机械设计基础课程设计任务书 /&JT~M
S~G]~gt
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 &m;*<}X
n|yO9:Uw<
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) C~exi[3
<qt|d&
目 录 C\hM =%
&_8947
一 课程设计书 2 h'nY3GrU
[0("Q;Ec[j
二 设计要求 2 |CbikE}kL
(S Yln>o
三 设计步骤 2 Bk{]g=DO
H3oFORh
1. 传动装置总体设计方案 3 %
|L=l{g
2. 电动机的选择 4 =($xG#g`
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 0JujesUw(
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 buHJB*?9
5. 设计V带和带轮 6 ti,d&c_7
6. 齿轮的设计 8 ba9?(+i$h
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 es0hm2HT3
8. 键联接设计 26 kD"{g#c
9. 箱体结构的设计 27 #,'kXj
10.润滑密封设计 30 }c:M^Ff
11.联轴器设计 30 WUTowr
m.0*NW
四 设计小结 31 3=V&K-
五 参考资料 32 ql~J8G9
+1!ia]
一. 课程设计书 cso8xq|b7
设计课题: 9+!hg'9Qn
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 p5*jzQ
表一: u)Whr@m
题号 <%mRSv
;qV>L=a
参数 1 G^@5H/)
运输带工作拉力(kN) 1.5 |6y
运输带工作速度(m/s) 1.1 h;'~,xA
卷筒直径(mm) 200 +
>!;i6|
Vi|#@tC'
二. 设计要求 U
#0Cx-E
1.减速器装配图一张(A1)。 (**oRwr%
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 -$g#I
3.设计说明书一份。 #[[ en
1{.9uw"2S
三. 设计步骤 DVeE1Q
1. 传动装置总体设计方案 |5 ]X| v
2. 电动机的选择 ,`sv1xwd
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ?\n>
AC
4. 计算传动装置的运动和动力参数 8RHUeRX
5. “V”带轮的材料和结构 HK%7g
6. 齿轮的设计 z0Z%m@
7. 滚动轴承和传动轴的设计 MWh6]gGs
8、校核轴的疲劳强度 4mbBmQV$#
9. 键联接设计 tT._VK]o&R
10. 箱体结构设计 =i3n42M#
11. 润滑密封设计 EiaW1Cs
12. 联轴器设计 6wg^FD_Q
bhs
_9ivw
1.传动装置总体设计方案: J9 I:Q<;
wKY_Bo/d
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 H%{+QwzZ[j
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, DW3G
要求轴有较大的刚度。 -ze J#B)C
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。 %]7d`/
其传动方案如下: BL4-7
A/?7w
图一:(传动装置总体设计图) Fs^Mw
go
O.JN ENZf
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 fd9k?,zM
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 J,6yYIq
传动装置的总效率 ;9'OOz|+1
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; Zgb!E]V[
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, M'l ;:
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, nT)vNWT=
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 o<!?7g{
.o}v#W+st
2.电动机的选择 @[v~y"tE}
%xt^698&X
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, W(/h Vt
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, ]]Ufas9
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。 &Hnz8Or!
cl/_JQ&
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, 8a"%0d#
C9 j|OSgk
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 a-J.B.A$Z/
N4HqLh23H
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 wI "U7vr
AT|3:]3E
HkVB80hv
方案 电动机型号 额定功率 SZCze"`[
P 0Y5_PTWb+Y
kw 电动机转速 An/|+r\
电动机重量 f`66h M[
N 参考价格 Ssg&QI
元 传动装置的传动比 =H]@n|$(
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 Mrb)
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 ku
M$UYTTX
1m0c|ckb
中心高 3HK\BS
外型尺寸 ]
@fk] ]R
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 I1&aM}y{G
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 IO:G1;[/2L
f(7GX3?
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 *}W_+qo"
bi;1s'Y<D
(1) 总传动比 "tpSg
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 L9#g)tf
8T
(2) 分配传动装置传动比 C+&l<
fM&
=× h2J
x]FJ
式中分别为带传动和减速器的传动比。 "@8li^
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 18:%~>.!
4.计算传动装置的运动和动力参数 lU8Hd|@-
(1) 各轴转速 +m,yA mEEd
==1440/2.3=626.09r/min )@bQu~Y
==626.09/5.96=105.05r/min ,UE83j8D^
(2) 各轴输入功率 @pU)_d!pJ
=×=3.05×0.96=2.93kW \Y}8S/]
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW 8, >P
则各轴的输出功率: e\75:oQ
=×0.98=2.989kW <1M-Ro?5k
=×0.98=2.929kW ,
++ `=o
各轴输入转矩 Kx JqbLUC
=×× N·m r",GC]
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· SByW[JE
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m y"wShAR
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m S>1Iky|
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m K@hw.Xq"
=×0.98=242.86N·m [j'X;tVX{
运动和动力参数结果如下表 K",N!koj
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
M\Kx'N
输入 输出 输入 输出 UW
EV^ &"x
电动机轴 3.03 20.23 1440 Ooy7*W';
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 VyGJ=[ ]
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 )53y
AyP
Mf``_=K
5、“V”带轮的材料和结构 bA->{OPkT
确定V带的截型 x-3\Ls[I
工况系数 由表6-4 KA=1.2 lnR{jtWP
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 sD wqH.L
V带截型 由图6-13 B型 :9 ^*
^T
Y:a]00&)#Y
确定V带轮的直径 q5:N2Jmo?z
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm ?FcAXA/J{
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s S{m%H{A!
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm u;c?d!E
HHsmLo c4
确定中心距及V带基准长度 &:)Wh[
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 =rX>.P%Q 5
360<a<1030 Ph>%7M%
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm ^gnZ+`3
V~5jfcd
初定V带基准长度 JaGtsi9%.
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm G'A R`"F
wAW5
Z0D
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm LFtt gY
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 7Jho}5J
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 D}X\Ca"h
3$9W%3
确定V带的根数 n6a`;0f[R
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw W6/yn
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 3:i@II
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 9qG6Pb
带长修正系数 由表6-2 KL=1 )Z9>$V$j
k\GcHI-
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 dlTt_.
[HZv8HU|
取Z=2 .0]<k,JZZ
V带齿轮各设计参数附表 k+pr \d ~
^.NU|NQi'
各传动比 #O dJ"1A|
6V01F8&w
V带 齿轮 SI-Ops~e
2.3 5.96 R/z=p_6p7`
@6T/Tdz
2. 各轴转速n !d0kV,F:
(r/min) (r/min) '(|ofJe!
626.09 105.05 :G%61x&=Zc
.ctw2x5W
3. 各轴输入功率 P Hja3a{LH
(kw) (kw) v
z '&%(
2.93 2.71 [K0(RDV)%
'16b2n+F@#
4. 各轴输入转矩 T fS78>*K
(kN·m) (kN·m) Ej8^Zg
43.77 242.86 %Y*Ndt 4
]-/VHh
5. 带轮主要参数 +!.^zp21
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) _>X+ZlpU:
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 b!5~7Ub.No
带的根数z ,wAF:7'
160 368 708 2232 B 2 vnZC,J `
!."D]i;
6.齿轮的设计 7! INkH]
]|PiF+
(一)齿轮传动的设计计算 l)l^[2
ExL0?FemWV
齿轮材料,热处理及精度 Cd}<a?m,
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 |H+UOEiv,p
(1) 齿轮材料及热处理 (V67`Z )
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 sN01rtB(UT
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 H%Q7D-
② 齿轮精度 t=W}SH
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 D7Q$R:6|
g&Vx:fOC
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 Q:d]imw!O
按齿面接触强度设计 Od,qbU4O
pYmk1!]/
确定各参数的值: :(*V?WI
①试选=1.6 )cMh0SGcM1
选取区域系数 Z=2.433
&powy7rR
@>Km_Ax
则 Sw,+p
②计算应力值环数 dn$!&
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) y,,dCca
=1.4425×10h EaY?aAuS:
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) >$/>#e~
③查得:K=0.93 K=0.96 XrGglBIV
④齿轮的疲劳强度极限 8\A#CQ5b
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: `Cynj+PCe
[]==0.93×550=511.5 B!L{
!Pfr,a
[]==0.96×450=432 q Y?j#fzi
许用接触应力 Pw`8Wj
w;:*P
⑤查课本表3-5得: =189.8MP IDriGZZ<)6
=1 E,x+JeKV
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 (2E\p
=4.47×10N.m T;a}#56{^
3.设计计算 ag;pN*z
①小齿轮的分度圆直径d Gk&)08
aP@N)"
=46.42 Ww+IWW@
②计算圆周速度 ZdWm:(nkU
1.52 h_3E)jc
③计算齿宽b和模数 U,{eHe ?>T
计算齿宽b 3J|F?M"N7
b==46.42mm `MN4uC
计算摸数m 0{p#j~ZhC
初选螺旋角=14 RmeD$>7
= Z4w!p?Wqa
④计算齿宽与高之比 MKD1V8i
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 )e=D(qd
=46.42/4.5 =10.32 u5b|#&-mX
⑤计算纵向重合度 Q%f^)HZGR
=0.318=1.903 '9Xu
p
⑥计算载荷系数K h-K_Lr]
使用系数=1 -4IE]'##
根据,7级精度, 查课本得 rCbDu&k]
动载系数K=1.07, jTtu0Q|
查课本K的计算公式: ;LPfXpR
K= +0.23×10×b b)5uf'?-
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 4ber!rJM
查课本得: K=1.35 G+"t/?/
查课本得: K==1.2 N&+x+;Kx
故载荷系数: ?*1uN=oI{*
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 ;oKZ!ND
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 Sc1 8dC0
d=d=50.64 v,{
:Ez(H
⑧计算模数 r|fL&dtr
= (Ag16
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 }1c|gQ
由弯曲强度的设计公式 0oZ=
yh
≥ +-U- D?-
RYQR(v
⑴ 确定公式内各计算数值 M2>Vj/
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m =9boya,>
确定齿数z TA`1U;c{n
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 *ebSq)
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 c%2QZ C
Δi=0.032%5%,允许 ;!mzyb*
② 计算当量齿数 M4oy
z=z/cos=24/ cos14=26.27 Vvn2 Ep
z=z/cos=144/ cos14=158 vrhT<+q
③ 初选齿宽系数 y^,1a[U.
按对称布置,由表查得=1 oWim}Er=
④ 初选螺旋角 rq/yD,I,
初定螺旋角 =14 ?FeYN+qR
⑤ 载荷系数K V6&!9b
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 L_uVL#To
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y l|~A#kq
查得: \K{0L
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 vv3*
j&I
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 h-#6av:
t7dt*D_YqK
⑦ 重合度系数Y Ustv{:7v
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 ,.83m%i
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 X<`
=14.07609 &Fzb6/
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 @uqd.Q
⑧ 螺旋角系数Y ?Wr+Q
轴向重合度 =1.675, (
iBl
Y=1-=0.82 1MP~dRZ$
1#V_Z^OL
⑨ 计算大小齿轮的 \:# L)
安全系数由表查得S=1.25 W#4 7h7M
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 +eWQa`g
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 =)H.cuc
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 @Q
]=\N:
查课本得到弯曲疲劳强度极限 l6T-}h:=
小齿轮 大齿轮 "/*\1v9
B4c]}r+
查课本得弯曲疲劳寿命系数: xaq-.IQAM$
K=0.86 K=0.93 $k@O`xD,q
W+aP}rZm:
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 Ga-k
[]= gq4Tb
c
oA
[]= oo/qb`-6
=t#llgi~
iW]j9} t
大齿轮的数值大.选用. q 6:dy
&=@IzmA
⑵ 设计计算 'Vzp2
计算模数 '1P2$#
="1Ind@w!
%B2'~|g
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: *)$Uvw E
.;y.]Z/;
z==24.57 取z=25 h0*!;Z7
. oF
&Ff/[
那么z=5.96×25=149 e8>})
%~O,zs.2p
② 几何尺寸计算 !_]Y~[
计算中心距 a===147.2 9Z@hPX3.
将中心距圆整为110 :;RMo2Tl
@wGPqg
按圆整后的中心距修正螺旋角 ?hZAxR\
4M=]wR;
=arccos Avge eJi
)!th7sH
因值改变不多,故参数,,等不必修正. |{z:IQLv
p,EQ#Ik
计算大.小齿轮的分度圆直径 4qb/daE:Z
gDQ^)1k
d==42.4 6+#Ydii9E
zq3\}9
d==252.5 )nC]5MXU
A9KET$i@v
计算齿轮宽度 afCW(zHp
t>L2
B= A]_7}<<N
a(m2n.0'>
圆整的 $P >
>2Y=*K,:
大齿轮如上图: paA(C|%{
poc`q5i+
Z\(q@3 C
=Pyj%4Rs
7.传动轴承和传动轴的设计 w49t9~
Yj<a"
Gr4[
1. 传动轴承的设计 :tc@2/>!O
]vB$~3||
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 XnH05LQ
P1=2.93KW n1=626.9r/min \,'m</o~,
T1=43.77kn.m /`Ug9,*
⑵. 求作用在齿轮上的力 %HhBt5w
已知小齿轮的分度圆直径为 sbfuzpg]*
d1=42.4 #z'
而 F= k`cfG\;r
F= F H-!,yte
9sM!`Lz{
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N +X\FBvP&
,X?{07gH
P7ao5NP
{Ea
b
j
⑶. 初步确定轴的最小直径 Q8$}@iA[
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 _kC-dEGf!y
h!,v/7=
FBG4pb9=~
p
.%]Q*8
从动轴的设计 Ml`:UrU
>^O7
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, !@5 9)
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 3h]g}&k
⑵. 求作用在齿轮上的力 xPdG*OcX!
已知大齿轮的分度圆直径为 8u"U1
d2=252.5
X hR4ru`
而 F= \a<wKTkn
F= F 1l9G[o
*
&Hrj3E
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N r[e##M
2bz2KB5>
I2XU(pYU
pG_;$8Hc
⑶. 初步确定轴的最小直径 OUE(I3_
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 aI'&O^w+
^"E^zHM(
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 {.`vs;U
查表,选取 Od,=mO*.Q
rDtY[
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 SV4E0c>
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 ` #0:gEo
*9
{PEx
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 7lTC{7C57
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 。 UJUEYG
#-rH1h3*q
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. 0J*??g-n
XE RUo
D B 轴承代号 `6;?9NI
45 85 19 58.8 73.2 7209AC 'B$yo]
45 85 19 60.5 70.2 7209B f^3*)Ni
50 80 16 59.2 70.9 7010C +:2klJ
50 80 16 59.2 70.9 7010AC 4X/-4'
W<{h,j8
]Ee?6]bN
q~Hn-5H4Q
4IK( 7
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 [>3./YH`
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, E*&vy
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. Bg=wKwc8
.N;=\C*
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. eSn+ B;
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, b1q"!+8y
高速齿轮轮毂长L=50,则 ux-/>enc
|T /ZL!
L=16+16+16+8+8=64 [&[k^C5
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 'ycJMYP8
[|wZ77\
5. 求轴上的载荷 ';Ea?ID
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, W.jGGt\<\
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. wVXS%4|v
&A/]pi-\
8LJ8
}%*
*tFHM &a
?5__oT
@&!ZZ
1V8
Eh`7X=Z7E
=[ 46`-_
hF?1y `20
'c&Ed
qx(xvU9
传动轴总体设计结构图: "9uKtQS0o
B4/>H|
*"2+B&Y
bRDYGuC
(主动轴) >{]%F*p4
^#-l
q)
GMx&y2. Z
从动轴的载荷分析图: # +>oZWVc
>=lC4Tu
6. 校核轴的强度 qbr$>xH
根据 mUC)gA/
== H'5)UX@LP
前已选轴材料为45钢,调质处理。 NX.6px17
查表15-1得[]=60MP f)rq%N &
〈 [] 此轴合理安全 Ib!R D/
B
IEO,W|
8、校核轴的疲劳强度. 4B;=kL_f
⑴. 判断危险截面 &E F!OBR
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. R{4^t97wH{
⑵. 截面Ⅶ左侧。 ,,.QfUj/&
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ;+_:,_
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 5~U/
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 Kn{4;Xk\
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 SR
hiQ
截面上的弯曲应力 MKCsv+
Ny7 S
截面上的扭转应力 /HEw-M9z
== UgRiIQMq.
轴的材料为45钢。调质处理。 =J==i?
由课本得: Paq4
M?49TOQA
因 .LZ?S"z$w
经插入后得 7+cO_3AB
2.0 =1.31 bs&43Ae
轴性系数为 sdrfsrNvB-
=0.85 =s{> Fsm1
K=1+=1.82 tjS@meT
K=1+(-1)=1.26 aK~8B_5k8
所以 uZYF(Yu
B@))8.h]
综合系数为: K=2.8 Po0A#Z l
K=1.62 R^fPIv`q
碳钢的特性系数 取0.1 v~C
Czg
取0.05 c#]4awHU
安全系数 CxmKz78
S=25.13 }6~hEc*/"
S13.71 Q\vpqE!9
≥S=1.5 所以它是安全的 B mb0cFQ
截面Ⅳ右侧 Zl!kJ:0
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 'oVx#w^mf
W
i.&e
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 1.hyCTnI
>|=ts
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 UDFDJm$
$wa{~'
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 hZ,_6mNg
截面上的弯曲应力 SulY1,
截面上的扭转应力 6|=f$a
==K= QIEJ6`
K= Ne!lH@ql
所以 RP|`HkP-2
综合系数为: Dy&i&5E.-l
K=2.8 K=1.62 3,w_".m`#
碳钢的特性系数 IP pN@
取0.1 取0.05 {Xy5pfW
Q
安全系数 J)>c9w
S=25.13 >Tx?%nQ
S13.71 ejd(R+
≥S=1.5 所以它是安全的 ~ Iuf}D;
T!{w~'=F
9.键的设计和计算 FV!q!D
e9tjw[+A
①选择键联接的类型和尺寸 t@;p
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. Fo_sgv8O<
根据 d=55 d=65 ,`Z1m
o>n
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 I{2hfKUe`
b=20 h=12 =50 B6 ;|f'e!
n@i HFBb
②校和键联接的强度 $PPi5f}HD
查表6-2得 []=110MP \)[j_^
工作长度 36-16=20 l)\! .X
50-20=30 JbbzV>
③键与轮毂键槽的接触高度 $%Kfq[Q
K=0.5 h=5 33q}CzK
K=0.5 h=6 e*C(q~PQ
由式(6-1)得: ;'K5J9k
<[] `wVyb>T
<[] O bS3
M
两者都合适 {P./==^0
取键标记为: jr."I+
键2:16×36 A GB/T1096-1979 3$R1ipb
键3:20×50 A GB/T1096-1979 ,4$>,@WW~
10、箱体结构的设计 AT3Mlz~7#
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, 59A}}.@?m
大端盖分机体采用配合. n\DV3rXI9
p2](_}PK
1. 机体有足够的刚度 ki!0^t:9
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 =T@1@w
kevrsV]/$
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 4VSU8tK|N]
\b x$i*
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm "+s++@
z
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 u#.2w)!D
oc`H}Wvn
3. 机体结构有良好的工艺性.
Otuf]B^s
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. D@.6>:;il
?a5! H*,
4. 对附件设计 4[eXe$
A 视孔盖和窥视孔 3pKQ$\u
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 ;_(4Q*Yx
B 油螺塞: L4HI0Mx
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。 wHy!CP%
C 油标: lo+A%\1
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 8 Z~EwY*
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. C'x&Py/#
ga +dt
D 通气孔: VPo".BvG6
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. C6PdDRf
E 盖螺钉: N6:`/f+A>T
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 (<9u-HF#
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. fHFE){
F 位销: *2l7f`K
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. 4pvMd
G 吊钩: %ET+iIhK
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. 4WB0Pt{
zDG b7S{
减速器机体结构尺寸如下: (LCfUI6;
$UwCMPs X
名称 符号 计算公式 结果 |6-nbj
箱座壁厚 10 &D<y X~
箱盖壁厚 9 QXK{bxwC
箱盖凸缘厚度 12 GbI/4<)l}
箱座凸缘厚度 15 N!}f}oF
箱座底凸缘厚度 25 I?CZQ+}Hq
地脚螺钉直径 M24 ^2rN>k,?
地脚螺钉数目 查手册 6 ;$4\e)AB
轴承旁联接螺栓直径 M12 @0''k
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 SXh-A1t
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 5 qA'
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 nw<uyaU-t
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 m&3xJuKih
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 i%?* @uj
22 +}AI@+
18 dZuOrTplA
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 LS[]=Mk@1
16 $??I/6
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 vY3h3o
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 5^ Zg>I
齿轮端面与内机壁距离 > 10 tuX|\X
机盖,机座肋厚 9 8.5 *-X[u:
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) 53h0UL
150(3轴) H5an%kU|j
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) bN.Pex
150(3轴) #vlgwA
6A ah9
11. 润滑密封设计 lB4WKn=?Kl
7tp36 TE
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. l]SX@zTb
油的深度为H+ /$m;y[[
H=30 =34 #dHa,HUk
所以H+=30+34=64 5)40/cBe
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 LP=)~K<
x)&\z}
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 7zc^!LrW<
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 "@ n%Z
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 wL[
M:
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 O6Y0XL
b,@/!ia
12.联轴器设计 jEwIn1
h+,@G,|D
1.类型选择. /L3:
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 ,,r>,Xq6
2.载荷计算. )/P}?`I
公称转矩:T=95509550333.5 KPki}'GO
查课本,选取 'GScszz
所以转矩 $[|mGae
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 +ge?w#R
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 8Fub<UhJ
JXxwr)i
四、设计小结 7p[n
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。 i/.6>4tE:
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。 '%;m?t%q
五、参考资料目录 05R@7[GWq
[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; (<lhn
[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; @)}L~lb[)
[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; 1;iUWU1@
[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; q\ %I#1
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 18Emi<&A
[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; /{2,zW
[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。