机械设计基础课程设计任务书 5eoska#y
G_{&sa
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 %?uc><&?e
0Lc9M-Lg
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) &7b|4a8B%
`U)hjQ~pP
目 录 !2A:"2Kys:
^ZhG>L*
一 课程设计书 2 \h D dU+
*:t|qgJI#+
二 设计要求 2 v!P b`LCqK
OjF_ %5
三 设计步骤 2 N#7QzB9]
v:o({Y 1Aq
1. 传动装置总体设计方案 3 ,TPISs
2. 电动机的选择 4 W?aI|U1
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 pUq1|)g
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 ,M6Sy]Aj
5. 设计V带和带轮 6 (
Qcp{q
6. 齿轮的设计 8 O<"}|nbmQ[
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 3k#/{Z
8. 键联接设计 26 Jd(,/q
9. 箱体结构的设计 27 e~@[18
10.润滑密封设计 30 fX.>9H[w@~
11.联轴器设计 30 sqJSSNt
mc_ch$r!
四 设计小结 31 lR[qqFR
五 参考资料 32 ("+}=*?OF3
6s\Kt3=
一. 课程设计书 /.i.TQ]
设计课题: \2}bi:e6
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V .J.-Mm`.
表一: ;3: q?&
题号 `v}%33$hA
%1O[i4s:-
参数 1 NqEA4C
运输带工作拉力(kN) 1.5 T2 Y,U {
运输带工作速度(m/s) 1.1 *l;B\=KR
卷筒直径(mm) 200 t{FlB!jv
(v|}\?L
二. 设计要求 N:tY":Hi
1.减速器装配图一张(A1)。 bH2MdU
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 AUNQA
3.设计说明书一份。 =gvBz | +
>O?U=OeD
三. 设计步骤 I_%a{$Gjl
1. 传动装置总体设计方案 [],1lRYI9_
2. 电动机的选择 *
Y7jl#7
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 9D}/\jM
4. 计算传动装置的运动和动力参数 DUe&r,(4O
5. “V”带轮的材料和结构 Sh,&{z!
6. 齿轮的设计 E}_[QEY;Y
7. 滚动轴承和传动轴的设计 =;|QZ"%E
8、校核轴的疲劳强度 ]oV{t<0a
9. 键联接设计 eKz?"g/j
10. 箱体结构设计 HXYRH
11. 润滑密封设计 ^Q ps>A(
12. 联轴器设计 >sjhA|gXk
qY$qaM^=
1.传动装置总体设计方案: kbfC|5S
x^y" <
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 f{i8w!O"~
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, U
uM$~qf/K
要求轴有较大的刚度。 d]i(h~?_
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。 RZ7(J
其传动方案如下: |vMpXiMxxT
R:AA,^Z
图一:(传动装置总体设计图) @]c(V%x
{}m PEd b
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 k({\/t3i
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 [NIlbjYH
传动装置的总效率 f%)zg(YlO
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; ,7)C"
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, za9)Q=6FD
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, $DC*i-}qFg
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 7GSV
X _G| hx
2.电动机的选择
|R@~-Ht
^(f4*m6`
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, JwRF(1_sM
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, ?D)<,
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 ]cC[-F[
-;XKcS7Ue
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 'snn~{hG
lJs<
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 16EVl~LN
a=$t &7;,
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 j9U%7u]-k
?Xo*1Z =
%|l8f>3[
方案 电动机型号 额定功率 ow;R$5G
P
I.@hW>k
kw 电动机转速 cx$Gic:4
电动机重量 oi&Wo'DX
N 参考价格 YyJPHw)Z
元 传动装置的传动比 )|<_cwz
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 vNOH&ja-s
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 ]$
b<Gs
xf>z @)e
中心高 XC3Kh^
外型尺寸 G02m/8g3
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 b2^AP\: k
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 ~;OYtz
4^'3&vu
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 9H]Lpi^OH
NOK/<_/
(1) 总传动比 *Sf-;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 uH^PQ
(2) 分配传动装置传动比 KZ:8[d
=× }^K/?dM
式中分别为带传动和减速器的传动比。 Hj1
EGCA
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 2~p[7?sp'
4.计算传动装置的运动和动力参数 Y?r
po
(1) 各轴转速 FM5e+$>@
==1440/2.3=626.09r/min F{\gc|!i
==626.09/5.96=105.05r/min &MgeYpd
(2) 各轴输入功率 8{Fm[
%"
=×=3.05×0.96=2.93kW kK~IwA
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW 6ZqgY1
则各轴的输出功率: 3%<C<(
=×0.98=2.989kW :Ze+%d=
=×0.98=2.929kW w[Ep*-yeI
各轴输入转矩 $H'X V"<o
=×× N·m td -3h,\\
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 3Gr&p6
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m w,j cm;
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m ^yKY'>T#d
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m qJT0Y/l:(
=×0.98=242.86N·m b }zBn8l
运动和动力参数结果如下表 jB^OP1
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min "!Rw)=7O
输入 输出 输入 输出 9-bG<`v\E
电动机轴 3.03 20.23 1440 .Nx
W=79t
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 mf|pNiQ,
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 r<L#q)]
SLk2X;c]o
5、“V”带轮的材料和结构 Oz:ZQ M
确定V带的截型 YirC*
工况系数 由表6-4 KA=1.2 ;
a/cty0Ch
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 X`\:_|
V带截型 由图6-13 B型 4W\,y_Q o
8!h'j
确定V带轮的直径 #DP7SO
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm /k7wwZiY@
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s WY)^1Gb$ux
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm =!-5+I#e
~j,TVY
确定中心距及V带基准长度 G\Q9IcJ0dY
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 K:qOoY
360<a<1030 n*qN29sx
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm mR":z|6
de-0?6
初定V带基准长度 3BMS_,P
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm jgvh[@uB?
{=At#*=A
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm .:;fAJPf
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm fEu9Jk
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 1BD6l2y
^w6eWzI
确定V带的根数 o G_~3Kt
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw zw:/!MS
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 hrM"Zg
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 S[@6Lp3q_
带长修正系数 由表6-2 KL=1 .Y/-8H-3v
`5"/dC
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 'rV2Bt,
B {i&~k
取Z=2 )Ul&1UYA
V带齿轮各设计参数附表 ] EyeBF)$
YbvX$/zGu
各传动比 \!X?zR_
(
ji_o^
V带 齿轮 *t=i
2.3 5.96 <J# R3{
HRRngk#lV
2. 各轴转速n \3 KfD'L
(r/min) (r/min) "<dN9l>
626.09 105.05 `03<0L
-g2{681`r
3. 各轴输入功率 P 6IF|3@yD
(kw) (kw) ._BB+G
2.93 2.71 Rk[8Bd?
5~yb
~0
4. 各轴输入转矩 T r|8V @.@i
(kN·m) (kN·m) F>Mr<k=@;
43.77 242.86 byj[u!{
O&P>x#w
5. 带轮主要参数 >DmRP7v
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) )n7)}xy#z
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 cJ4S!
带的根数z bf^ly6ml
160 368 708 2232 B 2 xXa#J)'
lWl-@*'
6.齿轮的设计 xDe47&qKM
# 8qyg<F
(一)齿轮传动的设计计算 s#Q_Gu
@5*xw1B
齿轮材料,热处理及精度 "w1(g=n
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 xf UhSt
(1) 齿轮材料及热处理 I!
ITM<Z$l
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 #y`k$20"
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;'4c
② 齿轮精度 e>(Wvb&4
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 s_` V*`n&
r2)pAiTM*
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 D1~^\)*
按齿面接触强度设计 $:HLRl{2E
r?XDvU
确定各参数的值: RQJ9MGw
①试选=1.6 ?ZM^%]/+
选取区域系数 Z=2.433 K \m4*dOv
].c@Gm_(
则 ^"/Dih\_
②计算应力值环数 1uj05aZh}
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) :Q#H(\26r
=1.4425×10h :EaiM J_=
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) YmA) @1@U
③查得:K=0.93 K=0.96 ees^O{ 8
④齿轮的疲劳强度极限 A&?WP\_z
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: IM2/(N.%
[]==0.93×550=511.5 /T4VJ{D
k4*! Q_A
[]==0.96×450=432 T7X!#j"\
许用接触应力 jS}'cm-
zZw@c?
⑤查课本表3-5得: =189.8MP /TG|
B Eb
=1 ="=#5C
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 K-ju ,4A
=4.47×10N.m rGAFp,}-f
3.设计计算 3Y=,r!F.h
①小齿轮的分度圆直径d sF,
uIr/
se"um5N-
=46.42 %!#rrt,F
②计算圆周速度 X$ejy/+.
1.52 .M`LUb"!
③计算齿宽b和模数 ge@reGfsB1
计算齿宽b .w=:+msL{(
b==46.42mm tgS+"ugl
计算摸数m V=Ww>
初选螺旋角=14 [_h.1oZp~
= >J?jr&i
④计算齿宽与高之比 re2Fv:4{
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 @ICejB<
=46.42/4.5 =10.32 fjF!>Dy
⑤计算纵向重合度 CD$u=E
]
=0.318=1.903 yg.\^C
⑥计算载荷系数K Y|Nfwqz
使用系数=1 `mQP{od?"?
根据,7级精度, 查课本得 `8qT['`#R
动载系数K=1.07, ,$ho2R),Fn
查课本K的计算公式: +YkmLD
K= +0.23×10×b 2"B}}
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 c4S>_qH
查课本得: K=1.35 R'jUS7]Y
查课本得: K==1.2 kwDjK"
故载荷系数: (bM)Nd
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 Uv#>d}P
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 U`HXsq
p}
d=d=50.64 ,7WK<0
⑧计算模数 pXGK:ceFu
= &! 5CwEIF
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 JsHxQ0Tw
由弯曲强度的设计公式 d8VWi*
≥ V7Vbl?*n
iDyMWlV
⑴ 确定公式内各计算数值 )ylv(qgV
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m \a9D[wk;@
确定齿数z MxFt;GgE8
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 g!~-^_F
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 &/z+A{Hi
Δi=0.032%5%,允许 }L{_xyi>#
② 计算当量齿数 ;H D 4~3
z=z/cos=24/ cos14=26.27 5#N"WHz!
z=z/cos=144/ cos14=158 ir( -$*J
③ 初选齿宽系数 |>jqH @\P
按对称布置,由表查得=1 $cp16
④ 初选螺旋角 .x\/XlM
初定螺旋角 =14 %Q>~7P
⑤ 载荷系数K Q6e'0EIKC
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 N{0+C?{_
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y ZEXj|wC
查得: J7 Oa})-+'
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 Lqz}&A
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 8iII)+
@ ~0G$
⑦ 重合度系数Y oX=*MEfX
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 DkF@XK0c3
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 T7WZ(y
3C
=14.07609 k:(e79
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 p4<M|1Z&
⑧ 螺旋角系数Y OXa5Jg}=
轴向重合度 =1.675, w|K(>5nz
Y=1-=0.82 9~Y)wz
f0N)N}y
⑨ 计算大小齿轮的 Dn{19V.L
安全系数由表查得S=1.25 [E..VesrM
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 7><*
9iOW
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 "'&>g4F`o
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 uHujw.H/y
查课本得到弯曲疲劳强度极限 OLd$oxKR
小齿轮 大齿轮 3f7t%
Aspj*CDu
查课本得弯曲疲劳寿命系数: &zg$H,@Qp
K=0.86 K=0.93 +0JH"L5!
Rd@n?qB
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 f"Vm'0r
[]= ?*MV
^IY
[]= US*<I2ZLh
f;_K}23
Cs6zv>SR
大齿轮的数值大.选用. u\Erta`
S9F]!m^i
⑵ 设计计算 b'Nvx9=W
计算模数 zei9,^
C
iJynR [7
n79DS(t
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: 3gfV0C\
}GU6Q|s[u[
z==24.57 取z=25 ]Pg?(lr6)
NIXc ib"tG
那么z=5.96×25=149 qkR,<"C|`
T/spUlWu
② 几何尺寸计算 H(*=9
计算中心距 a===147.2 fSQ3 :o
将中心距圆整为110 $M8>SLd
QVZ6;/
按圆整后的中心距修正螺旋角 k0Vo
:Jsz"vCg&s
=arccos f4\p1MYQ
0o^#Fmuz
因值改变不多,故参数,,等不必修正. v2uS6
+ke42Jwt
计算大.小齿轮的分度圆直径 a?Qcf;o
%q\P 'cK
d==42.4 1SJHX1CxX
4|o{_g[
d==252.5 z6>ZV6(d2^
(HX [bG`
计算齿轮宽度 :QhEu%e
Xta>
B= $d"f/bRWy
vM>`CZ
圆整的 i6\!7D]
V2sB[Mw
大齿轮如上图: Le$u$ulS
1 0Tg> H
i!+3uHWu`)
X-) ]lAP
7.传动轴承和传动轴的设计 0tm "kzy
a^)4q\E
1. 传动轴承的设计 CR|&VxA
?}>Z_ ("
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 \5pAG
mgD
P1=2.93KW n1=626.9r/min *t-A6)2
T1=43.77kn.m CR8r|+(8
⑵. 求作用在齿轮上的力 ~[/c'3+4qn
已知小齿轮的分度圆直径为 Tk|;5^#H
d1=42.4 JU,ROoz(
而 F= :@807OYzy
F= F p(&o'{fb
1NHoIX
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N u:u 7|\q
v]Q_
Ru\Lr=9
)LMuxj
⑶. 初步确定轴的最小直径 `]I5WTt*X
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 NCpn^m)Q}
$Aoqtz d\
1^"aR#
ydFhw}1>
从动轴的设计 Y>!W&Gtu
e8uIh[+ 0
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, 58ZiCvqv
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M =
(h;L$
⑵. 求作用在齿轮上的力 ]?^xc[
已知大齿轮的分度圆直径为 sTstc+w
d2=252.5 w\;9&;;
而 F= m~IWazj;A
F= F }Z$G=;3#
NX #d}M^V
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N zc~xWy+
8q[WfD
F?AfB[PM
6f9<&dCK
⑶. 初步确定轴的最小直径 \kGtYkctZ
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 Hh=::Bi
csA.3|rv
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 dX}dO)%m{
查表,选取 b2kbuk]
v?=VZ~`O(
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 q@Yt`$VTN
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 }uj'BO2?
gbv[*R{<%
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 c'TLD!^hB
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 。 V>j`
W$&Ets8zo
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. jY6=+9Jz5
9NXiCP9A
D B 轴承代号 (mr`?LI}
45 85 19 58.8 73.2 7209AC l'8TA~
45 85 19 60.5 70.2 7209B m)2hl~o_
50 80 16 59.2 70.9 7010C s-S"\zX\D
50 80 16 59.2 70.9 7010AC MQMy Z:
j?) `VLZ
_rh.z_a7w
2l4 i-;
*K)53QKlE
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 #IA(*oM
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, 'ZgW~G]S
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. Rk0rHC6[
\-id[zKb
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. )cBV;
E<
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, /s_$CSiB
高速齿轮轮毂长L=50,则 ~?+m=\
#e|kA&+8M
L=16+16+16+8+8=64 -T6%3>h
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. ,IB)Kk2
`g1~ya(MC
5. 求轴上的载荷 u;1NhD<n
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, u`nn{C4D"
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. 5E(P,!-.
Gnq~1p5^
?q&mI* j!
/Loe y
$X]v;B)J|
X*):N]
/YR$#&N2
oIgj)AY<
haK5Oe/cE
bG?[":k
>p:fWQ6
传动轴总体设计结构图: E#]%e^
l'f!za0
py4_hj\v
E:OeU_\
(主动轴) !A0bbJ
Ww4G
pU/.|Sh
从动轴的载荷分析图: Im#$iPIvT
"VCr^'
6. 校核轴的强度 Z:Am\7 I
根据 y>PbYjuIU
== "G(/MT^C
前已选轴材料为45钢,调质处理。 1nmWL0
查表15-1得[]=60MP ,"ZlY}!Gn
〈 [] 此轴合理安全 ajr8tp'
x{5*%}lX8
8、校核轴的疲劳强度. wUndNE
⑴. 判断危险截面 rP_)*)
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. z<*]h^!3
⑵. 截面Ⅶ左侧。 (7
iMIY
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 C(hg"_W ou
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 N*W.V,6yH
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 D._r@~o
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 qo|iw+0Y
截面上的弯曲应力 .ji%%f
(
PlNaasV
截面上的扭转应力 `-m7CT sA
== voE c'JET
轴的材料为45钢。调质处理。 (H^o8J
由课本得: WF G/vzJ
.}s a2-
因 _aYQ(FO
经插入后得 y
6<tV.
2.0 =1.31 k9]n/
轴性系数为 KG@hjO
=0.85 (""&$BJQ|
K=1+=1.82 eH6cBX#P.
K=1+(-1)=1.26 M`'2
a
所以 +>j_[O5Y
vD t?N9
综合系数为: K=2.8 g^FH[(P[G
K=1.62 P])O\<)J
碳钢的特性系数 取0.1 Sq>UMfl&
取0.05 |Sm/Uq(c
安全系数 7dZ!GX?\y
S=25.13 YR2/`9s\QJ
S13.71 |.5d ^z
≥S=1.5 所以它是安全的 uDR(^T{g#
截面Ⅳ右侧 ;C'*Ui
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 pm+[,u!i
fsoS!6h0k
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 qS>el3G
Zlhr0itf
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 '1<QK
; V8 =B8w
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 gC.T5,tn
截面上的弯曲应力 4j5plm=
截面上的扭转应力 ="4 )!
==K= :M16ijkx
K= b.(^CYYQ
所以 wuCODz@~
综合系数为: ,O(uuq
K=2.8 K=1.62 kmwFw>#
碳钢的特性系数 nM#\4Q[}Jh
取0.1 取0.05 utv.uwfat
安全系数 V!p;ME
S=25.13 f|!zjX`
S13.71 #\qES7We6
≥S=1.5 所以它是安全的 ,b{4GU$3
HXX"B,N
9.键的设计和计算 c)?y3LX
V.qB3V$
①选择键联接的类型和尺寸 $|KbjpQ
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. Jc*A\-qC.
根据 d=55 d=65 8I%1
`V
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 >Uz3F7nHi
b=20 h=12 =50 wXe.zLQ
@xo9'M<l
②校和键联接的强度 kN)P-![
查表6-2得 []=110MP :v#3;('7
工作长度 36-16=20 YRFM1?*
50-20=30 \O56!,k
③键与轮毂键槽的接触高度 gO29:L[t
K=0.5 h=5 cOSUe_S0w[
K=0.5 h=6 "b qB@)
由式(6-1)得: F{v+z8nW
<[] lq74Fz&(
<[] k2~j:&p
两者都合适 iVE+c"c!2&
取键标记为: +NQw^!0qy
键2:16×36 A GB/T1096-1979 C.eZcNJG
键3:20×50 A GB/T1096-1979 z[th@!3
10、箱体结构的设计 C
7v
8
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, i -+B{H
大端盖分机体采用配合. P69S[aqW
`3~w#?+=*
1. 机体有足够的刚度 'j|;M
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 TWMD f
-g~$HTsGm
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 ."${.BPn~
N7XRk=J
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm 4q2aVm
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 C+_ NG
L49`=p<
3. 机体结构有良好的工艺性. h-V5&em"_
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. >Py=H+d!j
{C
[7V{4(%
4. 对附件设计 >#SQDVFf
A 视孔盖和窥视孔 HA| YLj?|g
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 bx1'
B 油螺塞: koFY7;_<?
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 )!'SSVaRs
C 油标: VK8 5A
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 e(sQgtM6
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. t ;(kSg.
I_4'9
D 通气孔: tJc9R2
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. -rUn4a
E 盖螺钉: bEbnZ<kz*
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 -[Q%Vv!8
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. b2hB'!m
F 位销: rk `x81
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. ]*?qaIdqu
G 吊钩: g9g^zd,
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. ,JX/`7y
VB\oK\F5z
减速器机体结构尺寸如下: F4@``20|
XDU&Z2A
名称 符号 计算公式 结果 `8EHhN;
箱座壁厚 10 Ga"t4[=I
箱盖壁厚 9 jT%k{"+>+?
箱盖凸缘厚度 12 L]cZPfI6
箱座凸缘厚度 15 ;kY'DKL(
箱座底凸缘厚度 25 )=#QTiJ
地脚螺钉直径 M24 ULj'DzlfH
地脚螺钉数目 查手册 6 ex1b jM7
轴承旁联接螺栓直径 M12 GHfsq|*j,Z
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 b+,u_$@B
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 f3h^R20qmO
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 5^+>*z
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 Mz_*`lRN
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 ZBi|BD
22 j'g':U
18 N^H~VG&D(
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 4fgA3%
16 BNL Q]
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 pbt/i+!
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 va[@XGaC3
齿轮端面与内机壁距离 > 10 1*, f
机盖,机座肋厚 9 8.5 _ 7X0
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) D=i)AZqMPp
150(3轴) Q)#+S(TG
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) rjHL06qE
150(3轴) T_i]y4dg
sE{A~{a`
11. 润滑密封设计 bd_&=VLTC
x8+W9i0[1
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. V*U{q%p(
油的深度为H+ eTw sh]
H=30 =34 BxVo>r
所以H+=30+34=64 ~RgO9p(dY
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 wGr5V!
T*e>_\Tx
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 2|8e7q: +*
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 n$&xVaF|
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 [oqb@J2
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 !N ua
))JbROBU,
12.联轴器设计 {N!Xp:(<7_
z]:{ruvH
1.类型选择. XpFW(v
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 V~([{
2.载荷计算. WrP4*6;"
公称转矩:T=95509550333.5 v0v%+F#>@
查课本,选取 Pv,Q*gh`
所以转矩 ]n _OQ)VO
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ruiAEC<Ej
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm $ReoIU^<
fsRRnD
四、设计小结 b}s)3=X@q
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。 w eu3c`-a
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。 3z5w}qN]M
五、参考资料目录 >..C^8 "
[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; 6d4)7PL
[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; jG~zpZh
[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; )4u6{-|A
[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; xd
}g1c
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 8Evon&G59
[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; ]w*w@:Zk
[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。