机械设计基础课程设计任务书 L-z37kG^
vf6_oX<Os
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 }z{2~ 0,
(
HCB\!g
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) HE
GMwRJG
d 7vD
目 录 GPBp.$q+B
+-tvNX%IJ
一 课程设计书 2 OUCLtn\
0kxo
二 设计要求 2 ,#&\1Vxf
4CA(` _i~
三 设计步骤 2 M#o.$+Uh
tPu0r],`o
1. 传动装置总体设计方案 3 wh4ik`S 1
2. 电动机的选择 4 }
IJ
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 CqW:m*c
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 %Jy0?WN
5. 设计V带和带轮 6 Q72}V9I9
6. 齿轮的设计 8 $HVus=D"
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 TG4?"0`I5
8. 键联接设计 26 {
FVLH:{U^
9. 箱体结构的设计 27 mS?.xu
10.润滑密封设计 30 g'2'K
11.联轴器设计 30 _dOR-<
K_/-mwA v
四 设计小结 31 eeKErpj8A
五 参考资料 32 TZ#(G
hM}rf6B
一. 课程设计书 8!8 yA
设计课题: wz1fx>Q
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 mZGAl1`8
表一: UcaLi&
题号 oU/CXz?H
]2O52r
参数 1 ,H6*9!Dv2
运输带工作拉力(kN) 1.5 },r30`)Q
运输带工作速度(m/s) 1.1 :[icd2JCw]
卷筒直径(mm) 200 +/!kL0[v
j1/.3\
二. 设计要求 2.''Nt6|
1.减速器装配图一张(A1)。 FR%9Qb7
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 pkWJb!
3.设计说明书一份。 kmfz=q?
<ezv
三. 设计步骤 _H[LUl9
1. 传动装置总体设计方案 1Z9_sd~/6
2. 电动机的选择 <cC0l-=
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 J\7ukm"9
4. 计算传动装置的运动和动力参数 ahezDDR-.i
5. “V”带轮的材料和结构 yb 7
6. 齿轮的设计 O>8|Lc
7. 滚动轴承和传动轴的设计 |Z\?nZ~
8、校核轴的疲劳强度 5Q_T=TL
9. 键联接设计 q. zBm@:
10. 箱体结构设计 Gyo[C98
11. 润滑密封设计 Af*e:}}
12. 联轴器设计 B 4s^X`?z
cJb.@8^J
1.传动装置总体设计方案: w5j6RQml
f~U~f}Uw4
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 _8*}S=
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, Z0o+&3a6
要求轴有较大的刚度。 wUUDq?!k\
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。 2oY.MQD7iW
其传动方案如下:
=+I~K'2
z"cF\F
图一:(传动装置总体设计图) (~C_zG
f?KHp|
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 xZmO^F5KHj
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 l/=2P_8+Z
传动装置的总效率 P'EPP*)q
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; "EA6RFRD
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率,
$f++n5I
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, Z )Imj&;
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 nIRJ5|G(
Y}db<Cz
X
2.电动机的选择 $-HP5Kj(k-
M:%6$``
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, Ino$N|G[
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, "6[a%f#Q
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。 tyEa5sy4
$0uh8RB
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, Uavr>-
" Bz\<e&u
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 E5^P*6c(
)@vhqVv?
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 hW^*b:v{
QNH-b9u>8
[C8lMEV~
方案 电动机型号 额定功率 #3b_#+,
P Z&f@)j
kw 电动机转速 *=sMJY9#jE
电动机重量 }01c7/DRP<
N 参考价格 A*1-2
元 传动装置的传动比 cRR[ci34k
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 \a_75^2
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 *En29N#a{
F&tU^(7<
中心高 r<%ua6@
外型尺寸 <Ny DrO"C3
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 Wz8MV -D
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 2`|gnVw
J]!&E~Y
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 s6DmZ^Y%
y;\m1o2
(1) 总传动比 jkQ%b.a
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 7J[DD5
(2) 分配传动装置传动比 v)f;dq^z-
=× Y94^mt-
式中分别为带传动和减速器的传动比。 5 O'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 2l4*6rYa(
4.计算传动装置的运动和动力参数 bwC~
(1) 各轴转速 483/ZgzT`
==1440/2.3=626.09r/min iBM;$0Y
==626.09/5.96=105.05r/min ?rJe"TOIy
(2) 各轴输入功率 d3[O!4<T
=×=3.05×0.96=2.93kW #VvU8"u
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW Q)IL]S
则各轴的输出功率: '^{:HR#i
=×0.98=2.989kW rA\6y6dFs
=×0.98=2.929kW t'e\Z2
各轴输入转矩 >1$vG
=×× N·m A_4.>g
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 8v ZY+Q >
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m baO'FyCs9&
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m NimW=X;c
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m ;4'pucq5/
=×0.98=242.86N·m 7'g{:dzS*3
运动和动力参数结果如下表 m-HL7&iG$
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min W{is2s
输入 输出 输入 输出 +F4SU(T
电动机轴 3.03 20.23 1440 (-[73v-w
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 0! W$Cz[
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 tRCz[M&
Yo*.? Mq'
5、“V”带轮的材料和结构 3FgTM(
确定V带的截型 T&q0TBT
工况系数 由表6-4 KA=1.2 PB(q9gf"1}
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 %B~@wcI)W
V带截型 由图6-13 B型 Bnfp_SM
RYyM;<9F
确定V带轮的直径 a/{M2
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 6Bf aB:
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s $X_A74(
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm | zyO;
/wX5>^
确定中心距及V带基准长度 'JRYf;9c
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 o()No_.8H
360<a<1030 tJvs
?eZ)
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm :V!F~
SMn(c
初定V带基准长度 '/'dg5bfV
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm )Y &RMYy
asZ(Hz%
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm L}\ oFjVju
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm UJiy]y
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 j[${h,p?
Fnc MIzp
确定V带的根数 k@[{_@>4^
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw ]99@Lf[^f
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 [J8;V|v
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 61W[
带长修正系数 由表6-2 KL=1 >e^^YR^
I&9Itn p$
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 IKVFbTX:y
f;=<$Y>i
取Z=2 Ih<.2
V带齿轮各设计参数附表 6hiWgbE
Q*ixg$>
各传动比
rK[;wD<
mMw--Gc?
V带 齿轮 [?55vYt
2.3 5.96 ;R([w4[~
P$zhMnAAN
2. 各轴转速n X#k:J
(r/min) (r/min) WRp0.
626.09 105.05 )?{jD
d]K$0HY
3. 各轴输入功率 P |@BX*r
(kw) (kw) 9/JBn
2.93 2.71 ?k^~qlye
_>E=.$
4. 各轴输入转矩 T mRIBE9K+&
(kN·m) (kN·m) r1BL?&X-
43.77 242.86 J,*+Ak
~
8?LHYdJ
5. 带轮主要参数 n.=Zw2FE
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) <~zPt&C]V
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 4hx4/5[^
带的根数z )%09j0y>l"
160 368 708 2232 B 2 BB imP
DN;|?oNZ
6.齿轮的设计 9y*2AaxW
FEdFGT
(一)齿轮传动的设计计算 g?N^9B,$2
>U)>~SQf
齿轮材料,热处理及精度 iGN6'm`
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 ~?:>=x
(1) 齿轮材料及热处理 .=zBUvy
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 /vI"v4
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 ^Rh}[
② 齿轮精度 ]Pe8G(E!
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 u6Yp,!+
7c!#e=W@B
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 Vqr]Ui
按齿面接触强度设计 ji
C2B
ZgfhNI\
确定各参数的值: YjiMUi\V
①试选=1.6 +g;{c+Kw:
选取区域系数 Z=2.433 7Vuf4Z5
HWFLu
则 Q <ulh s
②计算应力值环数 QjKh#sU&
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) ]xGpN ]u
=1.4425×10h 5w%[|%KG:L
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) .{-X1tJ7
③查得:K=0.93 K=0.96 /VD[:sU7
④齿轮的疲劳强度极限 -O\fy!
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: dL~^C I
[]==0.93×550=511.5 ~])Q[/=p
;Sfe.ky@6
[]==0.96×450=432 CwD=nT5`
许用接触应力 _WZ{i,
AH?[K,3
⑤查课本表3-5得: =189.8MP %Fx^"
=1 vl~HV8MAv
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 #pyFIUr=w
=4.47×10N.m *'*n}fM
3.设计计算 5"ooam3
①小齿轮的分度圆直径d RKZBI?@4
2f1Q&S
=46.42 6z]y
=J
②计算圆周速度 $)$_}^.k
1.52 %K,cGgp^)
③计算齿宽b和模数 _9dW+
计算齿宽b HL-'\wtl
b==46.42mm T-h[$fxR_
计算摸数m luW"|
初选螺旋角=14 uAs!5h
= ^\[c][fo
④计算齿宽与高之比 y\,,hs
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 >
H&v
=46.42/4.5 =10.32 %{rPA3Xoy
⑤计算纵向重合度 hl0\$
=0.318=1.903 uzT+,
⑥计算载荷系数K x3sX=jIW_
使用系数=1 Cm]\5}Py
根据,7级精度, 查课本得 `q`ah_
动载系数K=1.07, W>qu~ak?x
查课本K的计算公式: QNXoAx%I
K= +0.23×10×b ?XeaoD/
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 *U}-Y*
查课本得: K=1.35 )~gIJW
查课本得: K==1.2 {jv+ JL"5
故载荷系数: =oM#]M'G+(
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 OT(0~,.GJ
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 R"l6|9tmP
d=d=50.64 Mp=T;Nz
⑧计算模数 HCCq9us
= X{(?p=]
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 j5og}Pq:
由弯曲强度的设计公式 n^b CrvD
≥ K#'$_0.
$:# :"
⑴ 确定公式内各计算数值 %YbL%i|U
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m }%AfZ2g;h
确定齿数z @.c[z D
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 VFMn"bYOB
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 1wH6 hN,
Δi=0.032%5%,允许 1k^$:'
② 计算当量齿数 KUq7Oa!
z=z/cos=24/ cos14=26.27 OnhR`
z=z/cos=144/ cos14=158 eo@8?>}{X
③ 初选齿宽系数 /n6ZN4
按对称布置,由表查得=1 WnOvU<Z
<
④ 初选螺旋角
NFP h}D
初定螺旋角 =14 E0l&d
⑤ 载荷系数K ';!-a]N
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 rA^=;?7Q
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y t: oQHhO?
查得: .z=%3p8+
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 ;(jL`L F
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 fJ0V|o
CBNt
_y
⑦ 重合度系数Y GY.iCub
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 I3b*sx$
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 4)>UTMF
=14.07609 Nr+~3:3
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 dG8mE&$g
⑧ 螺旋角系数Y w<zzS:PF*
轴向重合度 =1.675, 4P=1)t?tX
Y=1-=0.82 5`$!s17
mlLqQ<
⑨ 计算大小齿轮的 $CJf 0[|
安全系数由表查得S=1.25 "FhC"}N
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 J#FHR/zV
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 %#PWD7a\
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 ~7PiIky.
查课本得到弯曲疲劳强度极限 bfEH>pQ>#
小齿轮 大齿轮 tN_=&|{WE4
U$y wO4.
查课本得弯曲疲劳寿命系数: ==gL!e{
K=0.86 K=0.93 T31F8K3x
@GGQ13Cj(
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 P;-.\VRu
[]= Fw{68ggk
[]= a(*"r:/lD
$tXW/
D!#B*[|
大齿轮的数值大.选用. ixK9/5T
Y0-?"R8
⑵ 设计计算 evD=]iVD
计算模数 ?'|GGtvm
Ayv:Pv@
Nn-k hl|11
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: 5O]ZX3z>
]Hq,Pr_+
z==24.57 取z=25 `B&=ya|bl
98| v.d
那么z=5.96×25=149 _?y3&4N)
~3%\8,0
② 几何尺寸计算 \kf
n,m
计算中心距 a===147.2 ki}Li*)7
将中心距圆整为110 NS""][#
&cTOrG
按圆整后的中心距修正螺旋角 lZe-A/E
zHg=K /
=arccos "w0~f6o
$)c[FR~a
因值改变不多,故参数,,等不必修正. /ueOc<[8"
%X^qWKix}m
计算大.小齿轮的分度圆直径 ]dl.~;3~~
-P-8D6
d==42.4 Rq e|7/As
J>G'H)
d==252.5 N!ay#V
:xq{\"r
计算齿轮宽度 ePl+ M
R]Z#VnL@qz
B= S!x;w7j
#`U?,>2q
圆整的 t6`(9o@}
cTn(Tv9s
大齿轮如上图: n@h$V\&\iM
0-aaLC~Z>
f<$*,P
p,|)qr:M
7.传动轴承和传动轴的设计 hR:i!
t2.jg?`k
1. 传动轴承的设计 6(t'B!x
^&y*=6C
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 z.\\m;s
P1=2.93KW n1=626.9r/min &'i>d&
T1=43.77kn.m ZAeJTCCk
⑵. 求作用在齿轮上的力 fk6=;{
已知小齿轮的分度圆直径为 /X0<2&v
d1=42.4 !>!jLZ0
而 F= ;14Q@yrZ0
F= F -:Fr($^
i$}G[v<4
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 7<(U`9W/q
#K$0%0=M
q o-|.I
dD'KP4Io@
⑶. 初步确定轴的最小直径 zL50|U0H
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 $Jn.rX0}$
Y#-c<o}f
;9fWxH
>b#CR/^z
从动轴的设计 mr_NArF
WLh!L='{BK
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, 8@rF~^-_
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 3m21n7F4*
⑵. 求作用在齿轮上的力 q3-cWfU
已知大齿轮的分度圆直径为 )@y'$)5s
d2=252.5 -`Zk`s|!
而 F= k%-UW%
F= F \k6OP
rTJU)4I^h
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N GMLx$?=j
qX6zk0I a
s2 aFme
JJM!pD\h
⑶. 初步确定轴的最小直径 '&gUAt
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 ,O^kZ}b
jE5=e</
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 ;
+Ie<oW
查表,选取 IsFL"Vx
(tzAUrC
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 cZrJW
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 **6X9ZIX[
_jxysFl=
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 |qf9-36
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 。 <3=k
RJN
LcIm
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. .>y3`,0h
I3l1 _
D B 轴承代号 la]Zk
45 85 19 58.8 73.2 7209AC \tS|
N40
45 85 19 60.5 70.2 7209B cyL|.2,
50 80 16 59.2 70.9 7010C `sRys oW
50 80 16 59.2 70.9 7010AC -*?{/QmKb
[E}pU8.t6
Pb@$RAU63
$"=0{H.?
::/vDUDc
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 PbMvM
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, [t5Dd
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. (Fk&~/SP
5y~B/.YY
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. i.ivHV~-
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
Zzr
高速齿轮轮毂长L=50,则 gvP.\,U
3);Wgh6
L=16+16+16+8+8=64 'w\Gd7E
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. C\cZ
#q?:Act
5. 求轴上的载荷 Az(J@
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, M3)Id?|]6
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. +2s][^-KV
6". v6
jSvo-
H.2aoZ-w
<bBgevL+_K
Psjk
7\
}iB>3|\
v #Q(g/^
F;Ubdxwwl
.ldBl
ob(~4H-
传动轴总体设计结构图: TIP H#W:v
v%Su#xq/
[>kzQYT[
YzAGhAyw
(主动轴) i$'#7U
DEKO]i
Z3A"GWY
从动轴的载荷分析图: 8PW3x-+
=,W~^<\"
6. 校核轴的强度 ]-u>HO g\
根据 mC`U"rlK~
== _We4%
前已选轴材料为45钢,调质处理。 BH?fFe&J:`
查表15-1得[]=60MP t-J\j"~%+
〈 [] 此轴合理安全 5'3H$%dC
ebB8.(k9G3
8、校核轴的疲劳强度. TbhsOf!
⑴. 判断危险截面 M4}zRr([.5
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. K6oQx)|
⑵. 截面Ⅶ左侧。 ",Fqpu&M
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 Csx??T_>r
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 _~E_#cNn
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 (k5d.E]CK
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 @)Sd3xw[
截面上的弯曲应力 zB)wYKwZ
}kb6;4>c
截面上的扭转应力 'xc=N
== ~C;gEE-
轴的材料为45钢。调质处理。 (W$>!1~
由课本得: :.NCS`z_
=doOt 7Rj
因 l#%G~c8x
经插入后得 YU%U
2.0 =1.31 r*4@S~;
轴性系数为 wE09%
=0.85 Ng<oz*>U
K=1+=1.82 {}v<2bS
K=1+(-1)=1.26 X0gWTs
所以 G[[<-[C]5
Z <vTr6?
综合系数为: K=2.8 's6hCs&|NV
K=1.62 W2j@Q=YDS
碳钢的特性系数 取0.1 Y^J/jA0\B
取0.05 O2>W#7
安全系数 S?LUSb
S=25.13 /s~&$(d59o
S13.71 Av^<_`L:
≥S=1.5 所以它是安全的 YXjWk),
截面Ⅳ右侧 [^E{Yz=8,
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 >qjV(_?F-
#`{L_n$c
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Z }Z]["q
*%`jcF
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 23WlUM
wZ =*ejo
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 "?TKz:9r
截面上的弯曲应力 F
{T\UX
截面上的扭转应力 :\8&Th}Se
==K= YO^iEI.
K= t+Rt*yjO
所以 H@hHEzO
综合系数为: \Zms
K=2.8 K=1.62 ~`Xu6+1o
碳钢的特性系数 0I@Cx{$
取0.1 取0.05 8NzXe 7
安全系数 b9@VD)J0E
S=25.13 GLIP;)h1
S13.71 $y&1.caMa
≥S=1.5 所以它是安全的 -$m?ShDd
nH^RQ'19
9.键的设计和计算 /Jci1o
-S%)2(f^
①选择键联接的类型和尺寸 =)Q0=!%-
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. 9F"Q2^l'
根据 d=55 d=65 z ''-AH,
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 Um'r6ty
b=20 h=12 =50 [v$NxmRu
IB+)2`
②校和键联接的强度 Ghpk0ia%d
查表6-2得 []=110MP o{&UT VyGs
工作长度 36-16=20 :},/D*v
50-20=30 +O,h<*y
③键与轮毂键槽的接触高度 ]/{987
K=0.5 h=5 h8lI#Gs
K=0.5 h=6 edy6WzxBcm
由式(6-1)得: CAD:ifV
<[] qxe%RYdA'j
<[] +w
pe<T
两者都合适 kbkq.fYr
取键标记为: b_JW3l
键2:16×36 A GB/T1096-1979 E@F:U*A6%
键3:20×50 A GB/T1096-1979 E5b JIC(
10、箱体结构的设计 ';z5]O~
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, {?dW-
大端盖分机体采用配合. op%?V:
9k@`{+wmZ
1. 机体有足够的刚度 WrGz`
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 g$f;
\!tS|h
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 Ag!#epi{0
}@V,v[&e
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 $iblLZhj
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 H}$hk
/:}z*a
3. 机体结构有良好的工艺性. FiQx5}MMhu
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. p3NTI/-
Dy[
YL
4. 对附件设计 Xkv+"F=-
A 视孔盖和窥视孔 6/#5TdJA
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 (Q$]X5L
B 油螺塞: .ZxH#l _
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 92k}ON
C 油标: D?w-uR%Y
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 !I? J^0T
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. ;')T}wuq
H5N(MihT
D 通气孔: B43o_H|s
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. DvuL1MeKo
E 盖螺钉: >)N}V'9
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 .F~EQ %
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. W`PK9juu
F 位销:
qKL_1
~
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. B9_0 Yq
G 吊钩: CDcs~PR@B
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. T'*.LpNP,
sv^;nOAc
减速器机体结构尺寸如下: uK?T<3]'
_l?5GLl_F$
名称 符号 计算公式 结果 L#e|t0'#
箱座壁厚 10 ^saJfr x
箱盖壁厚 9 -BV&u(
箱盖凸缘厚度 12 XU0"f!23x
箱座凸缘厚度 15 c3lfmTT6^
箱座底凸缘厚度 25 B(MO!GNg=
地脚螺钉直径 M24 VmTk4?V4
地脚螺钉数目 查手册 6 rrSA.J{
轴承旁联接螺栓直径 M12 fxLhVJ"b
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 K@{jY\AZNx
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 iR#jBqXD
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 zYOPE 6E
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 U6=m4]~Z
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 $`'^&o;&f
22 0zpP$q$
18 P|.KMtG
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 -X4`,0y%{O
16 +V|]:{3W
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 f|VP_o<
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 "0L@cOyG
齿轮端面与内机壁距离 > 10 =]E1T8|
机盖,机座肋厚 9 8.5 !*%3um
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) Pr<?E[
150(3轴) vS<;:3
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) hJ:Hv.{`)W
150(3轴) %h%r6EB1F
A|>a
Gy
11. 润滑密封设计 kXX RMR
73xI8
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. Zt` ,DM
油的深度为H+ 4
qW)R{%
H=30 =34 oS_p/$F,
所以H+=30+34=64 dl{3fldb
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 lQ+-g#`
wU#Q>ut'%
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 00pHnNoxW
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 N=+Up\h
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 1xtbhk]D
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 w#b~R^U
<E\BKC%M
12.联轴器设计 fQx 4/4j
5WZLB =
1.类型选择. ~`N|sI,
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 j#p3c
2.载荷计算. GV[[[fu
公称转矩:T=95509550333.5 8'cDK[L
查课本,选取 oW+R:2I~O
所以转矩 F37,u|
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 xEiW]Eo
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm x@k9]6/zs
L7xTAFe
四、设计小结 5!cplx=<
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。 d#z67Nl6
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。 \|&5eeE@
五、参考资料目录 z(%Zji@!N
[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; 0^[$0]Mt[
[2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; MoFZ
[3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版; 1%=,J'AH
[4]《减速器选用手册》,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版; X>wQYIi
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 Ql V:8:H$
[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; j/Kw-h ,5"
[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。