机械设计基础课程设计任务书 xoQ(GrBY
<6&Z5mpm$w
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 F_@?'#m
hcoZ5!LvT
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) CYYo+5x
NInZ~4:
目 录 p\Fxt1Y@X
_k#!^AJ}x
一 课程设计书 2 S8O,{
"gt1pf~y
二 设计要求 2 pGr4b:N
Y8c,+D,Ww
三 设计步骤 2 HLPY%VeD
ul]hvK{2
1. 传动装置总体设计方案 3 o|w
w>m
2. 电动机的选择 4 9W&nAr
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 9\uBX.]x
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 h-\Ov{~
5. 设计V带和带轮 6 X|C=Q
6. 齿轮的设计 8 %~[@5<p
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 K{:[0oIHc
8. 键联接设计 26 Js^(mRv=
9. 箱体结构的设计 27 %<`sDO6Q?
10.润滑密封设计 30 vy-q<6T}:p
11.联轴器设计 30 rDGrq9
#'n.az=1
四 设计小结 31 <fHN^O0TS
五 参考资料 32 D^6Q`o
WLiF D.
一. 课程设计书 z:=E-+
设计课题: S~)_=4Z
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 9CAu0N5<
表一: WM7LCP
题号 jhJ<JDJ?`
,y@WFRsx
参数 1 &?5me:aU
运输带工作拉力(kN) 1.5 'K\H$<CJ
运输带工作速度(m/s) 1.1 S VypR LVB
卷筒直径(mm) 200 o#>Mf464I
JvNd'u)Z<
二. 设计要求 FL b
1.减速器装配图一张(A1)。 L`(\ud
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ">MsV/
3.设计说明书一份。 <[$a7l i
gf}*}8D
三. 设计步骤 NKTy!zWh
1. 传动装置总体设计方案 BAi`{?z$<
2. 电动机的选择 uN1VkmtDO
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 N`4XlD
4. 计算传动装置的运动和动力参数 TpI8mDO\W
5. “V”带轮的材料和结构 wc-v]$DW
6. 齿轮的设计 ^=8/I w
7. 滚动轴承和传动轴的设计 .hUlI3z9
8、校核轴的疲劳强度 nw#AKtd@x
9. 键联接设计 9_8\xLk
10. 箱体结构设计 Q
pIec\a+
11. 润滑密封设计 =uEpeL~d;+
12. 联轴器设计 ryqu2>(
1/i1o nu}
1.传动装置总体设计方案: &[SFl{fx>-
;+bF4r@:+
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 zF|c3ap
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, )2# qi/
要求轴有较大的刚度。 7]ySj<1
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。 ]68FGH
其传动方案如下: !yr4B"kz
Db !8N
图一:(传动装置总体设计图) G6lC[eK
tx)$4 v
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 CIf@G>e-
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 $zF%F.rln
传动装置的总效率 X|D-[|P
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; j-VwY/X
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, H@9QEj!Y
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, P 00%EB
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 Lf%=vd
n5;@}Rai
2.电动机的选择 :{VXDT"
C%{2 sMJz
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, (nXnP{yb
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, m*YfbOhs#
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。 X|G[Ma?
8aKS=(Z!j
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, ZJm$7T)V
wLb:FB2
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 DuT6Od/f
f=VlO d
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 g-B{K "z
.lM]>y)
JYmYX-
方案 电动机型号 额定功率 ef_H*e
P X Q
CE`m
kw 电动机转速 cP\z*\dS
电动机重量 sjb.Ezoq3
N 参考价格 "C(yuVK1G
元 传动装置的传动比 B}. :7,/0
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 <QC7HR
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 l9OpaOVfJ
87W!R<G
中心高 9Kgyt
外型尺寸 OU}eTc(FeC
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD 4_sJ0 =z-
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 pLCS\AUTsv
<m\<yZ2aa
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 0rz1b6F5,
H1L)9oa
(1) 总传动比 |yz
o|%]3
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 #5kclu%L$
(2) 分配传动装置传动比 4;3Vc%
=× RgJbM\`}?
式中分别为带传动和减速器的传动比。 |=0w_)Fa]
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 d*VvQU8C
4.计算传动装置的运动和动力参数 "I:*
(1) 各轴转速 @YQ*a4`
==1440/2.3=626.09r/min ')~V=F
==626.09/5.96=105.05r/min qY'+@^<U;
(2) 各轴输入功率 ]7>#YKH.
=×=3.05×0.96=2.93kW B|yz~wuS
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW <
W`gfpzO
则各轴的输出功率: b9"t%R9/Q
=×0.98=2.989kW nw, .I [
=×0.98=2.929kW 0l& '`
各轴输入转矩 "
DLIx}
=×× N·m EJMd[hMhe
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· (aC=,5N
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m &|}QdbW
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m <[-{:dH,5
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m KdYR?rY
=×0.98=242.86N·m oXqJypR 2
运动和动力参数结果如下表 ?U[6X|1
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min SZLugyZ2Y
输入 输出 输入 输出 1gcWw, /
电动机轴 3.03 20.23 1440 _-TW-{7bh
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 maY.Z<lN
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 =nc;~u|]
@ext6cFe3<
5、“V”带轮的材料和结构 G`jvy@
确定V带的截型 s!
工况系数 由表6-4 KA=1.2 A+foc5B
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 QV HI}3~
V带截型 由图6-13 B型 C4d'z(<
m;hp1VO)
确定V带轮的直径 4)k-gKS*
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm zLJmHb{(
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s o _l_Yi
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm gq 3|vzNZ
,7:-V<'Yv
确定中心距及V带基准长度 <2%9O;bV[
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 L(cKyg[R
360<a<1030 }F/w34+;
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm O9_1a=M
Ayg^<)JWh
初定V带基准长度 &4} =@'G@
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm V!Sm,S(
WFV'^-4
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm ILl~f\xG)
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm J?X{NARt
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 febn?|@
RXcN<Y&
确定V带的根数 j$XaO%y)
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw <%%)C>l
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 ma@V>*u
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 [kqtkgK$j2
带长修正系数 由表6-2 KL=1 ~Js kA5h|&
&fWC-|
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 %Cqp88]
<]KQ$8dtD
取Z=2 <)~-]
V带齿轮各设计参数附表 yp^k;G?_d
na8`V`77
各传动比 tJ6Q7
J;n
EK[J!~
V带 齿轮 7}~w9jK"F
2.3 5.96 yhbU;qEG9
r,Xyb`
2. 各轴转速n Ug546Bz
(r/min) (r/min) +^esL9RG:
626.09 105.05 U_izKvEh
t$Ff$(
3. 各轴输入功率 P ru 9@|FgAE
(kw) (kw) ;n*|AL7(
2.93 2.71 (7b9irL&cn
YZ8[h`z
4. 各轴输入转矩 T rb4; @&
(kN·m) (kN·m) d_pIB@J
43.77 242.86 [:gg3Qzx
lOeX5%$Z
5. 带轮主要参数 [?9 `x-Q
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) )$i,e`T
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 $.d,>F6
带的根数z ]>Z9K@
160 368 708 2232 B 2 uI?Z_
f R@Cg
sw
6.齿轮的设计 ovM;6o
9DM,,h<`
(一)齿轮传动的设计计算 r5nHYV&7
,K\7y2/
齿轮材料,热处理及精度 9@ fSO<
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 =$gBWS
(1) 齿轮材料及热处理 - QY<o|
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 snfFRc(RE
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 hI*v)c
② 齿轮精度 }}]Lf 3;
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 !i (V.A
H,GjPIG
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 xl,%
Z~[
按齿面接触强度设计 u*=^>LD
EZI#CLT[
确定各参数的值: P)f8lU^z
①试选=1.6 1~~GF_l?
选取区域系数 Z=2.433 k]r4b`x`
.(cpYKFX
则 U*Y]cohh
②计算应力值环数 e<1Ewml(]
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) |36%B7H
=1.4425×10h 9XDSL[[
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) =6:9y}~
③查得:K=0.93 K=0.96 a*X{hU9P
④齿轮的疲劳强度极限 G]k[A=dg
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 2>k*9kyp
[]==0.93×550=511.5 wS9V@
D>W&#A8&y
[]==0.96×450=432 RDHK'PGA
许用接触应力 K.wRz/M&g
;K8}Yq9p9
⑤查课本表3-5得: =189.8MP gAztdAsLM
=1 5,^DT15a4P
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 )mOM!I7D@
=4.47×10N.m l\V1c90m
3.设计计算 {p/Yz#
①小齿轮的分度圆直径d 9%NsW3|
0vSPeZ
=46.42 )b]wpEFl
②计算圆周速度 +<p&Va#
1.52 +VW8{=$
③计算齿宽b和模数 8VQ!&^9!U#
计算齿宽b Os>&:{D 4!
b==46.42mm LB]3-FsU+
计算摸数m K{DmMi];I
初选螺旋角=14 }ixCbuD
= }UGSE2^1
④计算齿宽与高之比 t~K[`=G\ex
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 OZf@cOTWK
=46.42/4.5 =10.32 T>(X`(
⑤计算纵向重合度 z;9D[ME#1
=0.318=1.903 `G:1
⑥计算载荷系数K xL.m<XDL
使用系数=1 k -R"e
根据,7级精度, 查课本得 j?o6>j
动载系数K=1.07, \Q}Y"oq
查课本K的计算公式: 'JdK0w#
K= +0.23×10×b v07A3oj
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 =kwz3Wv
查课本得: K=1.35 e&i`/m5
查课本得: K==1.2 JK!`uG+v
故载荷系数: ESoC7d&.K{
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 Gq[5H(0/c
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 P(@Q[XQ2
d=d=50.64 ^}vf
⑧计算模数 WO%pX+PoH
= <Bn0wr8)\
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 *74/I>i
由弯曲强度的设计公式 %?+Lkj&
≥ xqg4b{
F`eE*&
⑴ 确定公式内各计算数值 q#8\BOTP |
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m %4M,f.[e
确定齿数z i qxMTH#!
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 @IbZci)1
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 V73/q
Δi=0.032%5%,允许
2<8l&2}7]
② 计算当量齿数 ^4]=D nd%
z=z/cos=24/ cos14=26.27 :!CnGKgt
z=z/cos=144/ cos14=158 b1'849i'y=
③ 初选齿宽系数 5$:9nPAH
按对称布置,由表查得=1 n
ei0LAD
④ 初选螺旋角 -"H$&p~
初定螺旋角 =14 lcpiCZ
⑤ 载荷系数K 7;TMxO=bra
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 NA0Z~Ug>
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y b5%<},ySq
查得: uUq= L
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 {)b
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 mc2uI-W
E+<GsN]
⑦ 重合度系数Y xuqG)HthRS
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 KCZ<#ca^
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 Ug0c0z!b
=14.07609 %o\+R0K
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 Mby4(M+&n
⑧ 螺旋角系数Y Qp:m=f6@
轴向重合度 =1.675, 2auJp
.
Y=1-=0.82 s 8K.A~5 w
ps` j>vX*
⑨ 计算大小齿轮的 oVp/EQ
安全系数由表查得S=1.25 ]i,o+xBKH
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 W<^t2 j'
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 M(\{U"%@?
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 v
\;/P
查课本得到弯曲疲劳强度极限 +CSv@ />3
小齿轮 大齿轮 wmR~e
NB^Al/V@
查课本得弯曲疲劳寿命系数: yoe@]c=
K=0.86 K=0.93 >tMI%r
Hiwij,1
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 H*N{4zBB
[]= wRK27=\z
[]= I} Q+{/?/
2Rwd\e.z
<f.Eog
大齿轮的数值大.选用. (s|WmSQ
:,$"Gk
⑵ 设计计算 y}={S,z%22
计算模数 |9FrVO$M
Vz-q7*o$S
='1hvv/
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: }Cfl|t<5f
vy={ziJ
z==24.57 取z=25 J2oh#TGp
?0sTx6x@
那么z=5.96×25=149 ;[P>
2g_mQT
② 几何尺寸计算 X$Q.A^9
计算中心距 a===147.2 hHDLrr
将中心距圆整为110 )^6Os2
(w(k*b/
按圆整后的中心距修正螺旋角 8~RJnwF^
Y8lZ]IB
=arccos 9Nv?j=*$
=h
~n5wQG
因值改变不多,故参数,,等不必修正. &?xmu204
FQ47j)p;
计算大.小齿轮的分度圆直径 tW-[.Y -M,
Tj<B;f!u
d==42.4 "VoufXM:
*0V'rH)
d==252.5 DYgB_Iak
0sme0"Sl
计算齿轮宽度 nr}Ols
@k'V`ZQF
B= Ix@B*Xz:`
,D<U PtPQ
圆整的 a+~b3
5U]@
Y?
大齿轮如上图: \>n[x;$
4"!kCUB
IQ-l%x[fue
)z4eRs F|
7.传动轴承和传动轴的设计 w5/6+@}
>@4AxV\
1. 传动轴承的设计 cF9oo%3
e0Gs|c+6
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 !su773vo
P1=2.93KW n1=626.9r/min OZ"76|H1`
T1=43.77kn.m yA_ly <
⑵. 求作用在齿轮上的力 m9&%A0
已知小齿轮的分度圆直径为 q0vZR"y
d1=42.4 Y(?SE< 4R
而 F= F`{O
F= F `Gl[e4U
Odh r=Hs
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 2*Pk1vrI
"sY}@Q7
q6>}
:7dc;WdM
⑶. 初步确定轴的最小直径 ]gaeN2
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 w8J8III\~
WQD:~*C:
7-u'x[=m
8$ #z>
从动轴的设计 X{ 6a
/_Ku:?{
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, DUF$-'A
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 87eH~&<1
⑵. 求作用在齿轮上的力 y*US^HJOZ
已知大齿轮的分度圆直径为 Ip)u6We>I
d2=252.5 A^LS^!Jz
而 F= wrX n|aV
F= F PCV#O63[
*W>, 98
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N :2C
<;o
Tm7LaM
Y>
}\'$\b
uZ>q$
F
⑶. 初步确定轴的最小直径 &}pF6eIar
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 Km,o+9?1gF
u7Ix7`V
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 "Ehh9 m1&
查表,选取 ?d{O'&|:
7y)Ar 8!D
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 u=vBjaN2_w
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 DQc\[Gq&
(~E-=+R[$&
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /;1O9HJa
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 }&2,!;"">3
b0f6p>~q^
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. _G'A]O/BZD
A,=>
|&*
D B 轴承代号 6%>'n?
45 85 19 58.8 73.2 7209AC ^3H:I8gRCl
45 85 19 60.5 70.2 7209B tns8B
50 80 16 59.2 70.9 7010C ].gC9@C:$i
50 80 16 59.2 70.9 7010AC WMoRosL74
rV
I-Yb
?3iN)*Ut
57U;\L;ZmZ
Vf(n
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 YE@!`!`d:
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, @Z~0!VY
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. 7^h*rL9
qJj5_
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. 00A2[gO9
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, V4%7Xj
高速齿轮轮毂长L=50,则 %vrUk;<35
16N`xw+{
L=16+16+16+8+8=64 OgyHX>}bH
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. !AL?bW
dC">AW
5. 求轴上的载荷 4+0:(=>[%
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, Qhn>aeW,
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. 4f,%@s)zn
MCfDR#a
}Ot2; T
rP&.`m88n
\OF"hPq
#!M;4~Sfx
mY]R~:
k5GJrK+
X]%n#\t,]
2`h
!iGZo2LV
传动轴总体设计结构图: Pexg"328
*U4eL-
S
5nri(m
/=:X,^"P
(主动轴) ("@ih]zYf
qr7_3
;KW}F|
从动轴的载荷分析图: N7qSbiRf<
V8J!8=2
6. 校核轴的强度 y+a]?`2
根据 v!?>90a
== 0SWec7G
前已选轴材料为45钢,调质处理。 ais"xm<V
查表15-1得[]=60MP \RyW#[(
〈 [] 此轴合理安全 Z6r_T
C+c;UzbD
8、校核轴的疲劳强度. '${xZrzmt
⑴. 判断危险截面 ^Zw1X6C5~
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. FDO$(&
⑵. 截面Ⅶ左侧。 1C\[n(9
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ?e!mv}B_
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 VSa#X |z
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 M&K'5G)7
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 m]:|j[!*M
截面上的弯曲应力 TW?A/GoXI
gS4@3BOw&.
截面上的扭转应力 Ucz`^}+
== 2q.J1:lW
轴的材料为45钢。调质处理。 VE5M}kDCZ
由课本得: RI
jz7ZG
(
RCQbI
因 1-60gI1)
经插入后得 ?Dk&5d^d
2.0 =1.31 8DP] C9
轴性系数为 Kr'5iFK7
=0.85 o72G oUfs
K=1+=1.82 =h9&`iwiu
K=1+(-1)=1.26 ht%:e?@i
所以 zDO`w0N
juQQ
综合系数为: K=2.8 p$
%D
K=1.62 8(c,b
碳钢的特性系数 取0.1 Ov=^}T4zl
取0.05 #^fDKM
安全系数 UFy"hJchO
S=25.13 jN43vHm\Y9
S13.71 <Sx-Ca7
≥S=1.5 所以它是安全的 z tLP {q#
截面Ⅳ右侧 K7H`Yt
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 Bdd>r#]
\-B8`ah
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Wq1%
t)Mi,ljY[
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 h{&}p-X&[
yBwgLn
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 Spossp`|
截面上的弯曲应力 hI{M?LQd
截面上的扭转应力 -mlBr63Bj
==K= ~]_gq;bG
K= 2#bpWk 9
所以 fYuz39#*
综合系数为: \.tnzP
D
K=2.8 K=1.62 5[_|+
碳钢的特性系数 vf+GC*f
取0.1 取0.05 J`*!U4
安全系数 M/X&zr
S=25.13 1\_S1ZS
S13.71
mPy=,xYyC
≥S=1.5 所以它是安全的 `|\z#Et
* 0GR
}k
9.键的设计和计算 s6|EvIVM
Rs<li\GS
①选择键联接的类型和尺寸 G/:;Qig
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. +&7D
;wj=
根据 d=55 d=65 V]V~q ]
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 e==}qQ
b=20 h=12 =50 '7UW\KEB[}
Qb}1tn)
②校和键联接的强度 #R<ErX)F
查表6-2得 []=110MP 4]F:QS%
x
工作长度 36-16=20 :qbbo~U
50-20=30 1d4?+[)gUv
③键与轮毂键槽的接触高度 8%qHy1
K=0.5 h=5 t<Iy`r71
K=0.5 h=6 tiI:yq0
由式(6-1)得: -^i[
<[] XANPI|
<[] ,,hW|CmN30
两者都合适 &>
Myf@
取键标记为: 0(2r"Hi
键2:16×36 A GB/T1096-1979 Gm0&y
键3:20×50 A GB/T1096-1979 G(2(-x"+
10、箱体结构的设计 WQ(*A
$
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, Lc<v4Bp
大端盖分机体采用配合. 6PF7Wl7.
{_GhS%
1. 机体有足够的刚度 U,?[x2LF
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 L1FTh
$wgHaSni
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 Bg"KNg
2UPqn#.3
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm MCBZq\c
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 ev}lb+pr)_
<6_RWtU
3. 机体结构有良好的工艺性.
F'!pM(+
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. EZ6\pyNB0#
K+=cNC4B
4. 对附件设计 owz6j:
A 视孔盖和窥视孔 Ifghyh<d
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 ~(( '1+
B 油螺塞: g%P6 f
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 z+RA
C 油标: n-/{H4\
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 X,)`<
>=O
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. n]?KDID;
'G6g
yO/K
D 通气孔: gLyXe,Jp
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. 8.9Z0
E 盖螺钉: ;7jszs.6%
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 yfq Vx$YL
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. zGDLF`
F 位销: Q{s9{
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. 8F?6Aq1B
G 吊钩: O] T'\6w
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. Fj?gXc5{
xc4g`Xi
减速器机体结构尺寸如下: #le1
^
<w7
_"b[UT}m
名称 符号 计算公式 结果 N-
!>\n
箱座壁厚 10 :gD=F &V
箱盖壁厚 9 fl8~*\;Xu
箱盖凸缘厚度 12 8`QbUQ6
箱座凸缘厚度 15 us/}_r74N*
箱座底凸缘厚度 25 ]LcCom:]
地脚螺钉直径 M24 b0QC91
地脚螺钉数目 查手册 6 %\i
OX|F_
轴承旁联接螺栓直径 M12 #qx$ p
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 zEHX:-f8
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 fD^$ y
8
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 [;?CO<
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 zSJSus
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 v:$Ka@v6
22 Aoi) 11>
18 } D'pyTf[
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 ,>YW7+kY
16 q9)]R
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 8>\tD
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 SauX C
齿轮端面与内机壁距离 > 10 7?U)V03
机盖,机座肋厚 9 8.5 ECZ`I Z.
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) <D_UF1Pk
150(3轴) 5]-q.A5m
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) VLdQXNg9W"
150(3轴) 2LO8SJ#
|^S{vub
11. 润滑密封设计 QfdATK P
d[0R#2y=
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<OjF1c|
油的深度为H+ CyR1.|!@
H=30 =34 )#(6J
所以H+=30+34=64 -z s5WaJn/
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 0*=[1tdWY
bfE4.YF
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 !R`E+G@
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 Em<B9S
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 IBT1If3
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 Lrrc&;
n'5LY9"
12.联轴器设计 h4 X=d5qd
[C>>j;q%
1.类型选择. EE{]EW(
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 %X5p\VS\7
2.载荷计算. wr) \GJ#>
公称转矩:T=95509550333.5 (9]8r2|.
查课本,选取 c:d.mkF\
所以转矩
;4:[kv@
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 v@&UTU
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm QC,LHt?6
&1 BACKu
四、设计小结 aVE/qXB
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。 6T9?C|q
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。 H(QbH)S$6
五、参考资料目录 1_=I\zx(
[1]《机械设计课程设计》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信远主编,1995年12月第一版; es6]c%o:t^
[2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; >WcOY7
[3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版; 6?BV J
[4]《减速器选用手册》,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版; T4JG5
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 =$wQA
[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; Q?g#?z&Pu\
[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。