机械设计基础课程设计任务书 FY'f{gD^
w$p v
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 6|zA,-=
"m!Cl-+u
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) c9Cp!.#*E
PKP(:3|
目 录 @A:Xct
"G<^@v9
一 课程设计书 2 g;-CAd5
{9z EnVfg
二 设计要求 2 (*|hlD~
hE>Mo$Q(
三 设计步骤 2 n04Zji(F@
K\uR=L7
1. 传动装置总体设计方案 3 lOVsp#
2. 电动机的选择 4 IkD\YPL;
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 ]]Wa.P~]O
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 y0Ag px
5. 设计V带和带轮 6 |S/nq_g]
6. 齿轮的设计 8 t/HE@xPxI5
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 n]|[|Rf1
8. 键联接设计 26 t;
"o,T
9. 箱体结构的设计 27 xK
/NzVt
10.润滑密封设计 30 oM J5;
11.联轴器设计 30 ?L'ijzP
lE /"
四 设计小结 31 pVLfZ?78
五 参考资料 32 [}.OlR3)
k{uc%6s
一. 课程设计书 _Nlx)Y R
设计课题: ^ygN/a>rr
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 {,,w5/k^
表一: j`(o\Fd )
题号 aabnlOVw
8
"|')f#
参数 1 ji:JLvf]%
运输带工作拉力(kN) 1.5 ob-y {x,R
运输带工作速度(m/s) 1.1 6*Rz}RQ
卷筒直径(mm) 200 Busxg?=
(eFHMRMv~
二. 设计要求 LsoP >vJG
1.减速器装配图一张(A1)。 M{Wla7
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
nz~3o
3.设计说明书一份。 [*Wq6n
}qRYXjS
三. 设计步骤 5e6 f)[}
1. 传动装置总体设计方案 gM '_1zs
U
2. 电动机的选择 ">j}!n
8J
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 = ;4cDmZh
4. 计算传动装置的运动和动力参数 h:}oUr8
5. “V”带轮的材料和结构
(0bvd
6. 齿轮的设计 Dqs{n?@n
7. 滚动轴承和传动轴的设计 g/)mbL>=
8、校核轴的疲劳强度 M| :wC
9. 键联接设计 KC[ql}JP
10. 箱体结构设计 kFg@|#0v9
11. 润滑密封设计 :<r.n
"
12. 联轴器设计 !?,7Cu.5#6
&!SdO<agZ
1.传动装置总体设计方案: )v
!GiZ"7
wM9HZraB<
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 P-o/ax
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, G>&Ta p>
要求轴有较大的刚度。 O~?H\2S
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。 _bRd2k,
其传动方案如下: :m#[V7
hLK5s1#K
图一:(传动装置总体设计图) aDceOhfx
va 7I_J
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 AqnDsr!
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 awxzP*6
传动装置的总效率 -5B>2K F
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; gT8Q:8f:
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, R!{^qHb
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, @`t#Bi9
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 p)2
!_0
r{2V`h1/|
2.电动机的选择 iXLODuI
{;mT.[
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, bvn%E
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, q9+`pj
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。 ]+4QsoFNt
8.JFQ/)i
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, 5\!t!FL_
.kwz$b+h
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 b-!+Q)
;|yd}q=p
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 j}s<Pn%4
/Uxp5 b h
JJC YM
方案 电动机型号 额定功率 @~p;.=1]F
P Df hu
kw 电动机转速 Cj/J&PDQ
电动机重量 5z/*/F=X
N 参考价格 Y9<N#h#
元 传动装置的传动比 yj$a0Rgkv
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 IN^dJ^1+
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 #!.26RM:P
b;;mhu[D
中心高 }R&5Ye
外型尺寸 L.ML0H-
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 Z:(Zy
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 f[ 'uka.U
C}'Tmi
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 rbt/b0ET
w|,BTM:e
(1) 总传动比 Z>l%:;H
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 0PP5qeqN2n
(2) 分配传动装置传动比 "L9yG:
=× 0Z4o3r[
式中分别为带传动和减速器的传动比。 TC* 78;r
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 (O!Q[WLS
4.计算传动装置的运动和动力参数 rYI7V?
(1) 各轴转速 q)f-z\
==1440/2.3=626.09r/min Ze.\<^-t
==626.09/5.96=105.05r/min =O
o4O CF2
(2) 各轴输入功率 umuE5MKY<
=×=3.05×0.96=2.93kW HU1ZQkf
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW eEmuE H@X
则各轴的输出功率: ^q}cy1"j"
=×0.98=2.989kW elDt!9Pu
=×0.98=2.929kW oYmLJzCf
各轴输入转矩 eqQ=HT7J
=×× N·m G~X93J
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· g4f:K=5:
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 2A(?9
R9&h
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 7 (kC|q\4M
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m c( 8>|^M
=×0.98=242.86N·m P*:9u>
运动和动力参数结果如下表 5H79-QLd
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min J ?^R1
输入 输出 输入 输出 lN~V1(1B
电动机轴 3.03 20.23 1440 \'hZm%S
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 PC)aVr?@@
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 UlQS]f~
:lE_hY
5、“V”带轮的材料和结构 sLze/D_M*
确定V带的截型 U#6<80Ke
工况系数 由表6-4 KA=1.2 ^-2|T__
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 %DhM }f
V带截型 由图6-13 B型 _ K Ix7
vhd +A
确定V带轮的直径 7'zXf)!
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm L0X/
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s D^)?*(
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm T)o>U&KNP
;ZoEqMv
确定中心距及V带基准长度 "I,=L;p
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 TD-o-*mO
360<a<1030 952l1c!
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm zVvL!
vHXCT?FuG
初定V带基准长度 ;~-M$a
}4
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm G\(cnqHk
n?:%>O s$
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm .]YTS
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm UvF5u(o
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 fM`.v+
}D[j6+E
确定V带的根数 Z=dM7 Lj*
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw "A]#KTP
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 bm poptfL
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 +~$pkxD"
带长修正系数 由表6-2 KL=1 T^icoX=c4
w:+&i|H >
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 NXX/JJ+w
N6HeZB":
取Z=2 8d7 NESYl
V带齿轮各设计参数附表 G|YNShK4=9
H[RX~Xk2E
各传动比 [@_W-rA
]0XlI;ah
V带 齿轮 F:og :[
2.3 5.96 AsI\#wL)
;0lY_ii
2. 各轴转速n l5#SOo\
(r/min) (r/min) GOOm] ]I
626.09 105.05 dNf:I,<DCf
On|b-
3. 各轴输入功率 P 7,zE?KG /
(kw) (kw) '<s54 Cb
2.93 2.71 OA^6l#
&->ngzg
4. 各轴输入转矩 T |nfMoUI
(kN·m) (kN·m) E\ls- (,
43.77 242.86 CeeAw_*@
BOWBD@y
5. 带轮主要参数 IdM~'
Q>\
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) jweX"G54R
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 wh)F&@6 R!
带的根数z C57m{RH
160 368 708 2232 B 2 B$n 1k45
CW2)1%1iz
6.齿轮的设计 D*j^f7ab
ITg<u?z_
(一)齿轮传动的设计计算 I _gE`N
5 5m\,UG7
齿轮材料,热处理及精度 L^r & .N\
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 ~>HzAo9e
(1) 齿轮材料及热处理 Rw|'LaW
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 8NiR3*1
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[&"KA
② 齿轮精度 PfZS"yk
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 [F'|KcE3
ZPyzx\6\
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 L7d1)mV
按齿面接触强度设计 6JDaZh"=K
*ziR &Fr!
确定各参数的值: &w#!
①试选=1.6 TN1pg
选取区域系数 Z=2.433 DU0/if9.
D}q"^"#T
则 ,zltNbu\.(
②计算应力值环数 ZZ7qSyBs?
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) P RWb6
=1.4425×10h t*=[RS*
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) @p
L9a1PJv
③查得:K=0.93 K=0.96 }!AS?
④齿轮的疲劳强度极限 3iIy_nWC
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: Aeb(b+=
[]==0.93×550=511.5 p,goYF??
>m>F {v
[]==0.96×450=432 $[A\i<#
许用接触应力 )](ls@*
!:^q_q4
⑤查课本表3-5得: =189.8MP .VCY|KZ
=1 jYFJk&c
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 l! F$V;R
=4.47×10N.m 0RT 8N=B83
3.设计计算 =/!lK&
①小齿轮的分度圆直径d O\ZC$XF
gvA}s/
=46.42 -GAF>
②计算圆周速度 TI4Hu,rc
1.52 Lwr's'ao.
③计算齿宽b和模数 WVdV:vJ-
计算齿宽b N/bOl~!y
b==46.42mm _&uJE&xl}
计算摸数m r3l1I}
初选螺旋角=14 R}ki%i5|
= Y~WdN<g
④计算齿宽与高之比 P:"R;YCvE
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 >fH0>W+!
=46.42/4.5 =10.32 2.D2
o
⑤计算纵向重合度 fF(2bVKP:
=0.318=1.903 2R[v*i^S
⑥计算载荷系数K +e>SK!kB7
使用系数=1 UK
':%LeL
根据,7级精度, 查课本得 2n:<F9^"
动载系数K=1.07, BJj'91B[d
查课本K的计算公式: E^1yU
K= +0.23×10×b P`biHs8O
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 IT| h;NUG
查课本得: K=1.35 2~kx3` Q
查课本得: K==1.2 /)ZjI
W"|
故载荷系数: jHFjd'
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 OS(`H5D
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 xMJ-=
d=d=50.64 .xT?%xSi/
⑧计算模数 5 pCicwea#
= uY]';OtG
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 4uXGpsL
由弯曲强度的设计公式 >w3C
Ku<
≥ aTvyzr1
JtFq/&{i
⑴ 确定公式内各计算数值 QVT0.GzR
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m qs]W2{-4~
确定齿数z Z",0 $Gxu
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 8W&1"h`
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 1)z'-dQ-5$
Δi=0.032%5%,允许 bpY*;o$~
② 计算当量齿数 Ne
u$SP
z=z/cos=24/ cos14=26.27 mI&3y9; (
z=z/cos=144/ cos14=158 @K"$M>n$Z
③ 初选齿宽系数 $<-a>~^Tp
按对称布置,由表查得=1 *d8
%FQ
④ 初选螺旋角 ozOc6
初定螺旋角 =14 J_)F/S!T
⑤ 载荷系数K C6>_wl]
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 @WazSL;N
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y [r2V+b.C
查得: qjRbsD>
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 #?Ix6 {R
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 Yup#aeXY/
Y$OE[nGi%X
⑦ 重合度系数Y }oD^tU IK
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 gYt=_+-
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 nzbVI
=14.07609 2z;nPup,
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 >FeCa
hFn
⑧ 螺旋角系数Y l(1.Ll
轴向重合度 =1.675, Lum=5zDo
Y=1-=0.82 U>n[R/~]
s58dHnj5+
⑨ 计算大小齿轮的 +184|nJ<2
安全系数由表查得S=1.25 ?jmL4V2-f
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 jct=Nee|
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 GN(,` y
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 rrC\4#H[??
查课本得到弯曲疲劳强度极限 ;QVTb3Th
小齿轮 大齿轮 6# bTlmcg
MHp:".1
查课本得弯曲疲劳寿命系数: Eg&5tAyM
K=0.86 K=0.93 # a4OtRiI
}S*]#jr&
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 |J@
&lBlq
[]= %4R1rUrgt|
[]= IT#Li
07=I&Pum
}x#e.}hf&
大齿轮的数值大.选用. O=LW[h!
3;jxIo$,
⑵ 设计计算 ;wJe%Nw?
计算模数 W NeBthq6
HP7~Zn)c
.p Mwa
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: E>/~:
P
B-x_D
z==24.57 取z=25 cBbumf 9C
tZx}/&m-
那么z=5.96×25=149 3_9CREZCl
TC2%n\GH*
② 几何尺寸计算 RnC+]J+?4
计算中心距 a===147.2 V60"j(
将中心距圆整为110 =[:E
FjizPg/|!
按圆整后的中心距修正螺旋角 30SQ&j[N]
MSBrI3MqQ
=arccos !?).4yr
G{,DoCM5WL
因值改变不多,故参数,,等不必修正. 1R yE8DdP
0Ntvd7"`}
计算大.小齿轮的分度圆直径 p{v*/<.;
T.')XKP)1N
d==42.4 +e.w]\}
.v}|Tp&k
d==252.5 EbX!;z
H2Z
e\c
计算齿轮宽度 k'
Fu&r
;/pI@Ck
B= L<iRqayn
Ahba1\,N$
圆整的 D@.qdRc3
/d!
大齿轮如上图: 6ce-92n
1tI=Dwx
@TXLg2
E^c*x^
7.传动轴承和传动轴的设计 wD$UShnm9-
;PMh>ZE`
1. 传动轴承的设计 h~CLJoK<
X's<+hK&
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 rev*G:
P1=2.93KW n1=626.9r/min v@M^ukk'}
T1=43.77kn.m 53a^9
⑵. 求作用在齿轮上的力 y5O &9Ckw
已知小齿轮的分度圆直径为 ,p(&G_
d1=42.4 dVHbIx
而 F= k 9z9{
F= F <;~u@^>
Fzt?M
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N -MTYtw(
mb1c9
1 ^= QIX
6'@ {
*
u
⑶. 初步确定轴的最小直径 [>\|QS|
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 > l0H)W
+Y~5197V
CAs:>s
'8
=EA:fq
从动轴的设计 :|n iFK4
PcU~1m1
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, ?8GS*I
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M h"0)spF"d
⑵. 求作用在齿轮上的力 C}Kl!
已知大齿轮的分度圆直径为 Fr
d2=252.5 25{_x3t^
而 F= bDtb6hL
F= F <"P-7/j3j
}58MDpOF1
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 9CeR^/i
je2_.^
1nskf*Z
[p`5$\e
⑶. 初步确定轴的最小直径 T+$H[&j
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 IY#:v%U
oR=i5lAU
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 !+^'Ej)z
查表,选取 TxP+?1t
0zq'Nf?#3
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 !#O[RS
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 U"p</Q
Z}dK6h5+'
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 9 =;mY
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 y-1e(:GF
!ou#g5Q@z
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. +C{-s
L4g%o9G
D B 轴承代号 IFX$\+-
45 85 19 58.8 73.2 7209AC EaO@I.[
45 85 19 60.5 70.2 7209B !`Rh2g*o9
50 80 16 59.2 70.9 7010C ;X,u
50 80 16 59.2 70.9 7010AC x [FLV8`b|
`)n4I:)2
YNU}R/u6^
EX`P(=zD
PX
8 UVA
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 St-uE|8
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, xLz=)k[''
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. ump~)?_B
)S)L9('IxT
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. -Ks>s
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|$qVh>
高速齿轮轮毂长L=50,则 AC)
M2;
%SM;B-/zHt
L=16+16+16+8+8=64 RP&bb{Y
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. zN4OrG0
)|F|\6:ne
5. 求轴上的载荷 |@Tga_0p
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, 86r5!@WN
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. V)`2Kw
??rS h Mu
C9n%!()>
'YNaLZ20
'pdTV:]zA
<>cS@V5j
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"ZuuSi
-u2i"I730
g`7XE
~Iu! B
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传动轴总体设计结构图: {4 Of.
nM
)C^$3<t
+L(amq;S
3FEJ
9ZyG
(主动轴) -Mt
5< s
\oQ]=dDCd%
Y?T{>"_W
从动轴的载荷分析图: GF'wDi}
g*|j+<:7
6. 校核轴的强度 5gszAvOO
根据 ]rmBM
== OW:*qY c;:
前已选轴材料为45钢,调质处理。
CT|+?
查表15-1得[]=60MP :QCL9QZ'
〈 [] 此轴合理安全 WeI+|V$
!*IMWm>
8、校核轴的疲劳强度. ::L2zVq5V
⑴. 判断危险截面 bQAznd0
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. +8=$-E=
⑵. 截面Ⅶ左侧。 97}]@xN=
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 g8),$:Uw
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 _B4&Fb.
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 DA=U=F
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 3:%k
pnO
截面上的弯曲应力 <Ox[![SR
#c!:&9oU
截面上的扭转应力 <G"cgN#]
== CU$khz"
轴的材料为45钢。调质处理。 3JoY-
由课本得: r@r%qkh(.@
b^Hrzn
因 C
\ Cc[v
经插入后得 ffCDO\i({
2.0 =1.31 vNv?trw
轴性系数为 H/8^Fvd
=0.85 ?-??>& z
K=1+=1.82 !`ol&QQ#
K=1+(-1)=1.26 #GsOE#*>T
所以 wAMg"ImJ
T&U}}iWN
综合系数为: K=2.8 UuG%5 ZC
K=1.62 5'lVh/
碳钢的特性系数 取0.1 pjl%Jm
取0.05 &|SWy
2N
安全系数 f^%3zWp|-
S=25.13 M8^ID #
S13.71 Z[vx0[av&
≥S=1.5 所以它是安全的 VA/2$5Wu
截面Ⅳ右侧 ~z[`G#dU
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ;qx#]Z0 <
>Wg=
Tuef
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 tzI|vVT,
68%aDs
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 u09Tlqh0 3
+sNS
截面Ⅳ上的扭矩为 =295
w7)pBsI
截面上的弯曲应力 B5\l&4X
截面上的扭转应力 F)P:lvp<r
==K= LUbhTc
K= ci,(]T+!
所以 H`[FC|RYyE
综合系数为: 'CBwE&AL
K=2.8 K=1.62 L
K&c~
Uy
碳钢的特性系数 Y;af|?U*6:
取0.1 取0.05 iGW(2.Z
安全系数 2BY|Cp4R
S=25.13 88Pt"[{1
S13.71 _/[qBe
≥S=1.5 所以它是安全的 L03I:IJ
U$:^^Zt`B
9.键的设计和计算 T!
}G51
QPy h.9:N
①选择键联接的类型和尺寸 ^Ks1[xc* `
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. T*p7[}#
根据 d=55 d=65 [gzaOP`f
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36
ff9m_P
b=20 h=12 =50 'O%*:'5k
F"Dr(V
②校和键联接的强度 :GvC#2p
查表6-2得 []=110MP !&%KJS6p4
工作长度 36-16=20 Yjg$o:M
50-20=30 PvKGB01_
③键与轮毂键槽的接触高度 VnuG^)S
K=0.5 h=5 NK-}[!f
K=0.5 h=6 ~HY)$Yp;
由式(6-1)得: #kQ! GMZH
<[] $#^3>u
<[] )~M@2;@L
两者都合适 l_yy;e
取键标记为: W{Qb*{9
键2:16×36 A GB/T1096-1979 u`EK^\R
键3:20×50 A GB/T1096-1979 _9oKW;7f7
10、箱体结构的设计 =u0=)\0@r
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, hGFi|9/-u
大端盖分机体采用配合. %g*nd#wG
\Vv)(/q {
1. 机体有足够的刚度 xpZ@DK;
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 padV|hF3(e
0ytAn+/"x
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 Ob%iZ.D|3<
-0uGzd+m*
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm H#F"n"~$
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 [6@bsXiw
QVn2`hr
3. 机体结构有良好的工艺性. |
{zka.sJ
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. E;yr46
DmoY],9I+p
4. 对附件设计 w2$ L;q
A 视孔盖和窥视孔 \>T1&JT
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 [:,|g;=Y}
B 油螺塞: ldG8hK
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。 L9[m/(:y
C 油标: qPN
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 ;8F6a:\v
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. r?`nc6$0|
vr>J$(F
D 通气孔: }zo-%#
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. hAi'|;g
E 盖螺钉: VQ~eg wJL
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 ^')4RU
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. F&/}x15
F 位销: J(~xU0gd'
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. _qit$#wK;
G 吊钩: d76C]R5L
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. (yu0iXZY
IxP$lx
减速器机体结构尺寸如下: jaTCRn3|<
i;)r|L`V?
名称 符号 计算公式 结果 @[(%b{TE;
箱座壁厚 10 Dx3Sf}G
`
箱盖壁厚 9 iow8H' F
箱盖凸缘厚度 12 )o_$AbPt
箱座凸缘厚度 15 Z=?qf$.}
箱座底凸缘厚度 25 I8hmn@ce
地脚螺钉直径 M24 %ye4FwkRy
地脚螺钉数目 查手册 6
BgG+
轴承旁联接螺栓直径 M12 dZbG#4oO
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 )\0c2_w>
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 #`Et{6WS
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 w<4){.dA
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 !FnH;
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 "V_PWEi
22 @*LESN>T@t
18
t#g6rh&
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 DU4Prjb'
16 K>$od^f%c
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 k}Vu!+c z
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 M*c`@\
齿轮端面与内机壁距离 > 10 8eoDE. }
机盖,机座肋厚 9 8.5 7,"1%^tU
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) ex2*oqAdX
150(3轴) 5G=CvGu
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) 5k}UXRB?
150(3轴) pr-!otz
p.1|bXY`
11. 润滑密封设计 i_&&7.
'm"H*f
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. sOW-GWSE<
油的深度为H+ T[eTT]Z{Ia
H=30 =34 GRj{*zs
所以H+=30+34=64 6q8qq/h)
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 XH2g:$
M|`%4vk>
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 ,[^P
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 =RUKN38
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 M ~!*PCd5
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 Rm *"SG
4aZsz,=
12.联轴器设计 w>rglm&
2Sb~tTGz79
1.类型选择. Vo(d)"m?
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 s6). ?oE
2.载荷计算. DjL(-7'p
公称转矩:T=95509550333.5 88)0Xi|]KP
查课本,选取 )WEyB~'o
所以转矩 "Rs^0iT7>
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 kAbT&Rm"
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm Q:kpaMA1P
*Xl&N- 04
四、设计小结 4y21v|(9
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。 **0Y*Ax@
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。 NRq
jn; ,+
五、参考资料目录 'n.eCdj
[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; m2<sVTN`^
[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; ~"}-cl,
[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; "W:'cIw
[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; ~`mOs1 d
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 ;U}lh~e11
[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; lgA9p
4-
[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。