机械设计基础课程设计任务书 <@}9Bid!o
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'QUc
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 M5B# TAybC
=N@t'fOr
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) :k"]5>(^
yZ:qU({KhD
目 录 =Qq+4F)MD
rQX zR
一 课程设计书 2 U*:!W=XN
:&Nbw
二 设计要求 2 9uY'E'm*
58K5ZZG
三 设计步骤 2 E^PB)D(.
Z)!C'c b
1. 传动装置总体设计方案 3 )0MB9RMk1
2. 电动机的选择 4 0x7'^Z>-oe
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 3T
9j@N77
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 C~[,z.FvO
5. 设计V带和带轮 6 ^aQ"E9
6. 齿轮的设计 8 ijcm2FJcG
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 j pOp.
8. 键联接设计 26 +p^u^a
9. 箱体结构的设计 27 .hiSw
10.润滑密封设计 30 J1kM\8%b\
11.联轴器设计 30 5f /`Q
e)ZUO_Q$
四 设计小结 31 >/\'zi]L
五 参考资料 32 a?.=V
_wcNgFx
一. 课程设计书 H]!"Zq k
设计课题: &zhAh1m
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 GfG|&VNlz
表一: !BI;C(,RL
题号 O f#:
x"(KBEK~
参数 1 *VeRVaBl
运输带工作拉力(kN) 1.5 4YHY7J
运输带工作速度(m/s) 1.1 [Q =Nn
卷筒直径(mm) 200 AS,%RN^.
P4?glh q#
二. 设计要求
5uf a
1.减速器装配图一张(A1)。 2tLJU Z1
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 y]imZ4{/
3.设计说明书一份。 OZT.=^:A
{!`4iiF
三. 设计步骤 "j-CZ\]U|
1. 传动装置总体设计方案
i!cCMh8
2. 电动机的选择 f5k6`7Vj]
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 -hV*EPQ/
4. 计算传动装置的运动和动力参数 G
j1_!.T
5. “V”带轮的材料和结构 z=FZiH
6. 齿轮的设计 {)"vN(mX
7. 滚动轴承和传动轴的设计 fV:83|eQ
8、校核轴的疲劳强度 b\ PgVBf9
9. 键联接设计 )i<j XZ:O
10. 箱体结构设计 m4& /s
11. 润滑密封设计 2Hdu:"j
12. 联轴器设计 b2]Kx&!
Mlq.?-QgIL
1.传动装置总体设计方案: e%6QTg5#
BD-AI
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 W`&hp6Jq
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, TKjFp%
要求轴有较大的刚度。 BC]?0 U
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。 m3ff;,
其传动方案如下: <1pEwI~
J=L5=G7(
图一:(传动装置总体设计图) ]HdCt 3X
KU;9}!#
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 or]IZ2^n
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 rH>)oThA#
传动装置的总效率 |%v^W 3
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; p#[.{
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, *j-aXN/ $
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, +*^H#|!
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 tjnIN?YT
2-b6gc7
2.电动机的选择 v
LZoa-w:
Vg23!E
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, XUw/2"D'?
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,
FC*[*
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。 y==CTY@
fzA9'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, j7c3(*Pl
i LAscb
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 rbpSg7}Q
9/7u*>:
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 iX\X>W$P
g ci
frQ{iUx
方案 电动机型号 额定功率 6&-(&(_
P ;GI&lpKK
kw 电动机转速 @A5?3(e
电动机重量 R$Q.sE
N 参考价格 )ANmIwmC#
元 传动装置的传动比 BUR*n;V`
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 ]q-Y }1di8
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 9K&:V(gmw
_y3Xb`0a
中心高 {GO#.P"
外型尺寸 ;\l,5EG
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 e$pV%5=
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 e]tDy0@
L:8q8i
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 W];dD$Oqg
r4f~z$QK
(1) 总传动比 x=jK:3BF
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 "T"h)L<
(2) 分配传动装置传动比 &w~d_</
=× -GgA&dh
式中分别为带传动和减速器的传动比。 ; Hd7*`$
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 T5:G$-qL(
4.计算传动装置的运动和动力参数 5^KWCS7@
(1) 各轴转速 #u
+ v_
==1440/2.3=626.09r/min +H
Usz?
==626.09/5.96=105.05r/min lPJ\-/>$z
(2) 各轴输入功率 2>H24F
=×=3.05×0.96=2.93kW )tpL#J
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW A= {UL
则各轴的输出功率: O<e{
=×0.98=2.989kW S[T8T|_
=×0.98=2.929kW ;Q&5,<
N)j
各轴输入转矩 yH}s<@y;7
=×× N·m Ib0ZjX6
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ilva,WFa^
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m kM@zyDn,
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m Fr$5RAyg
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m pO.2<
=×0.98=242.86N·m RAK-UN
运动和动力参数结果如下表 I)W`sBL
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min TNr :pE<
输入 输出 输入 输出 $lut[o74
电动机轴 3.03 20.23 1440 _\HQvH
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 .-X8J t
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 t!\tF[9e
a -moI+y
5、“V”带轮的材料和结构 WSY}d
Vr
确定V带的截型 T${Q.zHY[!
工况系数 由表6-4 KA=1.2 @oad,=R&
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 H]jhAf<h
V带截型 由图6-13 B型 HOh!Xcu
^w06<m
确定V带轮的直径 7(
2{'r
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm t@Nyr&|D
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 2Q"K8=s
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm _H=Uwi_g
8Dm%@*B^b
确定中心距及V带基准长度 ^Js9 s8?$
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 '!a'ZjYyi
360<a<1030 s&!a
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm 9pxc~=
mS~kJy_-
初定V带基准长度 mju>>\9
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm K>l~SDcZ3
rI-%be==
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm mcX/GO}
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm e01epVR;
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 5RpjN: 3
=6|&Jt
确定V带的根数 VgC2+APg
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw y%bF&
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 \A6B,|@
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 VEw"
带长修正系数 由表6-2 KL=1 ^4Ah_U
k/gZ,
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 Bv%GJ*>>
Z@@K[$
取Z=2 x*&|0n.D
V带齿轮各设计参数附表 {Wu$YWE*sx
=+MPFhvg!
各传动比 fCobzDy
,V:SN~P66+
V带 齿轮 ([LSsZ]sj
2.3 5.96 df #$9-
-701j'q{
2. 各轴转速n 7y@Pa&^8
(r/min) (r/min) u21EP[[,
626.09 105.05 pDCeQ6?
kO*$"w#X[p
3. 各轴输入功率 P KC#q@InK
(kw) (kw) D^3vr2
2.93 2.71 (<oyN7NT
w+E,INdi
4. 各轴输入转矩 T nl,uuc*;
(kN·m) (kN·m) T+K):ug
43.77 242.86 W+X6@/BO
9dUravC7
5. 带轮主要参数 :#?5X|Gz
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) <=0
u2~E
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 W=qVc
带的根数z I\JGs@I
160 368 708 2232 B 2 =k0_eX0
K]"#C
6.齿轮的设计 /j|G(vt5
FXN/Yq
(一)齿轮传动的设计计算 A_5P/ARmI
!XCm>]R
齿轮材料,热处理及精度 zZ323pq
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 6WJ)by
(1) 齿轮材料及热处理 Z>W g*sZy)
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 #"\gLr_:m
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 ~C`^6UQr/?
② 齿轮精度 $ ,}E
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 DOJ N2{IP
*P2S6z2
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 $!yW_HTx
按齿面接触强度设计 jesGV<`?l
B1C-J/J
确定各参数的值: usCt#eZK
①试选=1.6 s<eb;Z2D
选取区域系数 Z=2.433 [t@Mn
es&vMY
则 2Kyl/C,
②计算应力值环数 b@f$nS
B
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) T<p !5`B 1
=1.4425×10h =4PV;>X
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) r^paD2&}
③查得:K=0.93 K=0.96 =mpVYA
④齿轮的疲劳强度极限 uIZ -#q
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 78# v
[]==0.93×550=511.5 $79=lEn,
^ ALly2
[]==0.96×450=432 A}N?/{y)G
许用接触应力 Y>G@0r BG
\$e)*9)
⑤查课本表3-5得: =189.8MP ,>-< (Qi
=1 Dq5j1m.
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 ~r`9+b[9{
=4.47×10N.m D \sWZ
3.设计计算 =&2Lb
①小齿轮的分度圆直径d D
(mj7oB
jWl)cC
=46.42 s,=i_gyPQ
②计算圆周速度 cKim-
1.52 C=It* j55
③计算齿宽b和模数 ZUR6n>r
计算齿宽b "*5hiTr8+
b==46.42mm Dg?70v<a
计算摸数m `~Zs0
初选螺旋角=14 <55g3>X
= x+x40!+\
④计算齿宽与高之比 0#&5.Gr)
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
L0@SCt
=46.42/4.5 =10.32 Ry K\uv
⑤计算纵向重合度 (>GK\=:<
=0.318=1.903 I@%t.%O Jp
⑥计算载荷系数K L>%o[tS
使用系数=1 r{ef .^&:
根据,7级精度, 查课本得 %_L\z*+
动载系数K=1.07, % !>I*H
查课本K的计算公式: "a"]o
K= +0.23×10×b pDcjwlA%
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 U($dx.`v#
查课本得: K=1.35 O0No'LVu
查课本得: K==1.2 k_q0Q;6w!l
故载荷系数: k
|%B?\m
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 y_IM@)1H~
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 #Av.iAs
d=d=50.64 5v}8org
⑧计算模数 &8_gRP
= ;)e2@'Agl
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 9;Ox;;w
由弯曲强度的设计公式 Upd3-2kr&J
≥ h!ZV8yMc
Mt5PaTjj
⑴ 确定公式内各计算数值 MP 2~;T}~
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m /)(#{i*
确定齿数z dJ""XaHqf
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 rT5Ycm@
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 %V{7DA&C
Δi=0.032%5%,允许 e\JojaV
② 计算当量齿数
{=QiZWu
z=z/cos=24/ cos14=26.27 GBFtr
z=z/cos=144/ cos14=158 /_Z652@
③ 初选齿宽系数 W.0L:3<"
按对称布置,由表查得=1 o1Q7Th
④ 初选螺旋角 a|=x5`h04~
初定螺旋角 =14 {0^&SI"5`E
⑤ 载荷系数K 3?Pn6J{O
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 !0C^TCuG
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y D{d>5P?W
查得: $3uKw!z
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 xz{IH,?IG
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 $Gv9m
?0oUS+lU
⑦ 重合度系数Y Adgc%
.#
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 z0*_^MH
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 e=;AfK
=14.07609 {=-\|(Bx
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 "=za??\K}
⑧ 螺旋角系数Y ^:* 1d
\
轴向重合度 =1.675, ^=SD9V
Y=1-=0.82 *@)O7vB
s)2fG\1
⑨ 计算大小齿轮的 9n5<]Q(
安全系数由表查得S=1.25 ' dx1x6
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 z,:a8LB#[
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 `o?Ph&p}
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 (%o2jroQ#
查课本得到弯曲疲劳强度极限
D"ehWLj
小齿轮 大齿轮 F]t(%{#W
3LTcEd
查课本得弯曲疲劳寿命系数: 0#*#a13
K=0.86 K=0.93 <rL/B
k
AT)a :i
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 7ei|XfR
[]= v\"S
Gc
[]= Gkxj?)`
m7GR[MR
z.VyRB i0
大齿轮的数值大.选用. 4T<Lgb
?8mlZ
X9C
⑵ 设计计算 8Bq!4uq\5|
计算模数 ?EK?b
s
5W@jfh)
f5==";eP
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: h"[+)q%L
'EfR|7m
z==24.57 取z=25 _ _>.,gL7
d/e|'MPX
那么z=5.96×25=149 Pv+5K*"7Cg
6q6FB
② 几何尺寸计算 3 Lsj}p
计算中心距 a===147.2 .pvV1JA'
将中心距圆整为110 u}|%@=xn
2JS`Wqy
按圆整后的中心距修正螺旋角 3QOUU,Dt$
AVU>+[.=%c
=arccos ([VV%ovZ
N9<Ujom
因值改变不多,故参数,,等不必修正. [
dE.[
"A)("
计算大.小齿轮的分度圆直径 ?}Lg)EFH
34R!x6W0
d==42.4 M}wXJ8aF?
b2b75}_A
d==252.5 Mf#83<&K
<x),,a=X
计算齿轮宽度 on7I
l
<(e8sNe
B= kzS=g|_
#s%-INcR
圆整的 ow' lRHZ
56Z\-=KAU
大齿轮如上图: ec|/ /
Kw`VrcwjT
io3yLIy,
L~^*u_U]
7.传动轴承和传动轴的设计 <_./SC
8g>b
1. 传动轴承的设计 cubk]~VD
nB ". '=
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 7.+#zyF
P1=2.93KW n1=626.9r/min X{-9FDW
T1=43.77kn.m T^}
⑵. 求作用在齿轮上的力 D8#
on!
已知小齿轮的分度圆直径为 1SV^ ){5I
d1=42.4 ag4`n:1
而 F= +"g~"<
F= F j,2l8?
W];EKj,3W
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N H2-28XGc
S2VVv$r_6
ARfRsPxr
AP\ofLmq
⑶. 初步确定轴的最小直径 2~;&g?T6
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 %:qoV0DR
qYp$fmj
KIVH!2q;
EC?Efc+O
从动轴的设计 [W,-1.$!dM
xqHL+W
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, p&K\]l}
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M L6i|:D32p
⑵. 求作用在齿轮上的力 &VWlt2-R0h
已知大齿轮的分度圆直径为 <Jp1A#
%p
d2=252.5 )-/gLZsx
而 F= |@o6NZ<9N
F= F n`;R pr&
i3
)xX@3
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N W%!@QY;E(
}o9Aa0$*$
tO.$+4a
8Vt4HD 08
⑶. 初步确定轴的最小直径 RwTzz]
M
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 czBi Dk4
Pcu|k/tk
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 |[cdri^?D
查表,选取 C/v}^#cLD
M}.b"
ljZ
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 rvwy~hO"
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 y?N Nz0
/4joC9\AB
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 wh~sZ
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 8HoP(+?
X$wehMBX
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. |j_`z@7(
$<ddy/4
D B 轴承代号 ?G/ hJ?3
45 85 19 58.8 73.2 7209AC Wtv#h~jy9
45 85 19 60.5 70.2 7209B Y~"9L|`f/
50 80 16 59.2 70.9 7010C Ud3""C5B
50 80 16 59.2 70.9 7010AC hr U :Wr
{(vOt '
z*.v_Mx
a%~yol0wO7
t^@T`2jL
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 hswTn`f
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, A'"-m)1P
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. P&t;WPZ
GFR!n1Hv
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. bx(w:]2
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, _F8T\f|
高速齿轮轮毂长L=50,则 2;N@aZX
xVR:;
Jy[
L=16+16+16+8+8=64 *:arva5
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. $au2%NL
XN;/nU
5. 求轴上的载荷 56s*A*z$
;
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, /Antb6E
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. b]`^KTYK
dp^N_9$cdO
r69WD
.
A ^B@VuK
BQ#jwu0e
j+1KNH
hh&Js'd
/`R dQ<($
&"j@79Ym1~
Jn,w)Els
{aJz. `u\
传动轴总体设计结构图: n|]N7 b'
j<$R4A1
KF$ %q((
~_}4jnC
(主动轴) 2k3 z'RLG
apaIJ+^[
^I./L)0=}
从动轴的载荷分析图: |!5@xs*T
|E|T%i^}./
6. 校核轴的强度 f%1wMOzx
根据 B*Cb6'Q
== 3*\8p6G
前已选轴材料为45钢,调质处理。 k6g|7^es2
查表15-1得[]=60MP
?zE<
〈 [] 此轴合理安全 o*)@oU
4JK@<GBK6
8、校核轴的疲劳强度. c'lIWuL)
⑴. 判断危险截面 ;@'0T4Z&l
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. Fc{((x s
⑵. 截面Ⅶ左侧。 ^8\Y`Z0%
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 g _x\T+=
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 z9fNk%
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 mdt
?:F4Q
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
/Ef4EX0
截面上的弯曲应力 |lHFo{8"
[+7"{UvT
截面上的扭转应力 +cw{aI`a8
== *p"O*zj
轴的材料为45钢。调质处理。 R]VTV7D
由课本得: ]kH}lr
yG
4Qhx[Hv>(
因 UR\ZN@O
经插入后得 t*rp3BIG
2.0 =1.31 z.A4x#>-
轴性系数为 gx#J%k,f
=0.85 A<;0L . J
K=1+=1.82 mC"7)&,F
K=1+(-1)=1.26 <M`-`v6H
所以 ,iohfZz
o[2Y;kP3*P
综合系数为: K=2.8 ],$6&Cm
K=1.62 |H<|{{E
碳钢的特性系数 取0.1 Rgs3A)[`d/
取0.05 \cFAxL(
安全系数 +%x^ RV}
S=25.13 4=UI3 2v3
S13.71 _i.({s&_9
≥S=1.5 所以它是安全的 TLX^~W[gOm
截面Ⅳ右侧 vFR
1UPF
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 8\P
JSr
dkf}),Z F
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 i~(#S8U4d
UVnrDhd!0
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 \v.HG]
/u
`$f\ %
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 enWF7`
截面上的弯曲应力 kaV%0Of]
截面上的扭转应力 kzW\z4f
==K=
:Q8g?TZ
K= IOn`cbV:
所以 il=?o f\,i
综合系数为: 5wy;8a
K=2.8 K=1.62 f*UBigk
碳钢的特性系数 W&WB@)ie
取0.1 取0.05 -%saeX Wo
安全系数 'et(:}i
S=25.13 l85O-g}M
S13.71 u;$I{b@M]
≥S=1.5 所以它是安全的 IQo]9Lx
\-DM-NrZ1U
9.键的设计和计算 "<7$2!
UU*0dSWr
①选择键联接的类型和尺寸 &f$a1#O}dx
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. R
%Rv
根据 d=55 d=65 iJ5e1R8tN
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 U$MWsDn
b=20 h=12 =50 C+}CU}
f|;HS!$
②校和键联接的强度 kOo>Iy
查表6-2得 []=110MP :Fw *r|
工作长度 36-16=20 e-&L\M
50-20=30 39'X$!
③键与轮毂键槽的接触高度 sxf}Mmsk
K=0.5 h=5 [^cs~
n4
K=0.5 h=6 l!xgtP K
由式(6-1)得: aY3pvOV
<[] +#&el//
<[] ABd153oW"
两者都合适 )G}sb*+v?
取键标记为: l6r%nHP@
键2:16×36 A GB/T1096-1979 zS&7[:IRs'
键3:20×50 A GB/T1096-1979 X20<r?^,,
10、箱体结构的设计 $Ui]hA-:?y
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, @^w!% ?J
大端盖分机体采用配合. sE(X:[Am
>$d d9|[
1. 机体有足够的刚度 q8&4=eV\A
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 g)2m$#T&s
{X{01j};8
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 NB~*sP-l&
#JX|S'\x
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 &utS\-;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 <m|FccvQ
Udb0&Y1^
3. 机体结构有良好的工艺性. t!+%g) @
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. d!a2[2Us
]~4}(\u
4. 对附件设计 A5(kOtgiT
A 视孔盖和窥视孔 ?j},O=JFn
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 ?STI8AdO
B 油螺塞: D/NIn=>j
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。 .)oQM:F(h
C 油标: /9t*CEu\
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 oW\Q>c7
=
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. EX[l0]fj
dUBVp 9PB
D 通气孔: d1C/u@8^
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. "N=&4<]I5
E 盖螺钉: -NI@xJO4(;
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 xLGTnMYd
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. ul]m>W
F 位销: r;5 AY
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. jHUz`.8B
G 吊钩: $P1d#;rb%
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. *(_ON$+3
7ZR0M&pX
减速器机体结构尺寸如下: bN<O<x1j
\f<thd*bC
名称 符号 计算公式 结果 sIQMUC[!
箱座壁厚 10 k-t,y|N
箱盖壁厚 9 ]"7El;2z
箱盖凸缘厚度 12 dzk?Zg
箱座凸缘厚度 15 's%ct}y\J
箱座底凸缘厚度 25 :W1tIB
地脚螺钉直径 M24 !Dhfr{
地脚螺钉数目 查手册 6 T!O3(
轴承旁联接螺栓直径 M12 _s=Pk[e
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 & t @
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 J>&dWKM3
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 &Funao>
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 \)s 3]/"7
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
_j?=&tc
22 'TEwU0<%
18 >O[^\H!\
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 CH|g
16 %%H. &*i,
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 gP"Mu#/D
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 S7\jR%pb
齿轮端面与内机壁距离 > 10 =V4_DJ(&
机盖,机座肋厚 9 8.5 z8rh*Rfxd
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) +k"8e?/e.
150(3轴) RdpQJ)3F
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) n ;$}pg~
150(3轴) E].a|4sh
Ij,?G*
11. 润滑密封设计 }j5@\c48
A 'P}mrY
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. rea}Uq+po
油的深度为H+ .<|4PG
H=30 =34 -2mOgv
所以H+=30+34=64 $DMu~wwfG
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 P^W$qy|
P#'DG W&W0
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 s(DaPhL6Qm
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 )SZ,J-H08w
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 _}%#Yz
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 ,t,65@3+b
wBaFC\CW
12.联轴器设计 (/UMi,Ho
>ww1:Sn
1.类型选择. $1`t+0^k
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 Ab|NjY:
2.载荷计算. AhFI, x
公称转矩:T=95509550333.5 "7u"d4h-:(
查课本,选取 za 4B+&JJ
所以转矩 [/`Hz]R
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ?p\II7
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm "VOWV3Z
p!5JO4F$
四、设计小结 -O q=J;
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。 Q,+*u%/u
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。 k*+ZLrT
五、参考资料目录 eEb1R}@
[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; [[Eu?vQ9R
[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; At_Y$N:
[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; Bd]DhPhJ
[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; +_K;Pj]x
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 AZ@Zo'
[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; [A/+tv
[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。