机械设计基础课程设计任务书 $}.+}'7$
m8;w7S7,j~
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 *`rfD*
[_nOo `
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向)
3%bhW9H%
cS'{h
目 录 W7Y@]QMX
Q`W2\Kod]
一 课程设计书 2 n0!2-Q5U)h
BM/o7%]n
二 设计要求 2 0ki- /{;
tfN[-3)Z
三 设计步骤 2 ?].MnwYo
&92/qRh7
1. 传动装置总体设计方案 3 :-5[0Mx=
2. 电动机的选择 4 +8C}%6aX
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 Ku%tM7 ad
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 (jA5`4>u
5. 设计V带和带轮 6 >x JzV
6. 齿轮的设计 8 /wLGf]0
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 #|ts1lD#ah
8. 键联接设计 26 Sz@z
0'
9. 箱体结构的设计 27 0\{dt4nW&O
10.润滑密封设计 30 0M"n
11.联轴器设计 30 *qm|A{FQR
[9${4=Kq
四 设计小结 31 )gEE7Ex?
五 参考资料 32 @k&6\1/U
7%i'F=LzT
一. 课程设计书 < j:\;mi;
设计课题: 8&G9 ?n`I5
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 /iFn=pk1?
表一: wn5OgXxG<
题号 J)>DsQ+Cj
%-!%n=P
参数 1 |y U!d
%
运输带工作拉力(kN) 1.5 P|<V0
Vs.
运输带工作速度(m/s) 1.1 Gu*y7I8
卷筒直径(mm) 200 S-S%IdL
Xx{| [2`
二. 设计要求 ICN>kJ\;M
1.减速器装配图一张(A1)。 O~*i_t*i9{
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 %xlpOR4
3.设计说明书一份。 j~k,d.17M
*~)6 sm
三. 设计步骤 (Lgea
1. 传动装置总体设计方案 no3yzF3Hi
2. 电动机的选择 n?fy@R
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 YCD|lL#
4. 计算传动装置的运动和动力参数 TRGpE9i
5. “V”带轮的材料和结构 v`Jt+?I
6. 齿轮的设计 + +}!Gfc?s
7. 滚动轴承和传动轴的设计 .D
4G;=Q
8、校核轴的疲劳强度 jg710.v:
9. 键联接设计 'Gn>~m
10. 箱体结构设计 ojy^A
11. 润滑密封设计 <R7{W"QTA)
12. 联轴器设计 1?Y>Xz
/yG34) aB
1.传动装置总体设计方案: $pES>>P
jw:z2:0~
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。
`Eh>E,
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, 4u:SE
要求轴有较大的刚度。 :hZM$4
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 { LvD\4h"
其传动方案如下: mH$tG
$
CT[9=wV)m%
图一:(传动装置总体设计图) F0<)8{s
KV_/fa~Ry
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 V'&;r'#O
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 Ab@G^SLX
传动装置的总效率 4/b.;$
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; \_`qon$9
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, 61S;M8tNv
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, eA4D.7HDK
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 INN}xZ
G4@r_VP \
2.电动机的选择 <gF]9%2E
A9.TRKb=8
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, Vgm'&YT
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, 'dKfXYY1`N
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 |T|m5V'l
c<_%KL&R
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, |{ N{VK
x(Bt[=,K3
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 6$R9Y.s>Z
/f#b;qa,
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 ;ek*2Lh
CPOHqK`k
3+ 6Ed;P
方案 电动机型号 额定功率 H>CbMz1u
P n~ *|JJ*`
kw 电动机转速 <o%T]
电动机重量 fQfn7FaW_\
N 参考价格 $%~JG(
元 传动装置的传动比 iww/ s
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 MNu0t\`p4
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 )pHtsd. eP
YbZbA >|
中心高 s)E \
外型尺寸 <w9~T TS
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 MKBDWLCB
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 yqx5_}
+x2JC' -H
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 m{Q
#f\<
D>7a0p784
(1) 总传动比 8&2+=<Q~
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 2o SM|
(2) 分配传动装置传动比 lb_N"90p
=× ,#)d
式中分别为带传动和减速器的传动比。 K7RAmX
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 4mvR]:G
4.计算传动装置的运动和动力参数 oqJYbim
(1) 各轴转速 E=8'!
==1440/2.3=626.09r/min j*.;6}\o
==626.09/5.96=105.05r/min }-oba_
(2) 各轴输入功率 0i*V?
=×=3.05×0.96=2.93kW +bznKy!
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW & P-8_I
则各轴的输出功率: q94;x|63
=×0.98=2.989kW Q4u.v,sE
=×0.98=2.929kW {+67<&g
各轴输入转矩 zZ%[SW&vC
=×× N·m _*o<<C\E
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· >5FTBe[D
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m k'o[iKlu
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m V%8(zt
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m \W*L9azr
=×0.98=242.86N·m A*OqUq/H`;
运动和动力参数结果如下表 _WEJ,0*#'
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min Vm%G
q
输入 输出 输入 输出 =z'(FP5!0
电动机轴 3.03 20.23 1440 c1Ks{%iA
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 7P<VtS
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 `DYhGk
EZ<:>V-_D
5、“V”带轮的材料和结构 D;R~!3f./b
确定V带的截型 3F;C{P!
工况系数 由表6-4 KA=1.2 $?56 i4
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 e0P[,e*0
V带截型 由图6-13 B型 D{+@ ,C7B
e8vy29\S
确定V带轮的直径 `58% &3lp
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm +?*;#=q
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s kSz+UMC-7:
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm n6oOknCna
R #wZW&N
确定中心距及V带基准长度 \ptO4E
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 M/W"M9u
360<a<1030 "
aG6u^%
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm }B-$}
"-&K!Vfs
初定V带基准长度 u}%OC43
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm MH.+pqIv^
uRb48Qy2
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm H^-Y]{7
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm _pTcSp3
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 FOG{dio
A$@;Q5/2
确定V带的根数 cpOt?XYR~
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw u !BU^@ P
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 Y+"1'W
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 pbx*Y`v
带长修正系数 由表6-2 KL=1 UVw^t+n
)J 'F]s
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 (7g"ppf
_m9k2[N!
取Z=2 <O+GXJ2
V带齿轮各设计参数附表 21v--wZ
liS'
各传动比 XY'=_5t
;KQU%
k$
V带 齿轮 cNd&C'/N
2.3 5.96 .:?v;rYk{
zx$YNjeV
2. 各轴转速n T~xVHk1
(r/min) (r/min) 2'fd4rE5
626.09 105.05 Xe);LhDC
Zv
%>m
3. 各轴输入功率 P wH|%3@eJ
(kw) (kw) {"'M2w:|D1
2.93 2.71 @(#vg\UH
}uIQ@f`
4. 各轴输入转矩 T /l7 %x.
(kN·m) (kN·m) XCI
43.77 242.86 Iy_5k8]
Ic&~iqQ
5. 带轮主要参数 I7U/={[J
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) V(TtOuv
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 *)Pm
带的根数z WHC/'kvF
160 368 708 2232 B 2 EGD{nE
8[@,i|kgg0
6.齿轮的设计 $s_k/dM~&
/H<{p$Wd
(一)齿轮传动的设计计算 51ViJdZ
bhUE!h<
齿轮材料,热处理及精度 V=ll 9M
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 }Q`+hJ0
(1) 齿轮材料及热处理 o`CM15d*7o
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 (3N/DY1/
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 Z RjM^
d;
② 齿轮精度 Q9cSrU[$
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 3N > V
sl
Qb^{`
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 XgxO:"B
按齿面接触强度设计 p.:|Z-W$
N #v[YO`.
确定各参数的值: yq.@-]ytZ
①试选=1.6 "7sv@I_j
选取区域系数 Z=2.433 @|(cr: (=H
qq!ZYWy2
则 _EMXx4J
②计算应力值环数 R_j.k3r4d
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) wbWC &X.
=1.4425×10h SXsszb:_
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) "vk]y
③查得:K=0.93 K=0.96 _7N?R0j^9N
④齿轮的疲劳强度极限 ]n4PM=hz
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: #_ulmB;
[]==0.93×550=511.5 T4W20dxL7
~Y43`@3H:
[]==0.96×450=432 ddL3wQ
许用接触应力 $x }R2
i@:^b_
⑤查课本表3-5得: =189.8MP i3XtrP""
=1 Ju>QQOxi|
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 Pac ^=|h<q
=4.47×10N.m t!wbT79/
3.设计计算 4(,.<#
①小齿轮的分度圆直径d K cex%.
G739Ne[gL
=46.42 &DGqY5=
②计算圆周速度 ~
tR!hc}
1.52 #reR<qp&]
③计算齿宽b和模数 yuC"V'
计算齿宽b X,3"4 SK
b==46.42mm Dz hLb8k
计算摸数m dZ"}wKbO
初选螺旋角=14 u"5/QB{
= #U0| j?!D
④计算齿宽与高之比 e|C2/U-
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 )T '?"guh`
=46.42/4.5 =10.32 V@+sNM
⑤计算纵向重合度 oBmv^=cH
=0.318=1.903 @j\;9>I/
⑥计算载荷系数K }vZfp5Y
使用系数=1 I!F&8B+|
根据,7级精度, 查课本得 R;AcAJ;
动载系数K=1.07, C=;}7g
查课本K的计算公式: %^W(sB$b
K= +0.23×10×b <.g)?nj1
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 \Uh/(q7
查课本得: K=1.35 s
j-oaWt
查课本得: K==1.2 8Ud.t=2
故载荷系数: j^/<:e c.
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 Wv3p!zW3I
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 [*K9V/
d=d=50.64 $lB!Q8a$
⑧计算模数 NjS<DzKhK
= %A
5s?J?
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 H1~9f{
由弯曲强度的设计公式 'n{=`e(}cI
≥ s4 ,`
ZLaht(`+
⑴ 确定公式内各计算数值 Dt5AG
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m Nba1!5:M
确定齿数z 0dx%b677d
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 pb<eg,
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 Ku6ndc
Δi=0.032%5%,允许 O 8 l`1
② 计算当量齿数 y2g)*T!m
z=z/cos=24/ cos14=26.27 o7tlkSZ
z=z/cos=144/ cos14=158 _ y'g11 \
③ 初选齿宽系数 C^JtJv
按对称布置,由表查得=1 g:^Hex?Yfd
④ 初选螺旋角 7F]oK0l_
初定螺旋角 =14 Ai%Wt-
⑤ 载荷系数K Y}}1]}VIK
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 |p/[sD+M
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y Ye^#]%m
查得: c-~i=C]
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 ]q#"8=
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 R74RJi&
M;g"rpM
⑦ 重合度系数Y /.mx\_$
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 c#9=o;1El
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 "2!5g )iO
=14.07609 d<]eJ{
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 s7`2ky()kz
⑧ 螺旋角系数Y oj6=.
轴向重合度 =1.675, J"eE9FLM
Y=1-=0.82 HlxgJw~<
7
A{R0@
⑨ 计算大小齿轮的 gf;B&MM6
安全系数由表查得S=1.25 Ta8lc %0w3
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 06af{FXsGb
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 F{&0(6^p!
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 IjPtJwW`A
查课本得到弯曲疲劳强度极限 *6(/5V
小齿轮 大齿轮 #%CB`l
27JZwlzZ
查课本得弯曲疲劳寿命系数: RLVz "=
K=0.86 K=0.93 {f6~Vwf
-!j5j:RR
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 5'rP-z~
u
[]= (Kkqyrb
[]= zM%2h:*+{
N@? z&urQi
e&pt[W}X%u
大齿轮的数值大.选用. 2G/CN"
.A6Jj4`-
⑵ 设计计算 Wh?3vZ^
计算模数 z}$!B.)
Coe%R(x5
t] G hONN
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: ]1bN cq2I
ynq^ztBVe
z==24.57 取z=25 /a-OBU
CDFX>>N
那么z=5.96×25=149 #
i|pi'Ij
F$,i_7Z&6
② 几何尺寸计算 H1ox>sC
计算中心距 a===147.2 4:s!mHcz
将中心距圆整为110 4^w`]m
78zwu<ET
按圆整后的中心距修正螺旋角 mk`#\=GE
$gcC}tX
=arccos x1.yi-
fXx !_Z
因值改变不多,故参数,,等不必修正. G8CM
Q[% +y.
计算大.小齿轮的分度圆直径 FHyyZ{"
m@c\<-P
d==42.4 Cbr>\;sc2Z
,6T3:qkkvF
d==252.5 Ei\tn`I&
!-|{B3"6
计算齿轮宽度 >~* w
,uhOf! |
B= -*0U&]T
.5YW>P V
圆整的 ujoJ6UOG
v?#W/].C+
大齿轮如上图: ~i9'9PHX@
/-C6I:
Ov~>* [
E<4'4)FHuQ
7.传动轴承和传动轴的设计 kiR+ Dsl
!Im{-t
1. 传动轴承的设计 H.s:a#l?
A}(Q^|6
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 %@x.km3e2
P1=2.93KW n1=626.9r/min ^yVKW5x
T1=43.77kn.m drf?7%v
⑵. 求作用在齿轮上的力 OOX[xv!b
已知小齿轮的分度圆直径为 M@78.lPS
d1=42.4 20k@!BNq
而 F= 222Mm/QN
F= F &0%x6vea
Y.v. EZ
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 9/I|oh_
G
/4#A|;d_
"~ eF%}.
L{AfrgN
⑶. 初步确定轴的最小直径 ?CUGJT
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 M"<B@p]rk:
nEboet-#D0
YgW 50)q^
e?)ic\K
从动轴的设计 hy{1 Ea/T
#u<n .
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, zDx*R3%
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M I`FqZw
⑵. 求作用在齿轮上的力 a+ lGN
已知大齿轮的分度圆直径为 kF29~
d2=252.5 0GP\*Y8
而 F= ntt:>j$
F= F AvEd?
Tg|/UUn
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 7,&M6<~
UbSAyf
UKBaGX:v
t*{BN>B
⑶. 初步确定轴的最小直径 E\dJb}"x %
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 A/w7(
,"EgYd8-'
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 1/%g
VB8
查表,选取 lzup! `g
=E10j.r
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 $`Hb-
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 @eU5b63jM
19.oW49Sw
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 N9=1<{Z
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 W$ag
|WV
Hklgf
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. iW,fKXuo&y
r\DA&b
D B 轴承代号 ~Ddlr9Ej
45 85 19 58.8 73.2 7209AC #Z>EX?VS:
45 85 19 60.5 70.2 7209B vo JmNH
50 80 16 59.2 70.9 7010C Nr#" 5<W
50 80 16 59.2 70.9 7010AC ~gJJ@j 0n
o"-*,:Qe
IFfB3{J
8Jb N&C
3C7}V{?
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 }{(J*T
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, <Gkmk?x`A
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. mKN#dmw6
T5b*Ia
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. !au%D?w
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, X4{O/G
高速齿轮轮毂长L=50,则 Qq*Ks
5
)CM3vL {
L=16+16+16+8+8=64 [OK(
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. moT*r?l
Os>^z@x
5. 求轴上的载荷 D3xyJ
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, aq-R#q
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. UK!PMkX
Lx#CFrLQ*
N~t4qlC/
'&42E[0P
Bq4^nDK
$zv&MD!&h
E/IoYuB
X8Y)5,`s
.Qz412
*p Q'w
WO]9\"|y
传动轴总体设计结构图: I5mtr
h}SP`
x}B_;&>&"_
MQvk&
AX
(主动轴) ~H1ZQ[
%|\Af>o4d
a7YzX5n
从动轴的载荷分析图: 6<qVeO&uZ
sm9/sX!
6. 校核轴的强度 gof'NT\c
根据 $-ICTp
== `m7w%J.> n
前已选轴材料为45钢,调质处理。 )g
; !IL
查表15-1得[]=60MP odaCKhdk
〈 [] 此轴合理安全 [B+]F~}@
Gw1Rp
8、校核轴的疲劳强度. FBGe s[,
⑴. 判断危险截面 SQ0?M\D7
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. fv+t%,++:
⑵. 截面Ⅶ左侧。 >pRC$'Usx
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 vtu!* 7m
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 L=# nnj-
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 8o%g2 P9.
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 7*I:cga
截面上的弯曲应力 v{c,>]@
%=[xc?
截面上的扭转应力 3GVS-?
== CEHtr90P
轴的材料为45钢。调质处理。 QpI\\Zt6
由课本得: U *K6FWqiB
`% ulorS
因 U6x$R O!
经插入后得 _-c1" Kl
2.0 =1.31 MR3\7D+9y
轴性系数为 rJ=r_v
=0.85 iRK&-wn
K=1+=1.82 pr?k~Bn
K=1+(-1)=1.26 z`esst\aV
所以 @t{`KB+
^
UVlh7w jg
综合系数为: K=2.8 #ni:Bwtl{
K=1.62 VqL#w<A%
碳钢的特性系数 取0.1 `)WC|= w2
取0.05 U!O"f
安全系数 P1qQ)-J
S=25.13 f(UB$^4
S13.71 j{&$_
≥S=1.5 所以它是安全的 /hp
[ +K
截面Ⅳ右侧 Vf#g~IOI
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 u?7^+z
FaQz03N\
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 F_d>@-<
C'.^2s#e8
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 M.3ULt8
AkAQ%)6qV
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 )o`[wq
截面上的弯曲应力 MN^d28^/
截面上的扭转应力 76(/(v.x
==K= ?<efKs
K= >J) 9&?
所以 ?M BOd9
综合系数为: Plj >+XRO
K=2.8 K=1.62 ]O&\P n0q
碳钢的特性系数 nq
qqP
取0.1 取0.05 XIBm8IkF
安全系数 sv)4e)1
S=25.13 a[=;6!
S13.71 ~?zu5,vb
≥S=1.5 所以它是安全的 0iI|eE o
K^e4w`F|
9.键的设计和计算 .2V?G]u
pmc)$3u
①选择键联接的类型和尺寸 e7r3o,!
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. >udu~
根据 d=55 d=65 Vl/fkd,Z
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 F60?%gg
b=20 h=12 =50 =wznkqyhi
y*e({fio_
②校和键联接的强度 $CDRIn50
查表6-2得 []=110MP s1bb2R
工作长度 36-16=20 :"'*1S*
50-20=30 L~("C
③键与轮毂键槽的接触高度 &mkL4jXG
K=0.5 h=5 *FFD G_YG?
K=0.5 h=6 5}TTf2&Xo#
由式(6-1)得: "#P#;]\ `
<[] XwIhD
<[] %?Q<
两者都合适 2"EaF^?\
取键标记为: \3T[Cy|5|
键2:16×36 A GB/T1096-1979 j[4l'8Ek
键3:20×50 A GB/T1096-1979 D<'G\#n3I=
10、箱体结构的设计 >02p,W6S>
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, 8&SWQ
大端盖分机体采用配合. 9L>73P{_
w[g`)8Ib
1. 机体有足够的刚度 kTA4!654
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 S2
MJb
Ctbc!<@o
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 rP IAu[],g
WsW] 1p
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm {7Hc00FM
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 nd"$gi
B\tm
3. 机体结构有良好的工艺性. `SQobH
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. ?Kg_bvoR
N!./u(b
4. 对附件设计 QBd4ok:R
A 视孔盖和窥视孔 y1B'_s
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 UAGh2?q2
B 油螺塞: :OV6R,
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。 "gt1pf~y
C 油标: 0|ekwTx.
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 <8^ws90Y
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. cNMDI
=R)w=ce
D 通气孔: EY0,Q {
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. ji<(}d~L*
E 盖螺钉: vj|#M/3>
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 sF3@7~m4
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. TLq^5,qG
F 位销: Y]!&, e,
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. O*%5P5'p"{
G 吊钩: Ii!{\p!
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. :q~5Xw/
UG3}|\.u
减速器机体结构尺寸如下: hFnUw26P
#e1iYFgS
名称 符号 计算公式 结果 }*S`1IWMj
箱座壁厚 10 @|{8/sOq
箱盖壁厚 9 YMVmpcz
箱盖凸缘厚度 12 sQ+s3x1y
箱座凸缘厚度 15
Tj}%G
箱座底凸缘厚度 25 O;|jLf_If
地脚螺钉直径 M24 mY]o_\`
地脚螺钉数目 查手册 6 aq\Fh7
轴承旁联接螺栓直径 M12 (\nEU! Y
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 K+~1z>&
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 DVf}='en8
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 /qFY$vj
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 G
@EEh.s9
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 xVRxKM5 {
22 t{,e{oZx
18 <[$a7l i
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 y9k'jEZ"oh
16 Wiw~oXo
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 LW#U+bv]Dq
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 <$ qT(3w<y
齿轮端面与内机壁距离 > 10 N`4XlD
机盖,机座肋厚 9 8.5 TpI8mDO\W
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) wc-v]$DW
150(3轴) ^=8/I w
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) sp+'c;a
150(3轴) ,/kZt!
]wfY<Z
11. 润滑密封设计 ,5j3(Lk
U.h2 (-p
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. ]Inu'p\
油的深度为H+ ;-_ZWk]
H=30 =34 ?H>^X)Ph
所以H+=30+34=64 M+%qVwp
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 /%gMzF
y:_>R=sw
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 o ZQ@ Yu3
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 A8-a}0Gh
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 R~eLEjezm
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 ]z#)XW3#i
*!E~4z=
12.联轴器设计 /F46Ac}I
ia-ht>F*;
1.类型选择. lr?SL\D
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 FHEP/T\5
2.载荷计算. (F9e.QyWb
公称转矩:T=95509550333.5 ,*YmXR-"
查课本,选取 vif)g6,
所以转矩 u~>G8y)k9O
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 L=fy!R
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm /^v!B`A@
!\'H{,G
四、设计小结 mU"Am0Bdjq
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。 B/o8r4[80
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。 #)@#Qd
五、参考资料目录 sKJr34
[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; &5XEjY>@
[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; s=5k7
[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; gsUF\4A(J
[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; :RxMZwa=
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 ^2{ 6W6=
[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; r=SCbv
[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。