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2009-01-12 21:46 |
单级斜齿轮减速箱设计说明书
机械设计基础课程设计任务书 X<QE]RZ i4pJIb 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 t<k8 .9
M$ ~ZNhU;%YW 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) JdRs=#X AFFLnLA<L 目 录 h|H;ZC(B y2U:( H:l! 一 课程设计书 2 -Fdi,\e L)+ eM&W 二 设计要求 2 :L[6a>"neE =z/F=1^< 三 设计步骤 2 1P[Lz!C %PS-nF7v 1. 传动装置总体设计方案 3 X^W>
"q 2. 电动机的选择 4 Za6oYM_z 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 x-pMT3m\D# 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 Pc7:hu 5. 设计V带和带轮 6 @ 7?_Yw 6. 齿轮的设计 8 ~ YK<T+ 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 }j?S?= ;m= 8. 键联接设计 26 vxeT[/6i 9. 箱体结构的设计 27 e%U*~{m+ 10.润滑密封设计 30 #$w#"Nr9k 11.联轴器设计 30 F^YIZ,=p! 8w&rj- 四 设计小结 31 _PM<25Y,@ 五 参考资料 32 p4'"Wk8 PNKT \yd 一. 课程设计书 g#4gGhI 设计课题: j0~3[dyqU 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V ?iX=2- 表一: `0i3"06lr 题号 '-IT@} AD\<}/3U 参数 1 swlWe}1 运输带工作拉力(kN) 1.5 &-fx=gq= 运输带工作速度(m/s) 1.1 S=}~I 卷筒直径(mm) 200 SR&
mHI-f0 pQ
6#L 二. 设计要求 EaD@clJS 1.减速器装配图一张(A1)。 /6?plt&CA 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 bUN,P" 3.设计说明书一份。 +q/h:q.TV Fnpn_O XlH 三. 设计步骤 z#VpS= 1. 传动装置总体设计方案 \+3Wd$I 2. 电动机的选择 0Qp'} _ 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 o#xg:m_py 4. 计算传动装置的运动和动力参数 Yp]G)}'R 5. “V”带轮的材料和结构 3\n{,Q 6. 齿轮的设计 }+4Bf+u: 7. 滚动轴承和传动轴的设计 CS\tCw\Y 8、校核轴的疲劳强度 yCIgxPv|7 9. 键联接设计 Jyci}CU3\Q 10. 箱体结构设计 A_Iu*pz^^ 11. 润滑密封设计 E`fssd~ 12. 联轴器设计 ^|GtO. [
5W#1 & 1.传动装置总体设计方案: em[F| Kk>qgi$ 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 y,?G75wij 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&3#22z 要求轴有较大的刚度。 `Kw"XGT 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。 2A}u qaF 其传动方案如下: $p3Wjf:bH TucAs0-bF 图一:(传动装置总体设计图) m"(d%N7 ^D;D8A. 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 KVM@//:{ 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 (kQ.tsl 传动装置的总效率 d^5SeCs6 η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; Z'NbHwW} 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, :{s%=\k {d η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, P5}[*k%DQw 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 "QO/Jls [Z#.]gb 2.电动机的选择 e( o/we{ ~}IvY?!; 电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, 0r-lb[n8i 经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, ]jVSsSv 则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 !)/iRw9re Z!-<rajl 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, abaQJ| V2s}<uG 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 sRyw\v-=P {,f!'i&b@ 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 UW/3{2 !^l4EL5# Gr#rM/AfCK 方案 电动机型号 额定功率 jqGo-C~ P cCh5Jl@Z kw 电动机转速 mrhp)yF 电动机重量 }C{}oLz N 参考价格
#
5f|1O 元 传动装置的传动比 QR5,_wJ& 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 Iq0 #A5U% 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 LbV]JP ]PzTl {] 中心高 P"=UI$HN 外型尺寸 v!#`W 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 aC,vh1")F 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 @x=BJuUuX PF'5z#] NP 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 `F2*o47|t N^Hn9n (1) 总传动比 SfZ=%6b7 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 Jl>at (2) 分配传动装置传动比 QBfhyo_ =× Xrj(,| 式中分别为带传动和减速器的传动比。 {FJX 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 bL'# 4.计算传动装置的运动和动力参数 Y-%l7GErhL (1) 各轴转速 g8+4$2`ny ==1440/2.3=626.09r/min g^z5fFLg/8 ==626.09/5.96=105.05r/min qXU:A-IdIl (2) 各轴输入功率
&6\r =×=3.05×0.96=2.93kW ?79SP p)oo =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW z[5Y
Z~}* 则各轴的输出功率: 17i<4f# =×0.98=2.989kW EFRZ% Y =×0.98=2.929kW 0r0\b*r 各轴输入转矩 Lz9$,Y[ =×× N·m vNC$f(cQ 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
wsf Hd<Z_ 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m IYfV~+P =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m #}/cM2m 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m Q$?7) yyu+ =×0.98=242.86N·m +Mk*{A t 运动和动力参数结果如下表 -[zdX}x.: 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min Ms:KM{T0 输入 输出 输入 输出 +QIGR'3u 电动机轴 3.03 20.23 1440 *`+<x 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 mh
A~eJ 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 B?$ 01?9V A*\o
c 5、“V”带轮的材料和结构 YW?7*go'Z 确定V带的截型 Uh3wj|0 工况系数 由表6-4 KA=1.2 j}rgOz. 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 Q?
<-`7 V带截型 由图6-13 B型 )g9)IF u [V4OU}% 确定V带轮的直径 3 {NaZIk 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 9{)Z5%Kz 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s i"%JFj_G 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm i7S>RB jw/'*e 确定中心距及V带基准长度 )myf)"l5 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 22)0zY%\ 360<a<1030 XGE
2J 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm 8%;}LK g(-;_j!= 初定V带基准长度 o,?!"*EP Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ki;!WhF~ 0hrCG3k.91 V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm l;XU#6{ 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm zyaW3th 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ZB~l2 u:_sTfKm& 确定V带的根数 A#v|@sul 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw ]LEoOdDN"C 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 vC{h2A 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 0n4g$JK7 带长修正系数 由表6-2 KL=1 FX%t J"%8:pL V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 Ef2Yl #d7N| 9_ 取Z=2 I*^5'N' V带齿轮各设计参数附表 lq:]`l,6@ 8K|J:[7 各传动比 W*YxBn4 Ap11b|v V带 齿轮 yJDeX1+, 2.3 5.96 EfFz7j&X Gx.P]O 3 2. 各轴转速n Iq)(UfaSve (r/min) (r/min) cwk+#ur 626.09 105.05 "Z;~Y=hC13 +J"' 'cZ 3. 各轴输入功率 P By2s ']bw (kw) (kw) IZO@V1-m 2.93 2.71 ( V$Zc0 J4YT)- 4. 各轴输入转矩 T SXQ@;=]xV (kN·m) (kN·m) {bT9VZ> 43.77 242.86 X6Un;UL uc 'p]WhQ 5. 带轮主要参数 +C'XS{K,# 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) }-d)ms! 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 T36x=LX 带的根数z wz|DT3"Xs 160 368 708 2232 B 2 q<n[.u1@ *~cqr 6.齿轮的设计 BY3bpR ovo/!YJ2 (一)齿轮传动的设计计算 '0]r<O <O.Kqk*
nq 齿轮材料,热处理及精度 +fM&su=wl 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 J5;5-:N (1) 齿轮材料及热处理 :-)GNf yGz 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 ,"B?_d6 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 fO6[!M( ② 齿轮精度 Gu5~DyT`G 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 /-Wuq`P/ T _l<mu? " 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 cA<<&C 按齿面接触强度设计 rOW;yJ[
}g>kpa0c 确定各参数的值: {-HDkG' 8 ①试选=1.6 @}(SR\~N] 选取区域系数 Z=2.433 \]I R"Kz!NTB 则 FqwIJ|ct ②计算应力值环数 fYB*6Xb,w N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) r?pZ72q =1.4425×10h OqBC/p
B N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) )B ;M
③查得:K=0.93 K=0.96 )|pU.K9qZ ④齿轮的疲劳强度极限 {(}yG_Q]! 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: TiyUr [ []==0.93×550=511.5 G=|70pxU eRs&iK2y []==0.96×450=432 pA.._8(t 许用接触应力 +< yhcSSTB 96=Z" ⑤查课本表3-5得: =189.8MP }Gr&w-v =1 Me,<\rQ T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 0 _A23.Y =4.47×10N.m !"E-\cc' 3.设计计算 ($62o&I ①小齿轮的分度圆直径d zJY']8ah O#EqG.L5 =46.42 &tj0M.- ②计算圆周速度 &RW`W)0; 1.52 W pN.]x ③计算齿宽b和模数 RBE7485 计算齿宽b WL
U } b==46.42mm 2Lfah?Tx~C 计算摸数m ?v4E<iXs 初选螺旋角=14 "Zcu[2, = =((yWn+t ④计算齿宽与高之比 )3%@9 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 qSTW b% =46.42/4.5 =10.32 zTY;8r+ ⑤计算纵向重合度 uw33:G =0.318=1.903 ?Vc0) ⑥计算载荷系数K 9i=B 使用系数=1 DnFjEP^ 根据,7级精度, 查课本得 "|t!7hC 动载系数K=1.07, GoIQ>n 查课本K的计算公式: [b/o$zR K= +0.23×10×b #{*LvI& =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 c-B/~& 查课本得: K=1.35 '#D8*OP^ 查课本得: K==1.2 !D:Jbt@R<n 故载荷系数: m#\[m<F K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 kRlA4h1u_$ ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 | -+zofx d=d=50.64 GeV+/^u ⑧计算模数 eT[&L @l]b = F*` t"7Lm 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 x[X`a 由弯曲强度的设计公式 89HsPB1"t ≥ 3^wC<ZXcD S6sq#kcH ⑴ 确定公式内各计算数值 opp!0:jS* ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m U~H?4Izl= 确定齿数z (3;@^S4&w 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 BStk&b 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 "9XfQ"P Δi=0.032%5%,允许 5=L} \ankn ② 计算当量齿数 ~L{l+jK$p z=z/cos=24/ cos14=26.27 ]
fwZAU z=z/cos=144/ cos14=158 6BAW ③ 初选齿宽系数 uMmXs%9T 按对称布置,由表查得=1 41Ve}% ④ 初选螺旋角 Zu/<NC
( 初定螺旋角 =14 \/5RL@X} ⑤ 载荷系数K Y;
).+si K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 Kq)MTlP0g ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y L0NA*C
查得: .`p&ATgv 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 3BQ!qO17^d 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 Q(Gl{#b )uheV,ZnY ⑦ 重合度系数Y d@ Ja}` 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 N#ioJ^}n: =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 PaWr[ye =14.07609 QHlU|dR)Ry 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 6.c^u5; ⑧ 螺旋角系数Y eu#'SXSC
F 轴向重合度 =1.675, 1G^#q,%X_v Y=1-=0.82 5@!st OW@\./nM ⑨ 计算大小齿轮的 S\#1 7.= 安全系数由表查得S=1.25 D(]E/k@;~ 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 ej(ikj~j 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 J'T=q/ 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 `T&jPA9eY 查课本得到弯曲疲劳强度极限 y 1\'(1 小齿轮 大齿轮 p/GVTf 6'-As=iw 查课本得弯曲疲劳寿命系数: 5:.{oSy7n K=0.86 K=0.93 >I"V],d!6 ~AB*]Us 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 p&b5% 4P []= ~d
>W?A []= n/4i|-^ 2kh"8oQ WyhhCR=; 大齿轮的数值大.选用. 0JjUAxNq (eWPis[ ⑵ 设计计算 $ &UZy|9 计算模数 PkuTg"; , X{> }^kL|qmjR 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: Cb;WZ3HR T^.Cc--c z==24.57 取z=25 }T_Te?<& {w6/[-^ 那么z=5.96×25=149 !ZXUPH r(A.<`\ ② 几何尺寸计算 Nf41ZT~ 计算中心距 a===147.2 @OpNHQat9 将中心距圆整为110 IH*s8tPc cC{"<fYF 按圆整后的中心距修正螺旋角 V^s0fWa <@v]H@E =arccos )?! [}t PJ4(}a 因值改变不多,故参数,,等不必修正. xg@NQI@7 *iA4:EIP 计算大.小齿轮的分度圆直径 c]k*}W3T _HOIT d==42.4 f9$xk|2g XRN+`J d==252.5 ~nLN`Hd >w6taX 计算齿轮宽度 nAJdr*`a,5 #]WqM1u B= 1Tp/MV/> "UFs~S|e 圆整的 ENVk{QE! U&Wwyu:4i
大齿轮如上图: CTa#Q, YIhm$A"z0" jhgX{xc 0fXLcal 7.传动轴承和传动轴的设计 [(kB
5 a g]~h(mI 1. 传动轴承的设计 U @v*0 -7H^n#] ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 G6P)C##ibn P1=2.93KW n1=626.9r/min uQ$^;Pr T1=43.77kn.m a3SlxsWW ⑵. 求作用在齿轮上的力 UB`ToE|Ii 已知小齿轮的分度圆直径为 eYUr-rN+)z d1=42.4 "^j>tii 而 F= :e1o<JgPt F= F f>o,N{| #hfuH=&oh F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N $q?$]k|M` e1myH6$W g:l.MJT DhLqhME53 ⑶. 初步确定轴的最小直径 6d[_G$'nk 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 ,fDEz9-, ~[o4a ' _ZB\L^j) %=we`& 从动轴的设计 pL=d% m.W #m{{a]zm^ 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, N]EcEM # P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M W1Lr_z6
⑵. 求作用在齿轮上的力 BcjP+$k4_ 已知大齿轮的分度圆直径为 dCe4u<so\ d2=252.5 XKA&XpF 而 F= Jf)bHjC_V F= F )5j;KI%t i@5[FC F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N %=AxJp!a Pz#7h*;cw. %
}|cb7l nMfFH[I4 ⑶. 初步确定轴的最小直径 0_P}z3(M 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 1be %G [* NgCuFL(Ic 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 aJL^AG 查表,选取 o}Odw; 4to% `)] 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 87%*+n:?* 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 .#u_#=g? L9Z;:``p ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 OdWou|Gz 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 (iJ1
;x heaR X4 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. Tu{&v'!j6 'bGX-C D B 轴承代号 07Gv* . 45 85 19 58.8 73.2 7209AC [ xOzzp4 45 85 19 60.5 70.2 7209B `-`qdda 50 80 16 59.2 70.9 7010C "'8KV\/D 50 80 16 59.2 70.9 7010AC JXG"M#{ qm Tb-~ +x9cT G nVu&/ x\&`>>uA 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ihh4pD27g 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, 2)#K+O3c ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. pME{jD
FJ*i\Q/D ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. RT93Mt%P ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, E ca\fkj 高速齿轮轮毂长L=50,则 Q'+MFld LA_3=@2.H L=16+16+16+8+8=64 i |{Dd%4vK 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. Am8x74? aK,z}l(N 5. 求轴上的载荷 `c/*H29 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, ;fw1 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. /&u<TJ4 A^ _a3$,0 ,D\GGRw ]0;864X0 KZ!3j_pKy IchCACK U.AjYez |K?#$~ 2,lqsd:xM +\li*G]:J 1)}=bhT 传动轴总体设计结构图: 2L AYDaS =n^!VXaL]] J7C4V'_ Qn ^bVhG+ (主动轴) mzQ`N}]T:
k OvDl!^ yNm:[bOER 从动轴的载荷分析图: Ngb(F84H? x^"ES%* 6. 校核轴的强度 K"<PGOF 根据 c}3W:}lW == ;"O&X<BX- 前已选轴材料为45钢,调质处理。 fzjU<?} 查表15-1得[]=60MP 7W6cM%_B 〈 [] 此轴合理安全 ,!V]jP)
;> m"x 8、校核轴的疲劳强度. [1 Ydo` ⑴. 判断危险截面 h^
-.]Y 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. +(uYwdcN ⑵. 截面Ⅶ左侧。 sC[yI Up 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 y9#$O(G 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Qb8KPpd 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 `mye}L2I 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 Qu,8t8 截面上的弯曲应力 a[lY S{ OD Ur 截面上的扭转应力 \rykBxs == "EU{8b 轴的材料为45钢。调质处理。 /ywD{* 由课本得: SWp1|.=Sm C"lJl k9g^ 因 jGrN\D?h 经插入后得 .To;"D;j, 2.0 =1.31 ^-FRTC 轴性系数为 2MA]j T =0.85 Tz2-Bp]h K=1+=1.82 ;n\= R 5. K=1+(-1)=1.26 ~Oe Ppa\ 所以 *5<Sr q' 3]-_q"Co4f 综合系数为: K=2.8 (Qgde6 K=1.62 T5Dw0Y6u, 碳钢的特性系数 取0.1 iCP/P% 取0.05 ;,&8QcSVY 安全系数 bqanFQj S=25.13 #d{=\$= S13.71 MxzLK%am ≥S=1.5 所以它是安全的 v#=`%]mL 截面Ⅳ右侧 {brMqE>P# 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 >:=|L%]s;\ `:'w@(q 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 'WHHc 9rG, `si#aU 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 =66Nw(E. Vtppuu$ 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 $3D'4\X~? 截面上的弯曲应力 bslrqUk_`= 截面上的扭转应力 1_$xSrwcF ==K= Gu=STb K= ?j^=u:< 所以 Iqs+r? 综合系数为: mj?16\|] K=2.8 K=1.62 8 i&_Jgmr 碳钢的特性系数 RvJ['(- 取0.1 取0.05 DoC(Z)o 安全系数 9;yn}\N ` S=25.13 sBv>E}*R S13.71 s<x1>Q7X~ ≥S=1.5 所以它是安全的 /S:F)MO9 Gamr6I"K 9.键的设计和计算 K.gEj*@ *%Qn{x ①选择键联接的类型和尺寸 lCW8<g^ 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. o`khz{SU: 根据 d=55 d=65 W~_t~Vg5 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 2/,0iwj- b=20 h=12 =50 zU6a'tP [nxE)D ②校和键联接的强度 )a}"^1 查表6-2得 []=110MP K; FW 工作长度 36-16=20 jClj_E 50-20=30 MJj4Hd ③键与轮毂键槽的接触高度 PLM _#+R> K=0.5 h=5 2A4FaBq" K=0.5 h=6 ~.PP30' 由式(6-1)得: ,?
E&V_5 <[] OT
%nr zP <[] 8#R?]Uwq 两者都合适 @|yeqy_: 取键标记为: doHF|<s 键2:16×36 A GB/T1096-1979 g%[n4 键3:20×50 A GB/T1096-1979 bIt=v)%$ 10、箱体结构的设计 ()PKw,pD 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, v;{{ y- 大端盖分机体采用配合. ^"8G`B$r O!D/|.Q#% 1. 机体有足够的刚度 _eLWQ|6Fx 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 fpM#XFj "s
W-_j] 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 dAJ,x
=` 3*DXE9gA9 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 l2b{u
GE 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 *X%m@KLIKv O?bK%P]ay 3. 机体结构有良好的工艺性. QGiAW7b5 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. &R+#W EjEFg#q 4. 对附件设计 ba@ax3 A 视孔盖和窥视孔 tXF]t
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 yh;Y,;4 B 油螺塞: (7lBID4 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。 b syq* C 油标: } :iBx 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 2k7bK6=nm 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. :lcea6iO ^CzYDq D 通气孔: ]^"k8v/ 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. uK*Nu^ E 盖螺钉: dOa!htx] 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 bC@k>yC- 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. )J/HkOj"V F 位销: ;mm!0]V 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. 9-h.|T2il G 吊钩: _3Q8n| 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. q5&Ci` 5''*UFIF1 减速器机体结构尺寸如下: B_3QQtjAl w=r&?{ 名称 符号 计算公式 结果 ZIxRyo-i 箱座壁厚 10 .I?@o8'x 箱盖壁厚 9 A,i()R'I 箱盖凸缘厚度 12 lXrD!1F 箱座凸缘厚度 15 U/MFhD(06 箱座底凸缘厚度 25 bk#xiuwT 地脚螺钉直径 M24 ru.5fQU 地脚螺钉数目 查手册 6 Xer@A;c 轴承旁联接螺栓直径 M12 $,1dQeE 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 #Olg(:\ 轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 ,-*iCs< 视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 C77D{@SM 定位销直径 =(0.7~0.8) 8 $&-5;4R'0 ,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 V:
p)m&y6 22 <3
@}Lj 18 I{.HO<$7D} ,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 "|LQK0q3 16 ,j;PRJ 外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 Rmh*TQu 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 +!>LY 齿轮端面与内机壁距离 > 10 ]Bu DaxWN 机盖,机座肋厚 9 8.5 :F|\Ij0T 轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) =TcOn Qj 150(3轴) &H;8QZ8uw 轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) ;"7/@&M\m 150(3轴) VZxTx0: , k'13f,o} 11. 润滑密封设计 nsJ:Osq| UOI^c 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. e9@(/+ 油的深度为H+ DnyYMe!r H=30 =34 {Bs+G/?o/ 所以H+=30+34=64 ?iSGH'[u 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 t{(Mf2GR1
b :\D\X 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 ]6~k4 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 OhWC}s 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 w!,QxrOV~ 大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 9]~PCZ2j WM< \e 12.联轴器设计 nk08>veG i&F~=Q` 1.类型选择. ,?=KgG1i 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 qpgU8f 2.载荷计算. &+;uZ-x 公称转矩:T=95509550333.5 I)[B9rbe 查课本,选取 &c^7O#j 所以转矩 [}k| 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 S:97B\u`
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm wXCyj+XB* mTd<2Hy 四、设计小结 O)<r>vqe} 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。 ' o=E!? 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。 ~= 9Vv 五、参考资料目录 wiV&xl [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; q!*MH/R [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; rt;gC[3\ [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; $MT}l
[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; M7p8^NL [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 aJQXJ,>Lv [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; Ar~{= X [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。
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