.4425×10h uD{ xs
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) ${wp}<u_
③查得:K=0.93 K=0.96 Gp)J[8j
④齿轮的疲劳强度极限 [^/a`Kda8
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 3a ZS1]/
[]==0.93×550=511.5 ]Z85%q^`
.O#7X
[]==0.96×450=432 nr}Ols
许用接触应力 ^f"|<r
G'dN<Nw6
⑤查课本表3-5得: =189.8MP /P]N40_@
=1 E
GZiWBr
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 N cGFPi(Z
=4.47×10N.m z>
DQ
3.设计计算 L?&&4%%
①小齿轮的分度圆直径d V3a6QcG
9zCuVUcd$.
=46.42 jWh)bsqI!
②计算圆周速度 bF+j%=
1.52 \l
8_aj
③计算齿宽b和模数 #,XZ @u+
计算齿宽b u5KAwMw%Q
b==46.42mm w&J_c8S
计算摸数m '^[+]
初选螺旋角=14 H/;AlN|!
= e+VE FWz
④计算齿宽与高之比 F8Mf,jnPs
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 MLmaA3
=46.42/4.5 =10.32 DVKb`KJ"
⑤计算纵向重合度 pFwJ:
=0.318=1.903 g)|vS>^~
⑥计算载荷系数K y}|E)
使用系数=1 zfg+gd)Z
根据,7级精度, 查课本得 9nFWJn
动载系数K=1.07, Q1|zX@,
查课本K的计算公式: |k%1mE(+=s
K= +0.23×10×b ,IE.8h)H
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 -Wh 2hWg+
查课本得: K=1.35 r
)_*MPY
查课本得: K==1.2 d~h;|Bl[
故载荷系数: #e,TS`"eD
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 `ah|BV
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 H=g%>W%3
d=d=50.64 _G'A]O/BZD
⑧计算模数 3G2iRr.o
= Y%- !%|
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 "Jg.)1Jw
由弯曲强度的设计公式 EBz4k)@m
≥ >7~*j4g
BGwD{6`U
⑴ 确定公式内各计算数值 fqq4Qc)#U&
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m UwF-*(#41
确定齿数z g`fMHU7
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 8e,F{>N
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 4 dLnX3 v
Δi=0.032%5%,允许 cL;%2TMk
② 计算当量齿数 3;> z %{
z=z/cos=24/ cos14=26.27 Tcc83_Iq
z=z/cos=144/ cos14=158 N}ND()bf
③ 初选齿宽系数 \b8#xT}
按对称布置,由表查得=1 d
ePk}Sn
④ 初选螺旋角 qBh@^GxY),
初定螺旋角 =14 _od /)#
⑤ 载荷系数K 0R[fH
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 KF1iYo>p
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y H.'9]*
查得: d,(q3
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 dzAumWoh
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 SOM? 0.
&ZkJ,-
⑦ 重合度系数Y {#,5C H')
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 F~
\ONO5
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 GIc q|Pe
=14.07609 -s`Wd4AP
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 g'7\WQ
⑧ 螺旋角系数Y 7 vFmB
轴向重合度 =1.675, HJ]e%og
Y=1-=0.82 R.HvqO
f77W{T4
⑨ 计算大小齿轮的 :f39)g5>
安全系数由表查得S=1.25 RMT9tXe*5
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 JQ0Z%;"
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 wzd(=*N
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 |UWIV
查课本得到弯曲疲劳强度极限 h'=)dFw7
小齿轮 大齿轮 S|k@D2k=
#t(/wa4
查课本得弯曲疲劳寿命系数: JWg.0d$hM
K=0.86 K=0.93 #@`c7SR
XIbxi
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 V'W*'wo
[]= Sq_.RU
[]= $#s5y~z
<5pNFj}0;X
yLfyLyO L
大齿轮的数值大.选用. 6c-'CW
\M@IKE
⑵ 设计计算 5~DKx7P!Z
计算模数 ';Nc;9
4vG-d)"M2
H.{Fw j4
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: ~< UYJc
;0oL*d[1Z
z==24.57 取z=25 h'h8Mm
M$ieM[_T
那么z=5.96×25=149 ZZ^A&%E(a
af>i
② 几何尺寸计算 Y1sK sdV
计算中心距 a===147.2 vqf}(/.D
将中心距圆整为110 %_Lz0L64k
> _sSni
按圆整后的中心距修正螺旋角 ]6`K
e> 9X
=arccos I$+=Fb'N0
1=IOio4U
因值改变不多,故参数,,等不必修正. CT|0KB&
6<S-o|Xw
计算大.小齿轮的分度圆直径 !*&5O~dfN
jA:'P~`Hj
d==42.4 v ,h"u
:EHk]Hkz
d==252.5 ~YW;'
yxpv;v:)=
计算齿轮宽度 ~1*37 w~
MhE".ZRd
B= Ucy=I$"
ERK{smL
圆整的 sXPva@8_
vYXh WqL~
大齿轮如上图: ~e[qh+
.0U[nt6
Gy["_;+xU
}I}GA:~$%
7.传动轴承和传动轴的设计 I'{Ctc
o+}1M
1. 传动轴承的设计 ^5~x*=_
=<9Mv+Ry8
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 NqKeQezX
P1=2.93KW n1=626.9r/min 7W4m&+
T1=43.77kn.m mz<,nR\
⑵. 求作用在齿轮上的力 9{SzE /[
已知小齿轮的分度圆直径为 94
6r#`q
d1=42.4 _M7|:*
而 F= o%lxEd r
F= F .sj/Lw}
TZ
n2,N
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N e9:pS WA-n
C{l-l`:
P$h) Y
l>i:M#z&
⑶. 初步确定轴的最小直径 6yYd~|T.Fl
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 o(v7&m;
u0? TMy.%
(C`nBiL<
n2c(x\DA&
从动轴的设计 (A}c22qe
wLO"[,
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, 6b` Jq>v
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M fyx Q{J
⑵. 求作用在齿轮上的力 f<<$!]\
已知大齿轮的分度圆直径为 Ft :_6T%
d2=252.5 T# tFzbr
而 F= I(j{D>v
F= F T
I
ZkN6
#^-'q`)
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N h"2^`
)!u
/<O9^hA|
!HXsxNe
<x$fD37
⑶. 初步确定轴的最小直径 EW)r/Av:,
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 $x+ P)5)
ZiH4s|
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 geqx":gpx9
查表,选取 lL'K1%{+
\
TUp%Cx
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 M&/e*Ta5
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 3`"k1W
f,-'eW/j
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]InDcE
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 WCI'Kh
FQMA0"(G$
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. sQT,@+JEr
_xP@kN~
D B 轴承代号 Zk gj_
45 85 19 58.8 73.2 7209AC %NL7XU[~
45 85 19 60.5 70.2 7209B JQ\o[t
50 80 16 59.2 70.9 7010C ljh,%#95=
50 80 16 59.2 70.9 7010AC fvDcE]_%H
yv5c0G.D
Pv8AWQQJ
f%STkL)
p*Hf<)}
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 j0e1CSE
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, ^`(3X
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. ?kc,}/4
!z?:Y#P3
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. 4f,%@s)zn
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, M5LqZyY
高速齿轮轮毂长L=50,则 rAQ3x0
wQ9fPOm
L=16+16+16+8+8=64 _5768G`P
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. g*:f#u5
"1$hfs
5. 求轴上的载荷 Yg")/*!H
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, y8O<_VOO}"
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 0-A@X>6bs
+p)kemJ~
e_CgZ
Y!nE65
>PiEu->P,
25`6V>\
C+c;UzbD
9.$k^|~
i!EN/Bd
9mH/xP:y
@,v.Y6Ge
传动轴总体设计结构图: $[8GFv
cYp]zn+6
AE 2>smp5@
g)#neEA J
(主动轴) ~!a~ -:#
r%~/y
b7h0V4w
从动轴的载荷分析图: F&x9.
\>*B
6. 校核轴的强度 BiUbg6T.G
根据 c:MP^PWc
== H$i4OQ2
前已选轴材料为45钢,调质处理。 >|22%YVX
查表15-1得[]=60MP jN43vHm\Y9
〈 [] 此轴合理安全 ?oX.$E?(
8Yq_6
8、校核轴的疲劳强度. NiQ_0Y}
⑴. 判断危险截面 B&E qd
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. 9,`eYAu
⑵. 截面Ⅶ左侧。 <Prz>qL$
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 t
Tky
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 se1\<YHDS
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 tz&oe
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 ?UlAwxn
截面上的弯曲应力 P<@V
5P'<X p
截面上的扭转应力 ~al4`:rRx1
== `$*cW1
轴的材料为45钢。调质处理。 dd +%d
由课本得: (c<MyuWb
n.{Ud\|
因 H53dy*wb$
经插入后得 1I*b7t
2.0 =1.31 #3l&N4/
轴性系数为 Vu3;U
=0.85 ^x8yWbrE
K=1+=1.82 gi|j! m
K=1+(-1)=1.26 38Q>x
所以 dVh* a
Lb2bzZbhx
综合系数为: K=2.8 %QW1?VVP
K=1.62 ai!zb2j!E
碳钢的特性系数 取0.1 6 6G$5
取0.05 Sl,\<a
安全系数 Cy'0O>v5
S=25.13 2m]CmdV^
S13.71 i$GL]0
≥S=1.5 所以它是安全的
}pOem}
截面Ⅳ右侧 tnv @`xBn
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 JVPl\I
$IZ02ZM$
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 'P1I-ue
T}%8Vlt]
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 jF5Y-CX
'G6g
yO/K
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 `1AVw]k
截面上的弯曲应力 C,2k W`[V
截面上的扭转应力 ia'eV10
==K= 8F?6Aq1B
K= 4CUzp.S`h
所以 T1\LS*~!
综合系数为: - '<K_e;
K=2.8 K=1.62 n};:*N!
v
碳钢的特性系数 5G
>{*K/
取0.1 取0.05 m?Tv8-1
安全系数 WOw( -
S=25.13 +7<W.Zii
S13.71 z|pC*1A\
≥S=1.5 所以它是安全的 Ol%KXq[
L5 -p0O`R
9.键的设计和计算 b3'U}0Ug
^Z
dDs8j
①选择键联接的类型和尺寸 (qG}`?219J
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. 3FD6.X>x
根据 d=55 d=65 F
gi&CJ8Q
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 yYdow.b!
b=20 h=12 =50 \
5&-U@
CXI%8eFXe$
②校和键联接的强度 ^k*h
查表6-2得 []=110MP _l{`lQ}
工作长度 36-16=20 |TQ#[9C0
50-20=30 nzcXL
=^r3
③键与轮毂键槽的接触高度 S)?V;@p6
K=0.5 h=5 6Z}8"VJr {
K=0.5 h=6 j[ fE^&
由式(6-1)得: H(A9YxXrZ5
<[] ~W>3EJghR,
<[] sB~ |V
<
两者都合适 `X8wnD
取键标记为: "mtEjK5
键2:16×36 A GB/T1096-1979 aVE/qXB
键3:20×50 A GB/T1096-1979 H(QbH)S$6
10、箱体结构的设计 I(5sKU3<
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, "9^OT
大端盖分机体采用配合. @'~7O4WH
2+oS'nL
1. 机体有足够的刚度 )wM881_!
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 p=d,kY
Clo}kdkd_
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 JeXA*U#
Ai*+LSG
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm .3
S9=d?
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 >4^,[IO/
A=f)ntH~
3. 机体结构有良好的工艺性. =j!nt8]8
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. tJa*(%Z?f
GQ8A}gwH
4. 对附件设计 Njmb{L]Cps
A 视孔盖和窥视孔 3-T"[tCe
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 9}|t`V"
B 油螺塞: i4dy0jfN
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 r]B`\XWz
C 油标: )~{8C:
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 5@nvcCp
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. hbSXa'
w?JM;'<AYQ
D 通气孔: l H{~?x
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. R/\ qDY,@
E 盖螺钉: iTVepYv4m
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 mNPz%B
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. bcUa'ZfN<
F 位销: bqwn_=.
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. [N_)V kpr
G 吊钩: *XkgwJq
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. | E\ u
jMP;$w
减速器机体结构尺寸如下: ;0nL1R]w(
V?r(; x
名称 符号 计算公式 结果 t $u.
箱座壁厚 10 bb!cZ>Z
箱盖壁厚 9 yhxZ^(I
箱盖凸缘厚度 12 K}!YXy h
箱座凸缘厚度 15 |D~#9
箱座底凸缘厚度 25 _YA;Nd#%k
地脚螺钉直径 M24 xF`O ehVA
地脚螺钉数目 查手册 6 Ze3sc$fG2
轴承旁联接螺栓直径 M12 POb2U1Sj
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 Z#flu Q%V
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 Ta)6ly7'
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 s%@HchZ 1
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 FK,Jk04on
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 vve[.Lud'
22 m8z414o
18 f4+}k GJN
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 ($s%B
16 5`f\[oA
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 FSyeDC^@
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 3.D|xE]g
齿轮端面与内机壁距离 > 10 l1D"*J 2`
机盖,机座肋厚 9 8.5 7w5 L?,a
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) 6a*OQ{8
150(3轴)
4d )Q
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) IjrjLp[z$
150(3轴) ZO!)G
XFcIBWS
11. 润滑密封设计 #)28ESj
ARa9Ia{@
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.
u9,ZY>
油的深度为H+ 6l?\iE
H=30 =34 YLe$Vv735
所以H+=30+34=64 P] 9-+
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 JnBg;D|)@
2ZZF hj
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 pk:2>sx/
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 "T'?Ah6
密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 a>/jW-?
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 AHtLkfr(r
]Qb85;0)
12.联轴器设计 bx8|_K*^
*Wmn!{\g
1.类型选择. ~pj/_@S@x
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 K/+w6d
2.载荷计算. fxL0"Ry
公称转矩:T=95509550333.5 U,)@+?U+h
查课本,选取 Lv`NS+fX
所以转矩 h>[][c(b
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 >"q~9b
A
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 7L\kna<
<!M ab}
四、设计小结 |6}:n,KA.
经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 Sxw%6Va]p
我觉得,虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距,但我想至少是自己动手了,并且通过这次设计,使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处,懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此,我想在剩下的一年半时间里,我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高,拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点,一定要努力的去改进、提高它,这样自己才会不断的进步,虽然“人无完人”,但我想我们不断的改进、提升自己,最后会使自己成为比现在的自己更强,更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 (0/)vZc
五、参考资料目录 56R)631]p
[1]《机械设计课程设计》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信远主编,1995年12月第一版; q[w.[]
[2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; gAWrn^2L5
[3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版; 7JI&tlR4\c
[4]《减速器选用手册》,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版; Ie%twc
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 (}C%g{8
[6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版; fm%1vM$[J
[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。