机械设计基础课程设计任务书 *w&e\i|7
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课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 A^g(k5M*
TOt dUO
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) V0@=^Bls
}#fbbtd
目 录 COlqcq'qAu
/:
"1Z]@
一 课程设计书 2 f|5co>Hk
qX%_uOw:%
二 设计要求 2 )7F/O3Tq
.*oU]N%K=
三 设计步骤 2 `?]k{ l1R
ye&;(30Oq
1. 传动装置总体设计方案 3 kVgTGC"L=
2. 电动机的选择 4 CJY$G}rk
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 P:c w|Q
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 ^q5#ihM
5. 设计V带和带轮 6 oR'm2d ^
6. 齿轮的设计 8 zX[U~.
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 0mE 0 j
8. 键联接设计 26 [0!( xp^
9. 箱体结构的设计 27 %b$>qW\*&
10.润滑密封设计 30 ZK,G v
11.联轴器设计 30 j#|ZP-=1_
4?kcv59
四 设计小结 31 K;?+8(H
五 参考资料 32 e'~3oqSvR
>MZ/|`[M
一. 课程设计书 yWK)vju"
设计课题: (PLUFT
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 6K^#?Bn;
表一: wk^B"+Uhy
题号 #a#F,ZT
{7[Ox<Ho
参数 1 BmT! aue
运输带工作拉力(kN) 1.5 C|bET
运输带工作速度(m/s) 1.1 6nn*]|7
卷筒直径(mm) 200 K(4_a``05
%{W6PrY{
二. 设计要求 "oyo#-5z
1.减速器装配图一张(A1)。 /ZX}Nc g
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 =X}J6|>X
3.设计说明书一份。 vM={V$D&
UQsN'r\tS
三. 设计步骤 hrk r'3lv
1. 传动装置总体设计方案 E.h*g8bXe
2. 电动机的选择 }f ?y*
H
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 F59 TZI
4. 计算传动装置的运动和动力参数 inL(X;@yo
5. “V”带轮的材料和结构 + {]j]OP
6. 齿轮的设计 iZmcI;?u
7. 滚动轴承和传动轴的设计 >P(.:_^p
8、校核轴的疲劳强度 HS$r8`S?)
9. 键联接设计 C!gZN9-
10. 箱体结构设计 i8p6Xht
11. 润滑密封设计 gXU8hTd8
12. 联轴器设计 +`4A$#$+y
WH\d| 1)
1.传动装置总体设计方案: +@UV?"d
@ Qe0! (_=
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 }p
V:M{Nu&
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, hH.G#-JO
要求轴有较大的刚度。 x`s>*^
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。 'u658Tj
其传动方案如下: [g,}gyeS(
YSMAd-Ef-
图一:(传动装置总体设计图) #yen8SskB
!D6]JPX
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 `cO:<^%
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 buC{r,
传动装置的总效率
kAx4fE[c
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; al0L&z\
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, -j(6;9"7]|
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, `oJ [u:b
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 zs;JJk^
PF2nLb2-
2.电动机的选择 *hrd5na
1YA% -~
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, BUFv|z+H
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, hZ3bVi)L\
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。 ysN3
9mgIUjz
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, G3]4A&h9v~
0(Ij%Wi,
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 6@o*xK7L
oU|c.mYe
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 b6[j%(
V~bD)?M
e!`i3KYn"
方案 电动机型号 额定功率 |{;G2G1[
P )"LJ
hLg
kw 电动机转速 g}i61(
电动机重量 N [@?gFtT
N 参考价格 zi:BF60]=
元 传动装置的传动比 v=k$A
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 =43auFY-P
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 mmsPLv6
]4{H+rw
中心高 l0]
EX>"E
外型尺寸 Q\)F;: |
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 _ |p8M!
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 |}1dFp
E4!Fupkpf
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 A
>$I
-T+
>7r!~+B"9'
(1) 总传动比 CARzO7b\w
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 S'14hk<
(2) 分配传动装置传动比 X8|EHb<
=× )+M0Y_r
式中分别为带传动和减速器的传动比。 /=h` L,
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 ':W[ A
4.计算传动装置的运动和动力参数 zzz3Bq~
(1) 各轴转速 -8Xf0_
==1440/2.3=626.09r/min -N@|QK>
==626.09/5.96=105.05r/min *H122njH+T
(2) 各轴输入功率 h~26WLf.
=×=3.05×0.96=2.93kW /bEAK-
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW fh{`Mz,o
则各轴的输出功率: Ie^l~Gb
=×0.98=2.989kW :LTN!jj
=×0.98=2.929kW KG@8RtHsQ
各轴输入转矩 &{RDM~
=×× N·m zJXplvaL;
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· j9,P/K$:w
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m !c-*O<Y
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m *kVV+H<X|b
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m {T8Kk)L
=×0.98=242.86N·m
Y~Ifj,\
运动和动力参数结果如下表 ':}\4j&{E
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min jtc~DL
输入 输出 输入 输出 b2]Kx&!
电动机轴 3.03 20.23 1440 Mlq.?-QgIL
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 9Ee'Cm
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 BD-AI
W`&hp6Jq
5、“V”带轮的材料和结构 P&q7|ST%N
确定V带的截型 7rPF$ \#
工况系数 由表6-4 KA=1.2 iOdpM{~*
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 ?}7p"3j'z
V带截型 由图6-13 B型 0Qd:`HF[
_FEFx
确定V带轮的直径 SzRmF1<
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 875od
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 1sCR4L:+
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm {PmZ9
&0f,~ /%Z
确定中心距及V带基准长度 8X0z~&
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 'n|5ZhXPB
360<a<1030 ^t"'rD-I
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm \Roz$t-R|f
QM]YJr3rE
初定V带基准长度 MfQ!6zE
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm c"Sq~X
!by\9
?n
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm :L;a:xSpn=
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm !Uc T RI
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 z] Ue|%K
l(q ,<[O
确定V带的根数 2
FFD%O05
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw cAc@n6[`3
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 d| {r5[&
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 ]_f<kW\1*
带长修正系数 由表6-2 KL=1 H.2QKws^F
HmwT~
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 m`_ONm'T&
UDni]P!E
取Z=2 km40qO@3
V带齿轮各设计参数附表 Uwi7)
gdoLyxQ
各传动比 _[y/Y\{I
p^_yU_
V带 齿轮 AK#1]i~
2.3 5.96 wT\49DT"7
9S -9.mvop
2. 各轴转速n -]=@s
(r/min) (r/min) <|\Lm20G]
626.09 105.05 $\! 7 {6a
RGU\h[
3. 各轴输入功率 P N36_C;K-z
(kw) (kw) |W\(kb+
2.93 2.71 u4_9)P`]0
yA>nli=
4. 各轴输入转矩 T -GgA&dh
(kN·m) (kN·m) ; Hd7*`$
43.77 242.86 J'2X&2
BCcjK6'
5. 带轮主要参数 ujucZ9}yd
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) \j)E5b+
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 l$'wD hN*
带的根数z lA-h`rl/
160 368 708 2232 B 2 PzR[KUK
-R6)ROGl
6.齿轮的设计 g>9kXP+
6u}</>}
(一)齿轮传动的设计计算 ;Q&5,<
N)j
yH}s<@y;7
齿轮材料,热处理及精度 Ib0ZjX6
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 ilva,WFa^
(1) 齿轮材料及热处理 `V3Fx{
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 +t:0SRSt
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 5P$4 =z91
② 齿轮精度 1>&]R=
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 +&"zU GTIc
y#$CMf
-q^
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 R^e.s
-
按齿面接触强度设计 OaZQ7BGq
:U(A;U1,
确定各参数的值: XF_pN[}
①试选=1.6 2,P^n4~A?w
选取区域系数 Z=2.433 Zoc0!84<z
*r% c
则 <1COZ)
②计算应力值环数 tlt*fH$.
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) j9OG\m
=1.4425×10h .k
\@zQ|Ta
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) @{pLk4E
③查得:K=0.93 K=0.96 bD8Gwi=iiu
④齿轮的疲劳强度极限 M {Q;:
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: .q 3/_*
[]==0.93×550=511.5 <kd1Nrr!p
[=]4-q6UN
[]==0.96×450=432 lo!+f"7ym\
许用接触应力 ")HFYqP>9
E1U",CMU
⑤查课本表3-5得: =189.8MP aCLq k'
=1 ;l-!)0U
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 G<^{&E+=
=4.47×10N.m 78H'ax9m
3.设计计算 _OC<[A
①小齿轮的分度圆直径d nL.<[]r
+|>kCtZH%
=46.42 Q( {
r@*g
②计算圆周速度 _Z,\Vw:\F
1.52 w~?~g<q
③计算齿宽b和模数 oD1/{dRzj
计算齿宽b S+ ^E.
b==46.42mm Zdo'{ $
计算摸数m Yr=Y@~ XL
初选螺旋角=14 f &wb
= Wh2tNyS
④计算齿宽与高之比 0|\$Vp
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ?r+-
=46.42/4.5 =10.32 Z} r*K%
⑤计算纵向重合度 wtV#l4
=0.318=1.903 c>~*/%+
⑥计算载荷系数K 3%;a)c;D
使用系数=1 R=
o2K
根据,7级精度, 查课本得 ;H.^i|_/
动载系数K=1.07, WPG(@zD
查课本K的计算公式: PO7Lf#9]
K= +0.23×10×b @\P;W(m.i
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 pDCeQ6?
查课本得: K=1.35 kO*$"w#X[p
查课本得: K==1.2 5vZ^0yFQ
故载荷系数: X~,aNRy
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 r7,t";?>
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 LRG6:&
d=d=50.64 Yv!a88+A8M
⑧计算模数 QM#4uI55B
= P{+T<bk|
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 #@~+HC=
由弯曲强度的设计公式 O,h ;hQZ
≥ |:<f-j7t~
SHo$9+
⑴ 确定公式内各计算数值 VsE9H]v
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m {_Rr 6
确定齿数z Jrpx}2'9:a
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 Z//+Gw<'
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 vf%&4\ib
Δi=0.032%5%,允许 }\:NuTf
② 计算当量齿数 6@0OQb
z=z/cos=24/ cos14=26.27 %k?U9pj^
z=z/cos=144/ cos14=158 YCM]VDx4u1
③ 初选齿宽系数 Om@C
X<(9C
按对称布置,由表查得=1 K;z7/[%
④ 初选螺旋角 364`IC( a
初定螺旋角 =14 | Aw%zw1@
⑤ 载荷系数K lun\`f 5Q
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 *P2S6z2
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y $!yW_HTx
查得: jesGV<`?l
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 ^y1j.M@q
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 #(JNn'fzq
h*$y[}hDuv
⑦ 重合度系数Y gPsi
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 &wCg\j_c
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 |O9O )o
=14.07609 j<@lX^
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 E:}r5S)4
⑧ 螺旋角系数Y A.F738Zp{Z
轴向重合度 =1.675, sN2p76KN
Y=1-=0.82 ~h85BF5
JYd 'Jp8bP
⑨ 计算大小齿轮的 gSUcx9f]
安全系数由表查得S=1.25 Y
M\ K%rk
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 K&70{r
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 ^ ALly2
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 A}N?/{y)G
查课本得到弯曲疲劳强度极限 HbAkZP
小齿轮 大齿轮 -w_QJ_z_
ime\f*Fg
查课本得弯曲疲劳寿命系数: oxkoA
K=0.86 K=0.93 v+`N*\J_
iS Gq!D
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 V(6Z3g
[]= ^,_w$H
[]= ,\ k(x>oy
lWc:$qnR-K
E}p&2P+MR
大齿轮的数值大.选用. s<_)$}
W7\f1}]H
⑵ 设计计算 +hT:2TXn
计算模数 ytoo~n
@EpIh&
Q/_f
zg
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: EzV96+
db6b-Y{
z==24.57 取z=25 (Cd\G=PK
4/1d&Sg
那么z=5.96×25=149 xScLVt<\e
a]/>ra5{
② 几何尺寸计算 ws|;`
计算中心距 a===147.2 b6F4>@gjg
将中心距圆整为110 Uo>]sNP~
/8g^T")
按圆整后的中心距修正螺旋角 )Es"LP]
qI<mjB{3`
=arccos /[)qEl2]K
ul2")HL];
因值改变不多,故参数,,等不必修正. O0No'LVu
k_q0Q;6w!l
计算大.小齿轮的分度圆直径 k
|%B?\m
k"]dK,,
d==42.4 jvFTR'R)=
NchXt6$i9
d==252.5 Boz@bl mCB
<U >>ZSi
计算齿轮宽度 .!,z:l$Kh
5HO9+i
B= @8^[!F
8C~]yd
圆整的 kO{s^_qR^c
@reeO=
大齿轮如上图: I_rO!
\y)
tAte)/0C
*nsAgGKKM^
7.传动轴承和传动轴的设计 O1*NzY0Y%-
S. q].a
1. 传动轴承的设计 ANSFdc
glXZZ=j
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 .Pw\~X3!
P1=2.93KW n1=626.9r/min ),!;| bh
T1=43.77kn.m 6 9NQ]{1
⑵. 求作用在齿轮上的力 P2'DD 3
已知小齿轮的分度圆直径为 Ve!fU
d1=42.4 ixQJ[fH10
而 F= bk^TFE1l
F= F e `,ds~
(tGY%oT"
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N ez!C?
Adgc%
.#
hq/k*;
o b|BXF
⑶. 初步确定轴的最小直径 q)vplV1A
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 Nn"+w|v[ev
{aJJ`t
qt^T6+faaQ
| j a-
从动轴的设计 'ao"9-c
e|D;OM
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, %ck]S!}6
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M `zt_7MD
⑵. 求作用在齿轮上的力 z,:a8LB#[
已知大齿轮的分度圆直径为 `o?Ph&p}
d2=252.5 f'{]"^e=
而 F= DHT&,=
F= F @%lBrM
L%c0 Z@[~
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N n`
TSu$
]
0m&(9
"0k8IVwp
a~!G%})'a
⑶. 初步确定轴的最小直径 -,{-bi
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 ^ Dt#$Z
qTo-pAG`
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 N**g]T
0`
查表,选取 pOkLb
#
R$Tp8G>j
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 lP!;3iJ B
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 "a/ Q%.P
\7
NpT}dj
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 P7f,OY<@%o
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 。 ^T,Gu-2>
d@G}~&.|
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. )Cw `"n
k` (jkbEZ
D B 轴承代号 LJTQaItdqJ
45 85 19 58.8 73.2 7209AC PeE/iZ.
45 85 19 60.5 70.2 7209B ~w;]c_{.b
50 80 16 59.2 70.9 7010C uH;-z_Wpn!
50 80 16 59.2 70.9 7010AC _:B1_rz7,
u}|%@=xn
2JS`Wqy
awUx=%ERtA
R?EASc!b
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 79yd&5#e?
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, =FT98H2*|
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. fn/7wO$!
S"hTE7`
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. tDCw-
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, d@3}U6,
高速齿轮轮毂长L=50,则 EK$Kee}~
`g1iCF
L=16+16+16+8+8=64 UYtuED
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 7 #=}:3c
oq_6L\
~
5. 求轴上的载荷 35x 0T/8
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, leiW4Fj
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. %&\ jOq~
@MK"X}3
=_8Tp~j
@i3bgx>_o
}Y17*zp%
TV}}dw
35*\_9/#
90Hjx>[
$8BE[u|H2
2qO3XI
6R29$D|HFO
传动轴总体设计结构图: **[Z^$)u(
CC3v%^81l^
)P>u9=?,=E
;*[9Q'lI*
(主动轴) \ M/6m^zS
,s^<X85gp\
Bfv.$u00p
从动轴的载荷分析图: J%]D%2vnk`
'iLH `WE
6. 校核轴的强度 8%~t
根据 FCc=e{
== 3v!~ cC~cI
前已选轴材料为45钢,调质处理。 D["MUB4l
查表15-1得[]=60MP v}v 5
〈 [] 此轴合理安全 I6LD)?
GW2')}g
8、校核轴的疲劳强度. U~2`P
⑴. 判断危险截面 #m8sK(#lo
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. yO>V/5`
⑵. 截面Ⅶ左侧。 gK3Mms]}m
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 "MiD8wX-
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 )DUL)S
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 fH8!YQG8$
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 Gr(|Ra.
截面上的弯曲应力 uC]Z8&+obb
^Dx#7bsDZR
截面上的扭转应力 H%z@h~s>
== 4o9$bv
轴的材料为45钢。调质处理。 !@
YXZ
由课本得: \`xkp[C
396R$\q
因 wX'}4Z=C~
经插入后得 IdM*5Y>f
2.0 =1.31 } IlP:
轴性系数为 Pcu|k/tk
=0.85 ]R_G{%
K=1+=1.82 q?~Rnv
K=1+(-1)=1.26 chAan~r[*
所以 |Zq\GA
O(OmGu4%
综合系数为: K=2.8 }G1&]Wt_
K=1.62 77:'I
碳钢的特性系数 取0.1 %TK&)Q% h5
取0.05 w&lZ42(mF
安全系数 xKJ>gr"w#
S=25.13 \-.
Tg!Q6
S13.71 BEw{X|7
≥S=1.5 所以它是安全的 (clU$m+oXX
截面Ⅳ右侧 Y~"9L|`f/
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 Ud3""C5B
S>ugRasZ$
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Xi~9&ed#$i
GzdgL"M[
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 e!o(g&wBj
$+:(f{Va*
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 D&[Z;,CHMA
截面上的弯曲应力 4S *,\ q]q
截面上的扭转应力 }#aKFcvg
==K= }#b
%"I0
K= %N~;{!![p
所以 c d%hW
综合系数为: KP~-$NR
K=2.8 K=1.62 xtJAMo>g
碳钢的特性系数 0MpS4tW0=
取0.1 取0.05 6f}e+ 80
安全系数 X7e/:._SAH
S=25.13 hmGdjw t$
S13.71 v'nHFC+p
≥S=1.5 所以它是安全的 Uh+jt,RB`
`Ei"_W
9.键的设计和计算 PqhlXqX9
aii'}c
①选择键联接的类型和尺寸 *j<@yG2\gP
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. MCAXt1sL&E
根据 d=55 d=65 8!j=vCv
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 HtzMDGV<
b=20 h=12 =50 M1uP\Sa
!Y%D
9
②校和键联接的强度 xzK>Xi?
查表6-2得 []=110MP z]>9nv`b
工作长度 36-16=20 ^W['A]l
50-20=30 kukaim>K
③键与轮毂键槽的接触高度 Cj$H[K}>
K=0.5 h=5 =8S}Iat
K=0.5 h=6 b]dxlj}
<
由式(6-1)得: ?-{IsF^
<[] {Tx 3$eU
<[] Y\u_+CG*
两者都合适 #KJZR{
取键标记为: J3\)Jy
键2:16×36 A GB/T1096-1979 fMB4xbpD
键3:20×50 A GB/T1096-1979 kv%)K'fU4
10、箱体结构的设计 s=\7)n=,M
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, R1 qMg+
大端盖分机体采用配合. Spc&X72I
QX/]gX
1. 机体有足够的刚度 KW:r;BFx
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 X)NWX9^;'
/'NUZ9
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 K-<n`zg3
z9fNk%
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 mdt
?:F4Q
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
/Ef4EX0
D`fc7m
3. 机体结构有良好的工艺性. \#_@qHAG
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. <
[w++F~
cqHw^{'8
4. 对附件设计 7CYH'DL
A 视孔盖和窥视孔 Ebbe=4
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 ^~*8 @v""
B 油螺塞: &X7ttB"#h
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。 S r[IoF)
C 油标: o5V`'[c
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 iGyVG41U
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. Z#@6#S`
AYYRxhv_,
D 通气孔: 9`,,%vdj
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. r"1A`89
E 盖螺钉: @ p"NJx"
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 U!_sh<
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. $;ch82UiX
F 位销: *\C}Ok=
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. sV&`0N
G 吊钩: i~ROQMN1
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. *+&z|Pwv[^
e8 v; D
减速器机体结构尺寸如下: I@+lFG
Ckw83X
名称 符号 计算公式 结果 i$g|?g~]
箱座壁厚 10 d[yrNB6|
箱盖壁厚 9 U=M#41J
箱盖凸缘厚度 12 ltP
箱座凸缘厚度 15 Bac?'ypm
箱座底凸缘厚度 25 *(>Jd|C
地脚螺钉直径 M24 *j/uihY
地脚螺钉数目 查手册 6 YlG;A\]k
轴承旁联接螺栓直径 M12 "C?:T'dW
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 MyK^i2eD
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 z{@=_5;
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 IBzHR[#,^
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 i:\bqK
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 '/n\Tg+
22 Bfu/9ad
18 T27:"LVw
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 rrW! X q
16 jw%fN!?
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 wYC9~ms-
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 R
A*(|n>
齿轮端面与内机壁距离 > 10 bbM4A! N
机盖,机座肋厚 9 8.5 a"MTQFm'
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) Cb+P7[X-
150(3轴) 1 VPg`+o
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) aS3P(s L
150(3轴) (Be$$W
aA7S'[NjB
11. 润滑密封设计 BYTXAZLb
9Kq<\"7Bmz
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. YmdsI+DbIu
油的深度为H+ f|;HS!$
H=30 =34 kOo>Iy
所以H+=30+34=64 ;:-}z.7Y
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 tzx:*
W,0KBkkp
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 7)g;Wd+H
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 n5/ZJur
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 DX]z=d)tc
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 PEMxoe<+
E!r4AjaC
12.联轴器设计 2l]C55p)s
$%lHj+(
1.类型选择. *g}vT8w'}
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 zS&7[:IRs'
2.载荷计算. ju
@%A@s
公称转矩:T=95509550333.5 E&}H\zt#
查课本,选取 !NlB%cF
所以转矩 {"qW~S90YO
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 R4hav
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm \ x>NB
$`cy'ZaF
四、设计小结 |DdW<IT`0
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。 Lh8#I&x
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。 e7)> U!9c9
五、参考资料目录
Y-
z~#;
[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; U"jUMOMZ;
[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; 853]CK<
[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; n^g-`
[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; <v1_F;{n
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 J
tn&o"C
[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; ee__3>H"/
[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。