机械设计基础课程设计任务书 D*QYKW=)
4^[
/=J}
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 gGEIK0\{
->h5T%sn
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) \%TyrY+`K
ywOmQcZ
目 录 CcY7$D
Z|I-BPyn
一 课程设计书 2 zW5C1:.3K
s9i|mVtm8
二 设计要求 2 ;}K62LSR
a ~opE!|m
三 设计步骤 2 N'QqJe7Z
,5{$+
1. 传动装置总体设计方案 3 FAw1o
2. 电动机的选择 4 {~_Y _-
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 &n>7Ir
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 *C7F2o
5. 设计V带和带轮 6 &iBNO,v
6. 齿轮的设计 8 H:Y&OZ
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
JRY_nX
8. 键联接设计 26 FY4 T(4#
9. 箱体结构的设计 27 :^#vxdIC?
10.润滑密封设计 30 _~&9*D$
{>
11.联轴器设计 30 UFw](%=&M
:IZ"D40m"
四 设计小结 31 R%"K
五 参考资料 32 D"^'.DL@wG
|55dbL$w
一. 课程设计书 8{
gXToK
设计课题: N 9LgU)-Jt
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 8EI:(NE*J
表一: <<,>S&/
题号 X#`dWNrN
ix&'0IrX*
参数 1 (` c
G
运输带工作拉力(kN) 1.5 TH:W#Ot
运输带工作速度(m/s) 1.1 uR:rO^
卷筒直径(mm) 200 wd+K`I/v7h
Q4Q pn
二. 设计要求 jn=:G+0
1.减速器装配图一张(A1)。 }`_(<H
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 cG_Vc[
3.设计说明书一份。 [Y8S[YY
t,<UohL|z
三. 设计步骤 pr rT:Y
1. 传动装置总体设计方案 -c+]Wm"\
2. 电动机的选择 "HK/u(z)
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 PVYyE3`UB
4. 计算传动装置的运动和动力参数 W5 ec
5. “V”带轮的材料和结构 tTuX\;G
6. 齿轮的设计 izuF !9
7. 滚动轴承和传动轴的设计 >2lwWXA
8、校核轴的疲劳强度 v"!4JZ%K
9. 键联接设计 K0Tg|9
10. 箱体结构设计 K 1W].(-@4
11. 润滑密封设计 \Y5W!.(%w
12. 联轴器设计 efOjTA%
f~ U.a.Fb
1.传动装置总体设计方案: ;;#`#v
`hUHel;6
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 v("wKHWTI@
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, 6N" l{!
要求轴有较大的刚度。 m4m<nnM
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 Apfnx7Fv
其传动方案如下: K{=PQ XSU
75NRCXh.
图一:(传动装置总体设计图) 4XJiIa?
lr3mE
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 kbI/4IRW
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 C5X(U:
传动装置的总效率 c$h9/H=~
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; @PSLs*
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, L:R<e#kgS
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, >*1}1~uU`'
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 @_yoX(.E&
/,tAoa~FA
2.电动机的选择 tef^ShF]
Nneo{j
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, A)NkT`<)
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, |yY`s6Uq
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。 L%h/OD
VaLs`q&3>
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, ?Bx./t><
~Xv=9@,h
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 `I;F$ `\
|i7a@'0)
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 55DE\<r
'Jj=RAV`
$xgBKD
方案 电动机型号 额定功率 TqAPAHg
P 7Y( 5]A9=
kw 电动机转速 Da1aI]{I
电动机重量 Xm!-~n@-m7
N 参考价格 diT=x52
元 传动装置的传动比 n/Dp"4H%q
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 I4c!m_sr
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 WO*9+\[v
\}"m'(\c
中心高 N#z~
外型尺寸 01@t~v3!Z
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 rf
K8q'@
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 U1R4x!ym4
-:Rp'SJ
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 g@ith&*=h
U5r}6D!)
(1) 总传动比 K_&MoyJJ9f
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 9Kv|>#zff
(2) 分配传动装置传动比 kxB.,'
=× 5Av=3[kh"%
式中分别为带传动和减速器的传动比。 BlC<`2S
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 7jG(<!,
4.计算传动装置的运动和动力参数 |oFAGP1
(1) 各轴转速 AC- )BM';
==1440/2.3=626.09r/min LHYLC>J
==626.09/5.96=105.05r/min c-4STPNQi
(2) 各轴输入功率 ,<Kx{+ [h
=×=3.05×0.96=2.93kW t?eH'*>
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW j}J Z
则各轴的输出功率: _e<o7Y@_
=×0.98=2.989kW gFN9jM
=×0.98=2.929kW k;^
:
各轴输入转矩 `ldz`yu6++
=×× N·m {]N3f[w
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· z8_XX$Mnt
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m Fke//- R
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m {8RFK4! V@
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m 0y#Ih {L
=×0.98=242.86N·m @'2m$a
运动和动力参数结果如下表 :!TIK1
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 45 >XKr.%
输入 输出 输入 输出 :l\V'=%9'@
电动机轴 3.03 20.23 1440 v3[@1FQ"
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 2f:^S/.A
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 ~mz%E
5TKJWO.
5、“V”带轮的材料和结构 I/J7rkf
确定V带的截型 $iw%(H
工况系数 由表6-4 KA=1.2 ^"8wUsP
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 Ri*3ySyb
V带截型 由图6-13 B型 e]8,:Gd(
X@A1#z+s0]
确定V带轮的直径 JK_OZ
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm fz_nsVD
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s Fj
p.T;
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm Q /x8 #X
k ]a*&me
确定中心距及V带基准长度 @* ust>7
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 es:2M |#O
360<a<1030 AONDx3[
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm >!6JKL~=
%3Z/+uT@v]
初定V带基准长度 io2)1cE&f
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm r#i?j}F}
,\)a_@@k
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm 2h=%K/hhY
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm oA-:zz>wL
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 !0VfbY9C
eDKxn8+(H
确定V带的根数 o2H1N~e#c
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw 3(E
$I5
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 `|Z}2vo;j
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 tfO#vw,@
带长修正系数 由表6-2 KL=1 si4-3eC
l ,|%7-
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 F'RUel_%
3INI?y}t
取Z=2 l:B;zi`)oB
V带齿轮各设计参数附表 &]6)LFm
{}~: &.D
各传动比 o89(
h!
tA.`k;LT
V带 齿轮 :*514N
2.3 5.96 W~n.Xeu{C
R[tC^]ai
2. 各轴转速n -NGK@Yk22
(r/min) (r/min) k`KGB
626.09 105.05 OR6ML-|
,~PYt*X4
3. 各轴输入功率 P 2!1.E5.I
(kw) (kw) b&)5:&MI
2.93 2.71 upn~5>uCP
/a9!Cf
4. 各轴输入转矩 T R{YzH56M
(kN·m) (kN·m) +xv!$gJEj
43.77 242.86 w&h2y4
;Y9=!.Ak0y
5. 带轮主要参数 Pn.bVV:
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) =JLh?Wx
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 nwI3| &
带的根数z @LE[ac
160 368 708 2232 B 2 ,Z9>h[JF
j1$8#/r;c
6.齿轮的设计 M5L{*>4|6
4Aes#{R3v
(一)齿轮传动的设计计算 E`\8TqO
<z+:j!~
齿轮材料,热处理及精度 )>\}~s
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 4p`XG1Pt
(1) 齿轮材料及热处理 `1` f*d
v
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 g:ErZ;[
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 ~!iQ6N?PY
② 齿轮精度 I_)*)d44_
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 ~^I>#Dd
qZk'tRv
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 rsNf$v-*
按齿面接触强度设计 9W7#u}Z
D0G-5}s`
确定各参数的值: w?vVVA
①试选=1.6 &-l8n^
选取区域系数 Z=2.433 km5~Gc}
I+
l% Sn#\
则 GOy%^:Xd
②计算应力值环数 WKM)*@#,
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) V ~MiO.B
=1.4425×10h bUy,5gk-
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) \YJy#2K
③查得:K=0.93 K=0.96 cR{>IH 4^
④齿轮的疲劳强度极限 w FtN+
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: Ds8
EMtS
[]==0.93×550=511.5 fIC9WbiH-
o}Cq.[G4k
[]==0.96×450=432 mABe'"8
许用接触应力 l]!9$
EpPf_ \o
⑤查课本表3-5得: =189.8MP `s#Hq\C
=1 /?-7Fg+,
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 \,UZX&ip
=4.47×10N.m zdun,`6
3.设计计算 (P|~>k
①小齿轮的分度圆直径d K ?$#ntp
H5>hx{
=46.42 w) ]H ^6
②计算圆周速度 {04"LAE
1.52 ks;%*d
③计算齿宽b和模数 q6P
wZ_
计算齿宽b VObrlOkp
b==46.42mm Kr`]_m
计算摸数m S]3Ev#>
初选螺旋角=14 Rhzn/\)|
= ~|Y>:M+0Z
④计算齿宽与高之比 g+8hp@a
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 NVV}6TUV
=46.42/4.5 =10.32 kdx
y\
jA
⑤计算纵向重合度 %bXtKhg5eJ
=0.318=1.903 ?/*~;fM
⑥计算载荷系数K 1M3%fW
使用系数=1 qf)$$ qi
根据,7级精度, 查课本得 Wo$%9!W
动载系数K=1.07, Ei>m0
~<\
查课本K的计算公式: H(^bC5'
K= +0.23×10×b %i0?UpA
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 Br>Fpe$q4
查课本得: K=1.35 36m5bYMd)
查课本得: K==1.2 9?T{}| ?
故载荷系数: 6~meM@
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 ~q0*"\Ff
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 6$ Q,Y}j
d=d=50.64 8
(jUe
⑧计算模数 + bhym+
= [p r"ZQ]
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 6qvp*35Cx
由弯曲强度的设计公式 O!1TthI
≥ (LAXM
x
bBxw#_3A?E
⑴ 确定公式内各计算数值 a)-FGP^
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m 2Nc>6
确定齿数z hmbj*8
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 \6|/RFT
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 ^
?hA@{T/1
Δi=0.032%5%,允许 CENVp"C/`
② 计算当量齿数 v]:=K-1n
z=z/cos=24/ cos14=26.27 *y[PNqyd
z=z/cos=144/ cos14=158 ']6VB,c`
③ 初选齿宽系数 ?@6b>='!
按对称布置,由表查得=1 eKZ%2|+j!7
④ 初选螺旋角 7[v%GoE
初定螺旋角 =14 X+8B!F
⑤ 载荷系数K /G{_7cb
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 e59dVFug.U
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y Si}HX!s
查得: Mc sTe|X
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 8
}'|]JK
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 ri~<~oB2:
r4_eTrC,
⑦ 重合度系数Y g8;D/
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 V)o,1
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 6&v?)o
=14.07609 0CvsvUN@
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 vy@rQC %9
⑧ 螺旋角系数Y v"u^M-_
轴向重合度 =1.675, UnWW/]E
Y=1-=0.82 r~[vaQQ6L
$e%2t^ i.g
⑨ 计算大小齿轮的 1-SVCk
-
安全系数由表查得S=1.25 8am`6;O:!
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 JEn3`B!*
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 6Q|k7*,B
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 3ucP(Ex@tg
查课本得到弯曲疲劳强度极限 #PLEPB
小齿轮 大齿轮 H!e 3~+)
R_P}~l
查课本得弯曲疲劳寿命系数: Tz&Y]#h_
K=0.86 K=0.93 ^o?S M^
H( -Y
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 <M?:
[]= +WJ(QZEhD
[]= M
s9E@E
%u{W7
#eP
LOR&q
大齿轮的数值大.选用. _K9VMczj
$Byj}^ ;1
⑵ 设计计算 = 64r:E
计算模数 84zTCX
td2/9|Q
JF9yVE -
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: j'%4{n
C=Fzu&N}
z==24.57 取z=25 #1'\.v
=%)+%[wv
那么z=5.96×25=149 Uh}seB#mJj
$V>98M>j
② 几何尺寸计算 59uwB('|lH
计算中心距 a===147.2 YEu1#N
将中心距圆整为110 Z]w#vLR
pVp:@0h
按圆整后的中心距修正螺旋角 T<yP* b2E
fpyz'
=arccos Ko>&)%))$X
0Y=![tO8
因值改变不多,故参数,,等不必修正. bZ_mYyBh
Wx'Kp+9'
计算大.小齿轮的分度圆直径 p4> $z& _
u),Qa=Wp
d==42.4 1xJ
TWWj-
q}Z3?W
d==252.5 iL{M+Ic
NIr@R7MKd
计算齿轮宽度 hlZ@Dq%f
{Ee>n^1
B= Q "r_!f
" }gVAAvc7
圆整的 _STB$cZ
ExSe=4q#
大齿轮如上图: +!-~yf#RE
F,Xo|jjj
\b'xt
u
D 5%E7
7.传动轴承和传动轴的设计 )Ag/Qep
0XwHP{XaO
1. 传动轴承的设计 7DW]JK l
pqM~l&
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 s}&bJ"!Z
P1=2.93KW n1=626.9r/min m^%|ZTrwN7
T1=43.77kn.m Z{IUy
⑵. 求作用在齿轮上的力 NW|f7
ItX
已知小齿轮的分度圆直径为 QlFZO4 P3|
d1=42.4 <BWkUZz\P|
而 F= /5AW?2)
F= F ub0zJTFJ#
Mkp/0|Q*
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 1RLY $M
<O?y-$~
sH,kW|D
;wiao(t>4N
⑶. 初步确定轴的最小直径 1PaUI#X"2F
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 ^da44Qqu
HC {XX>F^
A|#`k{+1-
5\mTr)\R
从动轴的设计 C;AA/4Ib
X#xFFDzN
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, c;f!!3&
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M pi( -A
⑵. 求作用在齿轮上的力 87!C@XlK_
已知大齿轮的分度圆直径为 js^ ,(CS
d2=252.5 A% Q!^d
而 F= [@<sFP;g
F= F Op.8a`XLt&
D\~zS`}
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 05Fz@31~
VO3pm6r5
d|9b~_::V
JE5
⑶. 初步确定轴的最小直径 $lIWd
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 H?1xjY9sl
v7
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 3:/'t{ ^B
查表,选取 l@j.hTO<
D(W,yq~7uY
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ,y`CRlr:
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 M`,~ mU
m .IU ;cR
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Y&H}xn
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 Z#d&|5Xj
zr v]
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. !"Yj|Nu6
2'jOP"G
D B 轴承代号 mM.*b@d-
45 85 19 58.8 73.2 7209AC <>xJn{f0c
45 85 19 60.5 70.2 7209B E"iUq
50 80 16 59.2 70.9 7010C <Tw>|cFT
50 80 16 59.2 70.9 7010AC p=GWq(S6
in <(g@Zg
"eWk#/
a?}
.Fs
NvE}eA#
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 zQ?!f#f
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, gwrYLZNGI
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. _CBWb
UrlM%Jnq1
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. \?>Hu
v
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, c@[:V
高速齿轮轮毂长L=50,则 8*SDiZ
CfEmT8sa
L=16+16+16+8+8=64 Q'l^9Bz
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. :Eh\NOc_O
5IOFSy`
5. 求轴上的载荷 ~I/@i
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, _EnwME{@
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 6%`&+Lq
#
?1Sm/5k`
Ng><n}
j1?j6s
=@Dwlze
\}6;Kf}\
Dih6mTP{
%+ 7p lM
-m'j]1
G CRz<)1
f:*vr['d
传动轴总体设计结构图: VUTacA Y>L
H|ozDA
!Bz0^1,L
rWys'uc
(主动轴) OJT1d-5p
[=O/1T
rqv))Zo`
从动轴的载荷分析图: 6-`|:[Q~
~DO4,
6. 校核轴的强度 I`[i;U{CK
根据 5tJ,7Y'
== hPq%Lc
前已选轴材料为45钢,调质处理。 @3fn)YQ'
查表15-1得[]=60MP 9[!,c`pw
〈 [] 此轴合理安全 _AV1WS;^^8
O/:UJ( e{
8、校核轴的疲劳强度. tH=P6vY
⑴. 判断危险截面 j Ja$a [
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. 6cqP2!~
⑵. 截面Ⅶ左侧。 ly% F."v
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 umz;F
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Q
4CjA3
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 +% /s*EC'w
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 EM>}0V
截面上的弯曲应力 ( mxT2"fC
I%|>2}-_U
截面上的扭转应力 2|\A7.
== OY[e.N
t&
轴的材料为45钢。调质处理。 (SSRY 9
由课本得: 5J8r8` t
Bq/:Nd[y
因 yA{W
经插入后得 y@CHR
2.0 =1.31 hF2IW{=!
轴性系数为 w\)|
=0.85 A!1;}x
K=1+=1.82 zMIT}$L
K=1+(-1)=1.26 nRd)++
所以 jYNrD"n
No2b"G@
综合系数为: K=2.8 :Hxv6
K=1.62 MX>[^}n
碳钢的特性系数 取0.1 F~ Lx|)0M
取0.05 4Llo`K4
安全系数 "~TA SX_?
S=25.13 QMv@:Eo
S13.71 Ym;*Y !~[
≥S=1.5 所以它是安全的 8H[:>;SI
截面Ⅳ右侧 x8GJY~:SW
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 zB yqD$
;#w3{
NB
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 h6dPO"
0!v->Dk
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 @cU&n6C@
%`Z!4L
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 G
"P4-
截面上的弯曲应力 ybp -$e
截面上的扭转应力 E*i#?u
==K= g^zs,4pPU<
K= &^4++
所以 Q1@A2+ c
综合系数为: 1}~(Yj@f%
K=2.8 K=1.62 =B.F;40
碳钢的特性系数 \W,I?Kx$
取0.1 取0.05 A$6$,h
安全系数
}-~l!
S=25.13 dH( ('u[
S13.71 <FZ@Q[RP
≥S=1.5 所以它是安全的 -*.-9B~u
4@xE8`+bG
9.键的设计和计算 n]he-NHP
eYx Kp!f
①选择键联接的类型和尺寸 n_'{^6*O
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. +{/
根据 d=55 d=65 7g_]mG[6
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 I!^O)4QRx
b=20 h=12 =50 3Gkv4,w<
vTn}*d.K=
②校和键联接的强度 EYA,hc
查表6-2得 []=110MP qx%}knB
工作长度 36-16=20 Yup3^E
w&
50-20=30 hpU2
③键与轮毂键槽的接触高度 &c1A*Pl/:G
K=0.5 h=5 R##~*>#
K=0.5 h=6 >rvQw63\
由式(6-1)得: rx}r~0i
<[] JchSMc.9
<[] 23gPbtq/
两者都合适 '(/7[tJ
取键标记为: Q|@4bz i)
键2:16×36 A GB/T1096-1979 z?35=%~w
键3:20×50 A GB/T1096-1979 d^`?ed\1
10、箱体结构的设计 !W?gR.0$=
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, -lv)tHs<
大端盖分机体采用配合. 5 (A5Y-B
JfPD}w
1. 机体有足够的刚度 0]4(:(B
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 0V?F'<qy
6^DR0sO
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 64
5z#_}C$
{p,]oOq\
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 Dl}$pN
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 Dwzg/F(
#Qkroji
qw
3. 机体结构有良好的工艺性. --DoB=5%8
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. A~mum+[5
G+F:99A
4. 对附件设计 =z8f]/k*>
A 视孔盖和窥视孔 M8u<qj&<O
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+pmS#>_
B 油螺塞: "!EcbR
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。 x,'!eCKN
C 油标: CJhL)0Cs
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 0Zg%+)iy@
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. Qa.uMq
zen*PeIrA^
D 通气孔: =)7s $
p
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. I"`M@ %
E 盖螺钉: &