机械设计基础课程设计任务书 A7
.[OC
|t|+pBB
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 bP6QF1L
D*`|MzlQ
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) 0kpRvdEr-
abWmPi
目 录 on(F8%]zE
G[r_|-^S
一 课程设计书 2 57)S"
! k||-Q&
二 设计要求 2 WhSQ>h!@s
`.Y["f
1B
三 设计步骤 2 06pLa3oi
f/?#
1
1. 传动装置总体设计方案 3 Z~~{!C+G
2. 电动机的选择 4 \)DP(wC
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 >;nE.]
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 ~kYUp5f
5. 设计V带和带轮 6
K-)_1
6. 齿轮的设计 8 j.sxyW?3
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 23qTmh
8. 键联接设计 26 2JYyvJ>
9. 箱体结构的设计 27 D.j'n-yw
10.润滑密封设计 30 1s=M3m&H
11.联轴器设计 30 {~k/xM.-
{IYfq)c
四 设计小结 31 d[w 'j/{
五 参考资料 32 S$+vRX7
6/wAvPB$
一. 课程设计书 <O?iJ=$
设计课题: bAeC=?U
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 /0d_{Y+9
表一: J8J~$DU\Gv
题号 V?
w;YTg
5 1@V""m
参数 1 *&+e2itmp
运输带工作拉力(kN) 1.5 ]=2Ba<)m
运输带工作速度(m/s) 1.1 )(9>r/bq
卷筒直径(mm) 200 4Ucg<Z&%
vJ7I
[Z
二. 设计要求 BP,"vq $'+
1.减速器装配图一张(A1)。 Ps+0qqT*
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 L|qQZ=
3.设计说明书一份。 Z2(z,pK
n%"q>
三. 设计步骤 ixw3Z D(>+
1. 传动装置总体设计方案 G`8gI)$u
2. 电动机的选择 ?5Wj y
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 wXMKQ)$(
4. 计算传动装置的运动和动力参数 #Bg88!-4
5. “V”带轮的材料和结构
nk>
6. 齿轮的设计 !Sy._NE`z
7. 滚动轴承和传动轴的设计 EQSOEf[
8、校核轴的疲劳强度 :`2<SF^0O
9. 键联接设计 cZk?o
10. 箱体结构设计 II3)Cz}xRG
11. 润滑密封设计 =zDU!< U
12. 联轴器设计 Yewn
-/ ;y*mP
1.传动装置总体设计方案: C$vKRg\o
#M$[C d
I$
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 9AD`,]b
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, 6b~Zv$5^Y-
要求轴有较大的刚度。 NEa:
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 y{,HpPp#o
其传动方案如下:
7"2L|fG
x9Y1v1!5Pu
图一:(传动装置总体设计图) ,aeQXI#@
01g=Cg
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 dFS>uIT7X
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 5B#q/d1/a
传动装置的总效率 i6?,2\K
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; l)[\TD
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, jGl8y!aM
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, }&I\a
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 WjW+EF8(
((Ak/ qz
2.电动机的选择 _T&?H
mcy\nAf5%
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, Y ( x_bJ
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, 9 [v=`
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 =dx!R ,Bw
'A;G[(SYy
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, "~(qp_AI
K*&M:u6E
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 'iA#lKG
L6./b;
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 RbzSQr>a\
L^i=RGx
%@#+Xpa+
方案 电动机型号 额定功率 n0F.Um
P cjAKc|N J
kw 电动机转速 k"\%x=#
电动机重量 nDuf<mw
N 参考价格 'bJ!~ML&
元 传动装置的传动比 g6{.C7m
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 L`;p.L
Bs_
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 bO 2>ced
fft FNHP
中心高 4e~^G
外型尺寸 %tul(Z~<1
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD njeRzX
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 k"D6Vyy`
k4fc5P
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 {*,~,iq
6zh<PETa03
(1) 总传动比 |x@)%QeC
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 mbB,j~;^6H
(2) 分配传动装置传动比 x;)bp7
=× 4)0 %^\p
式中分别为带传动和减速器的传动比。 mR@|] T
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 \95qH,w)T
4.计算传动装置的运动和动力参数 vQ/}E@?u
(1) 各轴转速 ]Q,;5>#W
==1440/2.3=626.09r/min PPk\W7G
==626.09/5.96=105.05r/min A'r 3%mC
(2) 各轴输入功率 psyxNM=dN#
=×=3.05×0.96=2.93kW kP~'C'5Ys
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW rCfr&>nn
则各轴的输出功率: ~,+n_KST;
=×0.98=2.989kW W,"|([t4.\
=×0.98=2.929kW x2x)y08
各轴输入转矩 w}No ^.I*4
=×× N·m cpvN
}G
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· J@D5C4>i
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m U"$Q$ OFs
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m g? N~mca$
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m ie|I*;#
=×0.98=242.86N·m _nu,ks+
运动和动力参数结果如下表 qcMVY\gi
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min (Cjnf
a 2
输入 输出 输入 输出 kms&o=^
电动机轴 3.03 20.23 1440 wI.i\S
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 \$:KfN>WY
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 KilgeN:
AQn>K{M
5、“V”带轮的材料和结构 x{4Rm,Dxn
确定V带的截型 +v4P9V|s
工况系数 由表6-4 KA=1.2 b ~DtaGh
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 j,%@%upM
V带截型 由图6-13 B型 3 i<,#FaL
j
!^Tw.Ty
确定V带轮的直径 U
|I>CDp
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm S<}2y 9F
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 0\v98g<[+
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm piYv}4;:(
Vp8t8X1`
确定中心距及V带基准长度 qu]ch&"?U
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 /2}o:vLj
360<a<1030 r/v'h@
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm <@i.~EL
#qkokV6`
初定V带基准长度 z'@j9vT
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ^0"^Xk*
1'ne[@i^/
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm U'^AJ2L8
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm :g)0-gN
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 50!/%
&v!=\Fig4
确定V带的根数 dWHl<BUm
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw we'<Y
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 dw
%aoe
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 FR~YO|4?
带长修正系数 由表6-2 KL=1 fw>@:m_bK
yXU-@~
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 NGYliP,.6
m87,N~DP
取Z=2 ;>^oe:@
V带齿轮各设计参数附表 6o@}k9AN
whb|N2
各传动比 6OYXcPW'
H /Idc,*
V带 齿轮 Ol ,;BZHc\
2.3 5.96 <S~_|Y*v
;t!n%SnK9!
2. 各轴转速n |1^>n,C
(r/min) (r/min) i`o}*`//
626.09 105.05 >)ZX
lB!`,>"c
3. 各轴输入功率 P {MmHR
(kw) (kw) #PnuR2s7.
2.93 2.71 7q bGA K
O+;0|4V%
4. 各轴输入转矩 T =ark?<E
(kN·m) (kN·m) hW*2Le!I
43.77 242.86 b i^h&H
2m.RM&TdB
5. 带轮主要参数 `-zdjc d
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) ?]%JQ]Gf*
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 FFXDt"i2
带的根数z YwGc[9=n
160 368 708 2232 B 2 `x:znp} '
gyH'92ck
6.齿轮的设计 kN uDoo]z
1|Y(XB^os(
(一)齿轮传动的设计计算 fr'M)ox1
I(BG%CO9
齿轮材料,热处理及精度 A.7:.5Cx'
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 'B}pIx6k~
(1) 齿轮材料及热处理 ~XGO^P"?
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 ".L+gn}u-
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 3oX%tx
② 齿轮精度 "^-U#f>k
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 Hh @q;0ni
1?)iCe
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 )
Kfk\
按齿面接触强度设计 #QJ
mAA
{ZFa
+
确定各参数的值: $mm =$.
①试选=1.6
?7-#iC`
选取区域系数 Z=2.433 ~45u
a
Myss$gt}
则 !f_GR Pj'
②计算应力值环数 zi:F/TlUC
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) q0WW^jwQ
=1.4425×10h BmYU#h
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) ;ak3@Uee
③查得:K=0.93 K=0.96 J<DV7zV
④齿轮的疲劳强度极限 Wu)ATs}
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: xrx{8pf
[]==0.93×550=511.5 eux_tyC
992;~lBu
[]==0.96×450=432 b3b 4'l
许用接触应力 J#*Uf>5NY
P
Y
+~,T2
⑤查课本表3-5得: =189.8MP >V(>2eD'S
=1 :NU-C!eT
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 "_+X#P
x
=4.47×10N.m )hk=wu6
3.设计计算 #1Mk9sxo
①小齿轮的分度圆直径d OXDlwbwL
7HPLD&WPt
=46.42 etf ft8
②计算圆周速度 Wq)'0U;{$
1.52 ~J2-B2S!
③计算齿宽b和模数 Z_' %'&Y
计算齿宽b o^RdVSkU;
b==46.42mm X[k-J\
计算摸数m ]6OrL
TmP
初选螺旋角=14 L5T)_iQ5
= *F:]mgg
④计算齿宽与高之比 Wy#`*h,
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 Ga f/0/|
=46.42/4.5 =10.32 Af=%5%
⑤计算纵向重合度 j>&n5?
=0.318=1.903 2a.NWJS
⑥计算载荷系数K ;t%L(J
使用系数=1 E E?v~6"&
根据,7级精度, 查课本得 ,2JqX>On>Y
动载系数K=1.07, ZJ"*A+IJx[
查课本K的计算公式: V.WfP*~NJ
K= +0.23×10×b 7qE V5!
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 `Q26Dk
查课本得: K=1.35 f<SSg*A;
查课本得: K==1.2 mXc/sh")X
故载荷系数: )I]E%ut{4,
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 +lJuF/sS8m
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 rQ}4\PTi
d=d=50.64 ]+0-$t7Y
⑧计算模数 y NV$IN%
= N(vbo
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 XeDU
,
由弯曲强度的设计公式 :Tuy]]k
≥ (/YC\x?
`H$s-PX
⑴ 确定公式内各计算数值 d\;M F
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m 3JW9G04.
确定齿数z 8e\a_R*(|
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 5YS`v#+
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 QX%m4K/a
Δi=0.032%5%,允许 b]RCe^E1
② 计算当量齿数 8e>;E
z=z/cos=24/ cos14=26.27 ?;)(O2p
z=z/cos=144/ cos14=158 >[|:cz
③ 初选齿宽系数 BCUw"R#
按对称布置,由表查得=1 gp-wlu4
④ 初选螺旋角 #PXl*~PrQ/
初定螺旋角 =14 |Q9S$l]
⑤ 载荷系数K s+zb[3}
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 D{N1.rSxv
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y {w!}:8p
查得: w41#?VC/
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 tHoFnPd\|
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 eg(xN/D
bSz6O/A/
⑦ 重合度系数Y *\VQ%_wg
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 "6Dz~5
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 twgU ru
=14.07609 ]
{NY;|&I'
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 AL|fL
⑧ 螺旋角系数Y g-^CuXic
轴向重合度 =1.675, _9n.ir5YX
Y=1-=0.82 SF_kap%JM
DVSYH{U4
⑨ 计算大小齿轮的 D%^EG8i n.
安全系数由表查得S=1.25 !Z=`Wk5
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 <R3S{ty
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 "#4PU5.
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 O')Ivm,E
查课本得到弯曲疲劳强度极限 @.0jC=!l
小齿轮 大齿轮 #{h4lte
q,:\i+>K*
查课本得弯曲疲劳寿命系数: 0A 4(RLGg
K=0.86 K=0.93 VKN^gz
*EV] 8
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 Z]SCIU @+
[]= <[~x]-
[]= vO0ql
t4gD*j6J3
!5A
nr
大齿轮的数值大.选用. vjXvjv{t
k ,<L#?,a
⑵ 设计计算 :nwcO3~`
计算模数 ~Zj?%4
-CL7^
d9Q%GG0]
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: 2&tGJq-E
gpw(j0/Fs
z==24.57 取z=25 9 l,Gd
l>qCT
那么z=5.96×25=149 q1?2
U<
{.!:T+'Xi\
② 几何尺寸计算 .5dZaI)
计算中心距 a===147.2 ,Y`C7Px
将中心距圆整为110 ^2mXXAQf7^
,/d-o;W
按圆整后的中心距修正螺旋角 <|2_1[,sl
"V9!srIC
=arccos ]AHUo;(f%
pnqjATGU
因值改变不多,故参数,,等不必修正. z4f5@
,#c-"xY
计算大.小齿轮的分度圆直径 8"<!8Img
Q]|+Y0y}X
d==42.4 VS}Vl
!4 hs9b
d==252.5 Ft>ixn
G+%ZN
计算齿轮宽度 k"sL.}$
Pu9.Uwx
B=
_8S).*
W:) M}}&H
圆整的 Ko%rB+d
[j![R
大齿轮如上图: @C!q S7k)
,U7hzBj8k
AVcZ.+?
st+Kz uK
7.传动轴承和传动轴的设计 xeHu-J!P
gq0gr?
1. 传动轴承的设计 #JW1JCT
1gt[_P2u
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 I9u=RIs
P1=2.93KW n1=626.9r/min B[$SA-ZHi
T1=43.77kn.m qb9%Y/xy
⑵. 求作用在齿轮上的力 N\Hd3Om
已知小齿轮的分度圆直径为 )b-G2< kb
d1=42.4 v(t&8)Uu
而 F= }BfwMq4E)n
F= F |BW956fBU
my} P\r.
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 3(}?f
nut7b
,>g
6OU2~6
*Z0}0<
D@Z
⑶. 初步确定轴的最小直径 |aVv Lz
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 u(~s$ENl
N&ddO-r[s
(*;u{m=
AVJF[t ,
从动轴的设计 ?Z!KV=
g_x<+3a
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, 7dakj>JM
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ::5-UxGL<2
⑵. 求作用在齿轮上的力 L*l( ~t)vF
已知大齿轮的分度圆直径为 {otvJ|'N
d2=252.5 asJYGqdF
而 F= <T}#>xHs3
F= F O@$hG8:
tT
v@8f
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N \.{JS>!
_AO0:&
c49#aNR
[6Wr
t8"
⑶. 初步确定轴的最小直径 :{AN@zC0\
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 ]MHQ"E?
F?dTCa
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 kQb0pfYs
查表,选取 s R~&S))
~ 52
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 hh?'tb{
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 DTJ
cn#a/Hx
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 *H$nydQ:
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 。 /qCYNwWH9
H{V-C_
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. m0edkt-x
hw7_8pAbh
D B 轴承代号 m=K XMX
45 85 19 58.8 73.2 7209AC >}I}9y+
45 85 19 60.5 70.2 7209B 2ReulL8j
50 80 16 59.2 70.9 7010C kj8zWG4KH
50 80 16 59.2 70.9 7010AC \uYUX~}i"
/}VQzF
<V,?!}V
ufJFS+?
xvkof
'Q)
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 }iC~B}
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, 01dx}L@hz
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. s%:fB(
a~%ej.)l
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. A/QVotcU
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, <|8l ;
高速齿轮轮毂长L=50,则 oaKf{$vg
4/jY;YN,2
L=16+16+16+8+8=64 dbLX}>
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. A`r9"([-A
`%=Jsi0.Nq
5. 求轴上的载荷 d;=,/a
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, 9,Mp/.T" \
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. 8 N` $7^^
e!8_3BE
6?lg
6a/eO
/;0>*ft4
{aL$vgYT1
98]t"ny [
g IKm
<d^7B9O?&w
WU4i-@Bm8
!$?@;}=
D6]$P%t9
传动轴总体设计结构图: GlZ9k-ZRF
~Qsj)9
+E:(-$"R
Dmi;# WY
(主动轴) %(Ys-GeGr
F:g{rm[
s`J=:>9*
从动轴的载荷分析图: &>jkfG
AN>`M?EQ
6. 校核轴的强度 L1xD$wl
根据 _HK&KY
== 6'ZnyWb
前已选轴材料为45钢,调质处理。 "{k
)nr+7U
查表15-1得[]=60MP 8_m9CQ6 i
〈 [] 此轴合理安全 t/ 1NTa
}^ <zVdwp
8、校核轴的疲劳强度. $ddYH
⑴. 判断危险截面 =Q}mJs
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. w3N%J>4_E
⑵. 截面Ⅶ左侧。 I`TD*D
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 r8%,xA&
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 (3h*sd5ly
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ?GarD3#A
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 xW9
s[X
截面上的弯曲应力 `Cf
en8
LwPM7S~ *
截面上的扭转应力 0_
\ g
== a~7osRmp0
轴的材料为45钢。调质处理。 ws?s
由课本得: 4Jr[8P0/A9
%m) h1/l
因 9u @h`
经插入后得 $0SZlq>En
2.0 =1.31 ~k0)+D}
轴性系数为 E@6r{uZ#
=0.85 (VAL.v*
K=1+=1.82 J_|}Xd)~t6
K=1+(-1)=1.26 ls\E%d
所以 t)Q@sKT6
.b`P!
综合系数为: K=2.8 bDS1'Ce
K=1.62 Z{4aGp*
碳钢的特性系数 取0.1 n E0~Y2
取0.05 Mgs|*u-5
安全系数 FTnQqDuT
S=25.13 VQ<i$ I
S13.71 zlztF$Bo
≥S=1.5 所以它是安全的 QeJ.o.m{
截面Ⅳ右侧 _`{{39 F
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 F6c[v|3
p}DF$k%`
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 B;]5,`#!
;T{/;
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 F]A~~P
,(27p6!
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 >DUE8hp;<
截面上的弯曲应力 E9B*K2l^{
截面上的扭转应力 HL}~W}!j
==K= E
D^rWE_
K= 5[2.5/
所以 %Fg8l{H3
综合系数为: Y+u-J4bj
K=2.8 K=1.62 W}2 &Pax
碳钢的特性系数 Owpg]p yVD
取0.1 取0.05 LL[#b2CKa
安全系数 .hlQ?\
S=25.13 RvS q KW8
S13.71 Y-3[KH D
≥S=1.5 所以它是安全的 $jed{N7Y
QS [B
9.键的设计和计算 +
lB+|yJ+
J&"?m.~@
①选择键联接的类型和尺寸 )=E~CpKV
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. EPe]-C`
根据 d=55 d=65 CxA\yG3L&
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 #}!>iFBcH
b=20 h=12 =50 aDl,
K;GL
(OyY_`
②校和键联接的强度 +8)]m<
查表6-2得 []=110MP ]fADaw-R
工作长度 36-16=20 4-+ozC{
50-20=30 h lkvk]v
③键与轮毂键槽的接触高度 E/7vIg
F
K=0.5 h=5 %g0z)J
K=0.5 h=6 :#\B {)(
由式(6-1)得: !0OD(XT
<[] ~1=.?Ho
<[] :q>oD-b$}
两者都合适 `
-[Bo
取键标记为: S#h'\/S
键2:16×36 A GB/T1096-1979 xQ#Akd=
键3:20×50 A GB/T1096-1979 gR;8ht(pd(
10、箱体结构的设计 ].-J.
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, 5fegWCJ
大端盖分机体采用配合. <E[HlL
Oj"pj:fB
1. 机体有足够的刚度 UbY~xs7_
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 XSp x''l
5BU%%fBJ.
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 $m:2&lU3
[%7;f|p?
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm
{b|3]_-/
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 2q-:p8
k=T-L
3. 机体结构有良好的工艺性. w>6"Sc7oc2
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. +~w?Xw,
]_ejDN\>{V
4. 对附件设计 ;]gsJ9FK<
A 视孔盖和窥视孔 "%oH@
=
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 FQk_#BkK
B 油螺塞: ]27>a"p59Y
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 k5aa>6K
C 油标: pcI&
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 8h&oSOkQk,
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. &G-#*OG
lh,ylh
D 通气孔: ka5#<J7<p
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. |
V.S.'
E 盖螺钉: %\}dbYS
'
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 R`@8.]cpPy
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. ]aC':55(
F 位销: @<D'-mMt
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. MkG`w,
G 吊钩: iK5]y+@8
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. xSpMyXrQ
u}K5/hC
减速器机体结构尺寸如下: '}jf#C1$c
.'t (-eT,
名称 符号 计算公式 结果 zwM"`z
箱座壁厚 10 IajD;V
箱盖壁厚 9 ,wtFs!8
箱盖凸缘厚度 12 )XLj[6j0
箱座凸缘厚度 15 ?^%YRB&
箱座底凸缘厚度 25 "/ tUA\=j
地脚螺钉直径 M24 $}qDV>
qo
地脚螺钉数目 查手册 6 Nb~,`bu,2
轴承旁联接螺栓直径 M12 K #qoR /:
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 FU_fCL8yA
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 j 0g5<M
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 ]b4pI*:$I
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 h5L=M^z!>
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 %04:z77
22 BZovtm3E
18 i&'#+f4t
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 ^cYStMjpy
16 kQ@gO[hS
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 kCj`V2go
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 7JbY}@
齿轮端面与内机壁距离 > 10 R[x7QlA;
机盖,机座肋厚 9 8.5 jCU=+b=
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) _Zh2eXWdjM
150(3轴) iI3v[S
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) &MCy.(jN
150(3轴) AXz-4,=xX
,"~WkLI~\t
11. 润滑密封设计 -glugVq
%b=Y
<v
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. $aB/+,
油的深度为H+ {DU"]c/S
H=30 =34 30D:ZmlY
所以H+=30+34=64 s(Z(e %
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 *i@sUM?K
M2}np
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 j7K5SS_]
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 :.Y|I[\E%
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 kW#S]fsfU
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 Hal7
MP
\Ke8W,)ew
12.联轴器设计 1o8wy_eSs
xpF](>LC(
1.类型选择. @&;(D!_&
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 Rv98\VD"
2.载荷计算. KacR?Al
公称转矩:T=95509550333.5 5?Bc
Y;
查课本,选取 (B@X[~
所以转矩 X:>$8 ^gS
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 z<hFK+j,'^
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm T'E]
i!$
AIb>pL{
四、设计小结 jAXR`D
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。 4CLsY n?
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。 C\7u<2c
五、参考资料目录 yf!,4SUkU
[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; 98GlhogWt
[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; u#1%P5r&X
[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; Pg`JQC|
[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; Ejv%,q/T(
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 ]fZ<`w8u}
[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; t-WjL@$F/
[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。