机械设计基础课程设计任务书 u
e
M"s:*c_6
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 Gchs$^1`t
n]4Elrxx
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) Lks+FW
DN=W2MEfc
目 录 4l*cX1!
?d?.&nt
一 课程设计书 2 ;g#nGs>
](s5;ta
二 设计要求 2 .kuNn-$
7@gH{p1
三 设计步骤 2 9Ca0Tu
?nL,Otz
1. 传动装置总体设计方案 3 {#?|&n<
2. 电动机的选择 4 aizws[C
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 _>`9]6\&
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 Yh!k uS#<
5. 设计V带和带轮 6 (c}!gjm
6. 齿轮的设计 8 q#8\BOTP |
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 cjGN=|`u
8. 键联接设计 26 C"5P7F{
9. 箱体结构的设计 27 q~aj"GD
10.润滑密封设计 30 @.k^ 8hc
11.联轴器设计 30 yId1J
85dC6wI4K
四 设计小结 31 v36Z*I6)5
五 参考资料 32 |LLpG37_
~cO iv
一. 课程设计书 o58c!44
设计课题: 29G el
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 `q^qe> '
表一: (AjgLNB
题号 YhRy
C*b
,']CqhL6=R
参数 1 vmNI$KZM
运输带工作拉力(kN) 1.5 {0,6-dd5
运输带工作速度(m/s) 1.1 <a_(qh@B
卷筒直径(mm) 200 I<<1mEk
-:r<sv$
二. 设计要求 =#Jx~d [C
1.减速器装配图一张(A1)。 M/[_~
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 4/*@cW
3.设计说明书一份。 P $y'``
z8kebS&5
三. 设计步骤 uR2|> m
1. 传动装置总体设计方案 / s Apj
2. 电动机的选择 lZIJ[.
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 F" M/gy
4. 计算传动装置的运动和动力参数 se>\5k
5. “V”带轮的材料和结构 vA6onYjA
6. 齿轮的设计 -Mrt%1g
7. 滚动轴承和传动轴的设计 FaWc:GsfB
8、校核轴的疲劳强度 6)i>qz).
9. 键联接设计 o>+ mw| {
10. 箱体结构设计 ct,;V/Dx
11. 润滑密封设计 ?9eiT:2
12. 联轴器设计 Br<lP#u=G
T)q
Uf
H
1.传动装置总体设计方案: /G]/zlUE
b$nev[`{6
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 K3=0D!D q
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, jvR(e"
要求轴有较大的刚度。 H~fF;
I
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。 m&q0 _nay
其传动方案如下: \AoqOC2u
rk;]7Wu
图一:(传动装置总体设计图) {=J:
Ax=)J{4v
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 d5{=<j
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 jHHCJOHB8
传动装置的总效率 eAP
8!
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; 9 2D~trn
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, c,)]!{c
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, $7Z-Nn38
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 @\oZ2sB
|Go$z3bx
2.电动机的选择 [x=(:soEqC
n?D/bX p
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, #M#$2Vt
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, Tu}EAr
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 a\,V>}e
Q;q{1M >
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, "dOQ)<;
pJl/d;Cyrb
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 b-@9Xjv
?< yYm;B
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 C}jrx^u>
_p9"MU&}
o F_{oV'
方案 电动机型号 额定功率 i+T5(P$
P _):@C:6
kw 电动机转速 j5/|1N
电动机重量 !OPHS^L
N 参考价格 %2\Pe 2Z
元 传动装置的传动比 VhMVoW
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 &dni6E4
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 -h
^MX
:w|=o9J
中心高 &0G9v
外型尺寸 z"7X.*]
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 -U9C{q?h
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 c\ZnGI\|
[,ulz4"
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 \x4:i\Fx@
fTK84v"7_
(1) 总传动比 lMg#zT!?
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 cud9oJ-=;
(2) 分配传动装置传动比 >RJ&b
=× DNqC*IvuzM
式中分别为带传动和减速器的传动比。 %WmTG }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 p_JWklg^
4.计算传动装置的运动和动力参数 H;tE=
(1) 各轴转速 BjTgZ98J
==1440/2.3=626.09r/min JwWxM3(%t
==626.09/5.96=105.05r/min 9CN'29c
(2) 各轴输入功率 X+,0;% p
=×=3.05×0.96=2.93kW %" l;
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW JqYa~6 C
则各轴的输出功率: jr#*;go
=×0.98=2.989kW q*a~9.i@
=×0.98=2.929kW 0u( 0*Xl
各轴输入转矩 mtE+}b@(!&
=×× N·m 0fUsERr1*
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ,jw`9a
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m Wy-y-wi:p
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 5.yiNWh
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m )4:]gx#cr
=×0.98=242.86N·m 9~a 5R]x2
运动和动力参数结果如下表 kG}F/GN?
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min G'dN<Nw6
输入 输出 输入 输出 OpIeo+^X*
电动机轴 3.03 20.23 1440 r[GH#vF;7
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 3qH1\
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 vfm Y>nr
kFyp;=d:K
5、“V”带轮的材料和结构 utC^wA5U~
确定V带的截型 s6_i>
工况系数 由表6-4 KA=1.2 9!Xp+<
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 C6@*l~j
V带截型 由图6-13 B型 zh\"sxL
V3a6QcG
确定V带轮的直径 tuuwoiQ*`
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 1Qz@
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 5e0d;Rd
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm %4YSuZg
E:PPb9Kd
确定中心距及V带基准长度 =d:3]M^
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 E m +&I
360<a<1030 pm:- E(3#
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm B8.}9
|m@>AbR5dk
初定V带基准长度 kDM?`(r
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm aU[!*n 4Ux
D+~*nc ~
g
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm T*8K.yw2
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm e#3RT8u#
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 v.u 5%
hH%fWB2(
确定V带的根数 +qT+iHa|n
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw |Sua4~yL(
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 8_S| 8RW(
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 ^}wF^ _
带长修正系数 由表6-2 KL=1 mh SknyqT
KMQPA>w#
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 T-/3
A%v
/<(-lbq,
取Z=2 2Yd@V}
V带齿轮各设计参数附表 y*US^HJOZ
Ip)u6We>I
各传动比 A^LS^!Jz
wrX n|aV
V带 齿轮 PCV#O63[
2.3 5.96 *W>, 98
+o"CMI
2. 各轴转速n ,\aLv
(r/min) (r/min) +*Uv+oC|
626.09 105.05 e+4Eiv
imAOYEH7}
3. 各轴输入功率 P }:;UnE}
(kw) (kw) bw7g L\*
2.93 2.71 M_2>b:#A*
KT >Y^
4. 各轴输入转矩 T >+Iph2]
(kN·m) (kN·m) f\.y z[
43.77 242.86 gG}H5uN
kp}[nehF
5. 带轮主要参数 z5Tsu1c
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) Hz==,NR-W
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 >gM"*Laa?
带的根数z ^&8hhxCPu|
160 368 708 2232 B 2 x#zj0vI-8
,tg(aL
6.齿轮的设计 ;$gV$KB:xA
r3-<~k-
(一)齿轮传动的设计计算 t*A[v
?K:.Pa
齿轮材料,热处理及精度 k*\)z\f
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 `YE=B{q
(1) 齿轮材料及热处理 vNl)ltzJF
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 -o{ x
;:4
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 s8P3H|0.-
② 齿轮精度 hN]l
$Ct
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 hiA\~}sl n
V3r)u\ o'
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 h{$k%YJ?
按齿面接触强度设计 XuHR
(c^ {T)
确定各参数的值: ">eled)O
①试选=1.6 T]zD+/=
选取区域系数 Z=2.433 B$x@I\(M
4>v O9q
则 pPo(nH|<
②计算应力值环数 K9p<PLy+
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) NqNU:_}
=1.4425×10h l}/&6hI+d
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) D_ ~;!^
③查得:K=0.93 K=0.96 N}ND()bf
④齿轮的疲劳强度极限 W83PMiN"T-
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: }Bsh!3D<.
[]==0.93×550=511.5 gTOx|bx
A|:+c*7]
[]==0.96×450=432 j u"?b2f
许用接触应力 oSkQ/5hg.
bM:4i1Z
⑤查课本表3-5得: =189.8MP V+@ }dJS
=1 UntFkoO
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 Dc$q0|N=z
=4.47×10N.m 6-TYOUm
3.设计计算 -$0}rfX
①小齿轮的分度圆直径d xU0iz{9
\=im{(0h
=46.42 {f)aFGp
②计算圆周速度 dh [kx
1.52 n8_X<jIp3
③计算齿宽b和模数 C/qKa[mg
计算齿宽b &ZkJ,-
b==46.42mm [MwL=9;!H
计算摸数m a=A12<
初选螺旋角=14 &B[*L+-E
= b$fmU"%&|
④计算齿宽与高之比 YlGUd~$`"+
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 .!Z5A9^
=46.42/4.5 =10.32 ipp`9 9
⑤计算纵向重合度 q0Q[]|L
=0.318=1.903 R%\3[
⑥计算载荷系数K 3Wbd=^hRvq
使用系数=1 ]w _&%mB
根据,7级精度, 查课本得 HJ]e%og
动载系数K=1.07, _|0#
查课本K的计算公式: W)/f5[L
K= +0.23×10×b d v[.u{#tP
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 T&>65`L
查课本得: K=1.35 Q[K$f %>
查课本得: K==1.2 ol/@)k^s>
故载荷系数: LmqSxHs0Q
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 DT>`.y%2W
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 JQ0Z%;"
d=d=50.64 Y<VX.S2kf
⑧计算模数 5YNAb/!!F
= [m
h>N$
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 jLI1Ed
由弯曲强度的设计公式 /*Q3=Dse]
≥ wzwv>@}
;w"h n*
⑴ 确定公式内各计算数值 P![ZO6`:W'
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m 8~-TN1H
确定齿数z CkNR{?S
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 f~a
7E;y
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 H,w8+vZ4\
Δi=0.032%5%,允许 I5l%X{u"N
② 计算当量齿数 ~(XaXu
z=z/cos=24/ cos14=26.27 $fD%18
z=z/cos=144/ cos14=158 UR_Ty59
③ 初选齿宽系数 Zn
r4^i&(
按对称布置,由表查得=1 wUr(i *
④ 初选螺旋角 z8}QXXa
初定螺旋角 =14 F) Q[ cai
⑤ 载荷系数K BV>9U5
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 Tr:@Dv.O
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y yLfyLyO L
查得: kJf0..J[#<
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 e4Y+u8gT
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 Eze w@*(
u;rmqo1
⑦ 重合度系数Y .U|'KCM9m
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 !9$}1_,is
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 ^K1mh9O
=14.07609 r`6f
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 O4oN)
⑧ 螺旋角系数Y VgYy7\?p
轴向重合度 =1.675, M*3G
Y=1-=0.82 0R\.G1f%
>\pF5a`
⑨ 计算大小齿轮的 9M9Fif.
安全系数由表查得S=1.25 *#}=>, v
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 9H4"=!AAgD
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 Hkia&nz'3
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 |&MoQxw@
查课本得到弯曲疲劳强度极限 :'ZR!w
小齿轮 大齿轮 DeF`#a0E
&ot^+uVH
查课本得弯曲疲劳寿命系数: y4p"LD5%^
K=0.86 K=0.93 c)^A|{,G
sB*dv06b0
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 {%>~
]9E
[]= dZ(Z]`L,B
[]= &0Y
|pY
(9aOET>GG
i{$P.i/&
大齿轮的数值大.选用. JC~sz^>p\
LA\3 ,Uv
⑵ 设计计算 ,{q#U3
计算模数 V*te8HIe
'G % ]/'_U
k&t.(r\
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: 2oahQ:
}B
UQh.o
z==24.57 取z=25 e#mf{1&
`{Oqb
那么z=5.96×25=149 420K6[
oP56f"BE(
② 几何尺寸计算 Y_y!$jd(N
计算中心距 a===147.2 By7lSbj
将中心距圆整为110 (NR( )2
(_}q>3
按圆整后的中心距修正螺旋角 DpmAB.
Z*q&^/N
=arccos h+H+>,N8`
8(K:2
因值改变不多,故参数,,等不必修正. ,|\\C6s
wo(O+L/w
计算大.小齿轮的分度圆直径 |-/@3gPO
m2(}$z3e
d==42.4 [W$Mn.5<s
qlPIxd
d==252.5 r>bgCQ#-n
_,K[kVn
计算齿轮宽度 3A"TpR4f`
ol_\ "
B= /O.q4p
[vb#W!M&|
圆整的 3*%+NQIj
T^7}Qs9
大齿轮如上图: 4NaT@68p
u|$HA>F[
)eZuG S
_/P;`@
7.传动轴承和传动轴的设计 8o,0='U
`/R. 5;$|
1. 传动轴承的设计 kP('X/
FG71<}C[K
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 ;
Gv-$0{P3
P1=2.93KW n1=626.9r/min '*`n"cC:
T1=43.77kn.m ckP AH E@
⑵. 求作用在齿轮上的力 *HV_$^)=
已知小齿轮的分度圆直径为 &*O'qOO<2
d1=42.4 M9Sj@ ww
而 F= mz<,nR\
F= F 8_`C&vx
=$#5Ge]b
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N N&k\X]U
SufM~9Ll
#;8VBbc\^
B!)9
>
⑶. 初步确定轴的最小直径 17l?li
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 ESIJ QM-[+
qPDRB.K|}
@0H0!9'
sLTQm*jL
从动轴的设计 e9:pS WA-n
GYJ j$'
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, YT[=o}jS
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
M54czo=l
⑵. 求作用在齿轮上的力 [\Aws^fD_
已知大齿轮的分度圆直径为 vYLspZ;S
d2=252.5 +B+cN[d
而 F= jc>B^mqx
F= F l&W:t9o
XD!}uDZ^
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N rW O#h{
>N`,
3;Z
(C`nBiL<
Ik5-ooZ&{
⑶. 初步确定轴的最小直径 N@'l:N'f4
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 i[.7 8K-s
q:jv9eL.O
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 !](Mt?e
查表,选取 D"fjk1
dYwEVu6q
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 =7: }/&
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 b/#<::D `
'f %oL/,
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 =/ !A
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 。 wax^iL!
XCn;<$3w
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. Ew{N2
%%wngiz\
D B 轴承代号 7n;a_Z0s$
45 85 19 58.8 73.2 7209AC ;U tEHvE*
45 85 19 60.5 70.2 7209B RJT55Rv{
50 80 16 59.2 70.9 7010C l:#'i`;
50 80 16 59.2 70.9 7010AC 'rfsrZ?
Qd?S~3XT
P6v@
Sn
1T,Bd!g
@JP6F[d
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 5*B'e{C
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, x<d ew
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. > -fXn
"4*QA0As
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. Xh~oDnP
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, F?y
C=
高速齿轮轮毂长L=50,则 9(Kff nE^
'P&r^V\~(/
L=16+16+16+8+8=64 DAMw(
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. X0$?$ta
>Ij#+=
5. 求轴上的载荷 * _,yK-et
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, 2v*X^2+
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. jM'Fb.>~
~ :B/`1[m
&Fmen;(
f,@~@f
X
f,-'eW/j
,
d4i0;2}+
) I.uqG
q|
*nd!y'
ydzvjp=
p1ER<_fp
itO1ROmu
传动轴总体设计结构图: VOmS>'$
KZ [:o,jp>
H[r6 4~Sth
4)N~*+~\h
(主动轴) xtXK3[s
z7*mT}Q
D6FG$SV
从动轴的载荷分析图: 6SSrkj }U
t 9.iWIr
6. 校核轴的强度 @oMl^UYM=
根据 (L<G=XC
== F2=#\U$
前已选轴材料为45钢,调质处理。 }-WuHh#
查表15-1得[]=60MP "9H#pj -
〈 [] 此轴合理安全 dSzq}w4xY
YdAC<,e&A
8、校核轴的疲劳强度. IS!]!s'EI
⑴. 判断危险截面 >P ygUY
d
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. -n$hm+S
⑵. 截面Ⅶ左侧。 n]wZ7z
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 xkz`is77Y@
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 X*:)]p(R
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ?kc,}/4
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 'KNUPi|
截面上的弯曲应力 s3 gT6
xx%*85 <
截面上的扭转应力 bEzy KrN\
== M5LqZyY
轴的材料为45钢。调质处理。 ;cWFh4_
由课本得: NVo=5
N5fMMi(O
因 qI gb;=V
经插入后得 7:S)J~s*O
2.0 =1.31 |F>'7JJJ
轴性系数为 bd.t|A
=0.85 x$V[xX
K=1+=1.82 "1$hfs
K=1+(-1)=1.26 ?u M2|Nk
所以 Ob7F39):N
xV5eKV
综合系数为: K=2.8 2ISnWzq;
K=1.62 j}DG +M
碳钢的特性系数 取0.1 j&=!F3[
取0.05 k%ckV`y
安全系数 '\Hh
S=25.13 |Ns[{/
S13.71 s$OnQc2/
≥S=1.5 所以它是安全的 KZTT2KsYl
截面Ⅳ右侧 p%y|w
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ;(9q, )
ucC'SS
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 cH\.-5NQ
=wX(a
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 5?4jD]Z
Z&0*\.6S~
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 1'[_J
截面上的弯曲应力 Ja#ti y
截面上的扭转应力 FFqqAT5
==K= }Z}4_/E
K= rQPV@J]:
所以 dJd(m&.|N
综合系数为: =P<7tsSuoK
K=2.8 K=1.62 {%3sj"suB
碳钢的特性系数 PWThm ooP
取0.1 取0.05 &8uq5uKg
安全系数 '}NQ`\k
S=25.13 -XtDGNHF
S13.71 72 >/@
≥S=1.5 所以它是安全的 'uw=)8t7
?Dk&5d^d
9.键的设计和计算 b7h0V4w
elf2!
①选择键联接的类型和尺寸 rXlJW]i
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. =h9&`iwiu
根据 d=55 d=65 ht%:e?@i
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 zDO`w0N
b=20 h=12 =50 juQQ
p$
%D
②校和键联接的强度 8(c,b
查表6-2得 []=110MP Ov=^}T4zl
工作长度 36-16=20 9My
|G)M6
50-20=30 UFy"hJchO
③键与轮毂键槽的接触高度 jN43vHm\Y9
K=0.5 h=5 <Sx-Ca7
K=0.5 h=6 z tLP {q#
由式(6-1)得: K7H`Yt
<[] Bdd>r#]
<[] O_jf)N\pi
两者都合适 Wq1%
取键标记为: t)Mi,ljY[
键2:16×36 A GB/T1096-1979 h{&}p-X&[
键3:20×50 A GB/T1096-1979 yBwgLn
10、箱体结构的设计 Spossp`|
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, hI{M?LQd
大端盖分机体采用配合. ],HF)21
~]_gq;bG
1. 机体有足够的刚度 G'sEbw'[
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 fH/J8<
9$pQ|e0tJ
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 !Z*2X
^
|lOH
P A
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm #sK:q&/G`
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 [80L|?, *
1\_S1ZS
3. 机体结构有良好的工艺性.
mPy=,xYyC
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. 2O^7zW
* 0GR
}k
4. 对附件设计 R7)2@;i
A 视孔盖和窥视孔 GDgq
4vfj
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 G/:;Qig
B 油螺塞: spE(s%dgL
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 <TL!iM
C 油标: e==}qQ
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 n:-:LSa+3
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. I'M,p<B
B1GBQH$Ms
D 通气孔: qd=&*?
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. :qbbo~U
E 盖螺钉: I$7#Z!P6|
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 ahno$[
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. _%` )cOr
F 位销: H]7MN Y
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. Dl2`b">u
G 吊钩: 9 -\.|5;:
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. GS%ACk
6^M!p4$hF
减速器机体结构尺寸如下: >8$]g
.]_
(>^6
名称 符号 计算公式 结果 h7iI=[_V
箱座壁厚 10 dy^Zlu`
f
箱盖壁厚 9 DeTx7 i0
箱盖凸缘厚度 12 6tC0F=
箱座凸缘厚度 15 BM_hW8&G
箱座底凸缘厚度 25 C 'YL9r-G
地脚螺钉直径 M24 e_Ue9c.}
地脚螺钉数目 查手册 6 >}tm8|IHoo
轴承旁联接螺栓直径 M12 o&
g01t
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 .""?k[f5Q
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 h/7m.p]
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 \^$g%a
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 uTgvMkO
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 s}NE[Tw
22 T2Q`Ax7
18 }IM *Vsk
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 g]sc)4
16 \OV><|Lkh
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 x]~{#pH@<
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 r &<sSE;5
齿轮端面与内机壁距离 > 10 $IZ02ZM$
机盖,机座肋厚 9 8.5 K"%_q$[YQ
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) g%P6 f
150(3轴) ^W&qTSjh
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) O$=[m9V
150(3轴) X,)`<
>=O
n]?KDID;
11. 润滑密封设计 'G6g
yO/K
gLyXe,Jp
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. D%CKkQ<u2
油的深度为H+ ;7jszs.6%
H=30 =34 yfq Vx$YL
所以H+=30+34=64 zGDLF`
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 Q{s9{
`QpkD8
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 -@6R`m=>
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 7r F )fKW
密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
eXN\w]GE
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 k[ {h$
=UGyZV:z5
12.联轴器设计 rD"$,-h
2pKkg>/S
1.类型选择. Bu[sSoA
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 avJ%J"j8z
2.载荷计算.
9/?@2
公称转矩:T=95509550333.5 m?Tv8-1
查课本,选取 wZ&l6J4L
所以转矩 PV[Bq t
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 (gdi2
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 2P`Z>_
<'{*6f@n
四、设计小结 7gX#^YkE+k
经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 aYJTSgW
我觉得,虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距,但我想至少是自己动手了,并且通过这次设计,使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处,懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此,我想在剩下的一年半时间里,我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高,拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点,一定要努力的去改进、提高它,这样自己才会不断的进步,虽然“人无完人”,但我想我们不断的改进、提升自己,最后会使自己成为比现在的自己更强,更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 eflmD$]SW
五、参考资料目录 w"A.*8Iu
[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; ~AqFLv/%
[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; AQx:}PO
[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; XLu Y
[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; |`N|S
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 (qG}`?219J
[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; Nk#[~$Q-1
[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。