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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 WaZ@ t2%bHIG} 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 n<(5B|~y Vm%ux>} 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) wQ/@+$> >C d&K9H 目 录 z_iyuLRdb . R8W< 一 课程设计书 2 NBR'^6 'MM~~: 二 设计要求 2 #z54/T FO)nW:8] 三 设计步骤 2 F#C 6.`B w"Y55EURB 1. 传动装置总体设计方案 3 P`Wf'C^h 2. 电动机的选择 4 ~$&r(9P 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 >71w
#K 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 gJcL{] 5. 设计V带和带轮 6 vh{1u 6. 齿轮的设计 8
Tee3U%Y 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 n7YWc5:CaL 8. 键联接设计 26 5T@'2)BI= 9. 箱体结构的设计 27 i{RS/,h4 10.润滑密封设计 30 4Fc1' 11.联轴器设计 30 vWU4ZBT8G N`GwL
aF 四 设计小结 31 nf@u7*#6 五 参考资料 32 ?ut juMdl _A0avMD} 一. 课程设计书 -bX.4+U 设计课题: ;;J98G|1 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 ^RDXX+ 表一: Kpbber 题号 p:n^c5 R$,iDv.jI 参数 1 lcJumV=%> 运输带工作拉力(kN) 1.5 F[giq1# 运输带工作速度(m/s) 1.1 9 7qS.Z27 卷筒直径(mm) 200 rnr8t] ?'_7#0R_0 二. 设计要求 *LQY6=H 1.减速器装配图一张(A1)。 |>V>6%>vK6 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ~(E8~)f) 3.设计说明书一份。 o5A_j?t lNPbU ~k 三. 设计步骤 9&FV=}MO 1. 传动装置总体设计方案 5}aC'j\ 2. 电动机的选择 M|]1}8d? 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ee?ZkU#@ 4. 计算传动装置的运动和动力参数 P9chRy 5. “V”带轮的材料和结构 ="eum7 6. 齿轮的设计 Xr;noV-X 7. 滚动轴承和传动轴的设计 bo/!u
s# 8、校核轴的疲劳强度 PP`n>v=n 9. 键联接设计 6?x{-Zj^? 10. 箱体结构设计 51'SA
B09 11. 润滑密封设计 0'oT {iN 12. 联轴器设计 2g545r. QQ8W;x 1.传动装置总体设计方案: 0'}?3/u- }&hgedx 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 4V3
w$:, 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, 6-YR'ikU 要求轴有较大的刚度。 1qN9bwRO 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。
aj B 其传动方案如下: G{Q'N04RA uQ1;+P:L 图一:(传动装置总体设计图) @]3Rw[%z Y% 9F 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 ~jTnjx 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 F}[;ytmUS 传动装置的总效率 B)`X7uG η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; mf'1.{ 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, X*q
C:]e η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, aH"c0A 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 vw; _q$fw& 2.电动机的选择 C(Y6t1 +yI^<BH 电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, k| o,gcU 经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, s~w+bwr 则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 3NWAyCq- rT) R*3 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, YTh4&wm `:4cb$ 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 i%
lB
U1 Z`KmH.l! 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 N|LVLsK UQ~rVUo.c [40 YoVlfM 方案 电动机型号 额定功率 TI P E9hWn0 e kw 电动机转速 x"80c(i 电动机重量 +rY0/T_0, N 参考价格 o7seGw<$X 元 传动装置的传动比 uy{KV"%"^g 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 ^*Fkt(ida 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 dp+Y?ufr mio'm 中心高 [\yI<^_a 外型尺寸 Hd`RR3J L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD U s5JnP 5 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 MzG.Qh'z LsV"h< 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 Oa
.%n9ec +pm8;& (1) 总传动比 w>s 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 }D O# {@af (2) 分配传动装置传动比 s qKkTG3 =× '*;rm*n 式中分别为带传动和减速器的传动比。 k5YDqGn'q 为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 ?_r"Fg;" 4.计算传动装置的运动和动力参数 'c D"ZVm1 (1) 各轴转速 \tqAv'jA| ==1440/2.3=626.09r/min /<Et ==626.09/5.96=105.05r/min (" %yV_R (2) 各轴输入功率 wSMgBRV#^ =×=3.05×0.96=2.93kW QPEv@laM =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW urB.K<5ZA 则各轴的输出功率: d6VKUAk'7> =×0.98=2.989kW Dr:}k* =×0.98=2.929kW *79<ypKG$ 各轴输入转矩 ?`>yl4 =×× N·m s>X;m.< 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· `L>'9rbZO 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m $;1~JOZh =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m u4'Lm+&O 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m \ck3y]a[ =×0.98=242.86N·m iC]}M 运动和动力参数结果如下表 Su7?-vY 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min n'H\*9t 输入 输出 输入 输出 I"1\R8
R 电动机轴 3.03 20.23 1440 s7?kU3y=s 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 k*Kq:$9" 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 ~0NZx8qG wkGF&U 5、“V”带轮的材料和结构 lI 8"o>-~ 确定V带的截型 ZU|nKt<GK 工况系数 由表6-4 KA=1.2 {~"=6iyj 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 a lR}|ez V带截型 由图6-13 B型 JoYzC8/r fomkwN 确定V带轮的直径 0AEs+= 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm DiX4wmQ 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s i/L1KiCLx 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm [xC
(t]S- O\w%E@9Fh 确定中心距及V带基准长度 `@&qf}` 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 [I9d 360<a<1030 KlPH.R3MPO 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm C*9m `xh [Dhc9 初定V带基准长度 TwN8|ibVmP Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm rW^&8E[ SXL6)pX V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm b}
*cw2 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 0[];c$r< 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
Du/s J}x5Ko@ 确定V带的根数 -=RXhE_{ 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw !ZVMx*1Cf 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 O6pjuhMx 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 vcmS]$} 带长修正系数 由表6-2 KL=1 YpL}R# ZBGI_9wZ V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 y+PukHY u{ng\d*KE} 取Z=2 it,%T)2H V带齿轮各设计参数附表 bk<3oI
_#_Ab8# 各传动比 !EFd-fk ft7wMi V带 齿轮 -zkB`~u_ 2.3 5.96 S:d `z' Eq?o/'e 2. 各轴转速n 86_Zh5: (r/min) (r/min) Hq9(6w9w 626.09 105.05 m0 P5a%D R
Q8okA 3. 各轴输入功率 P ,d7@*>T& (kw) (kw) 1a<,/N}}t 2.93 2.71 q\,H9/.0k c"~TH.,d 4. 各轴输入转矩 T 3FdoADe{{ (kN·m) (kN·m) J4gIkZD 43.77 242.86 *+IUGR x83XJFPWL 5. 带轮主要参数 ^Z!W3q Q 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) W+#?3s[FV 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 -K0tK~%q 带的根数z K!9=e7|P 160 368 708 2232 B 2 34U~7P
r9 84{<]y 6.齿轮的设计 u/zC$L3B( +bXZE (一)齿轮传动的设计计算 kC+A7k6 #0R;^#F/ 齿轮材料,热处理及精度 YmwVa
s 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 vfj Ipg%i (1) 齿轮材料及热处理 ]X5*e' 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 H [v~ 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 z TK ② 齿轮精度 H)p{T@ 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 &5a>5ZG} V7^?jck 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 Rpr#
,| 按齿面接触强度设计 i{8=; o _-t/
? 确定各参数的值: <Z&gAqj 2 ①试选=1.6 rYLNV!_ 选取区域系数 Z=2.433 OYKV* HGKm?'[' 则 j7W_%Yk|E ②计算应力值环数 t.w?OyO N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) sJD"u4#y =1.4425×10h ^_oLhNoez2 N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) J7xZo=@k ③查得:K=0.93 K=0.96 8RK\B%UW ④齿轮的疲劳强度极限 7HF\)cz2 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: Ik,w3 }*P* []==0.93×550=511.5 D|S)/o6 Tx xc-$z []==0.96×450=432 U` U/|@6 许用接触应力 mZ5UaSG &Jn%2[; ⑤查课本表3-5得: =189.8MP 52~k:"c =1 #Y:/^Q$_qS T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 MG<~{Y84} =4.47×10N.m c{<3\ 3.设计计算 5 909O ①小齿轮的分度圆直径d eDm,8Se ufo?ZFq@$L =46.42 P~#jvm! ②计算圆周速度 Ia\Nj
_-%L 1.52 #:yZJS9f9 ③计算齿宽b和模数 ,P:.' 计算齿宽b qm '$R3g b==46.42mm ~\^8
^ 计算摸数m /j^zHrLN 初选螺旋角=14 .{}t[U = nMnc&8r ④计算齿宽与高之比 ]uZH 0 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ZO`d =46.42/4.5 =10.32 2.[qcs3zl ⑤计算纵向重合度 &>/nYvuq - =0.318=1.903 D3Mce|t^ ⑥计算载荷系数K WX[ycm8 使用系数=1 %`TLs^ 根据,7级精度, 查课本得 nGf@zJDb 动载系数K=1.07, '-x%?Ll 查课本K的计算公式: ~%
c->\Q K= +0.23×10×b }_;nln?t( =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 zPXd]jIwV 查课本得: K=1.35 &yN<@. 查课本得: K==1.2 =_86{wlk 故载荷系数: @4|/| ! K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 ^\I$tnY` ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =Dz[|$dV d=d=50.64 NX;&V7 ⑧计算模数 Mc8^{br61 = MnQ_]cC 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 1Y`MJ\9 由弯曲强度的设计公式 u2eqVrY ≥ N3?d?+A$ +u#x[xO ⑴ 确定公式内各计算数值 o]Ki+ U ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m |(V3 确定齿数z Nt'5} 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 XVfQscZe 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 YszhoHYh Δi=0.032%5%,允许 usA!MMH4 ② 计算当量齿数 DkIkiw{L z=z/cos=24/ cos14=26.27 u|ZO"t z=z/cos=144/ cos14=158 Xx^c?6YM ③ 初选齿宽系数 m|k,8guG 按对称布置,由表查得=1 X}yYBf/R` ④ 初选螺旋角 Ef!F;D e)A 初定螺旋角 =14 J]UHq$B ⑤ 载荷系数K ~IXfID!8 K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 *O;N"jf
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y VX%+!6+fS 查得: ke0W? 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 W@tLT[}CG 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 5"Yw$DB9 hD*?\bBs0 ⑦ 重合度系数Y uv5@Alm 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 hqBRh+[ =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 RB"rx\u7K =14.07609 !S:@x.n@iR 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 D4\I;M^ ⑧ 螺旋角系数Y R<=t{vTJ5 轴向重合度 =1.675, [wR8q,2
Y=1-=0.82 iH>djGhTh ($s{em4L ⑨ 计算大小齿轮的 _X[c19q 安全系数由表查得S=1.25 *pMA
V[^ 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 &u8c!;y$b 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 ,zFN3NLtA 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 Ba6xkEd 查课本得到弯曲疲劳强度极限 Pz 'Hqvd 小齿轮 大齿轮 sn(}5; BP6Shc|C 查课本得弯曲疲劳寿命系数: #!/Nmd=Nj K=0.86 K=0.93 (
~>Q2DS p!ErH]lH 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 hd~rC*I []= O^#u%/ []= UL%ihWq @-}]~|< yKJ^hv"# 大齿轮的数值大.选用. B^9 #X5! 7 SZR#L ⑵ 设计计算 yH^*Fp8V
计算模数 @XmkIm _HsvF[\[ w.f[) 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: R.N*G]K5 @Hh"Y1B z==24.57 取z=25 i"xDQ$0G6 7W"menw 那么z=5.96×25=149 "puz-W'n Xdt+\}\ ② 几何尺寸计算 }3 }=tN5 计算中心距 a===147.2 B5G$o{WM 将中心距圆整为110 (#]KjpIK
"=.|QKC1` 按圆整后的中心距修正螺旋角 7krA+/Qr( +b W|Q>u =arccos 3;:V1_JA S)yV51^B 因值改变不多,故参数,,等不必修正. ub5hX{uT 7p6J 计算大.小齿轮的分度圆直径 !`lqWO_/
: _ GSw\r d==42.4 #cS,5(BM t;Om9 d==252.5 N &=2 / q;.]e#wvh 计算齿轮宽度 K8Zk{on sdQv:nd'R B= c ?XUb[ mNoqs&UB 圆整的 ,~(}lvqVH VsEAo 大齿轮如上图: 4sjr\9IDC }3w b*,Sbz B_glyC (B<AK4G 7.传动轴承和传动轴的设计 @~3c"q;i7 :'~ gLW>j 1. 传动轴承的设计 3:lp"C51 x35s6 ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 tYZGf xj P1=2.93KW n1=626.9r/min %PbqASm T1=43.77kn.m G6{A[O[ ⑵. 求作用在齿轮上的力 ^1=|(Z/ 已知小齿轮的分度圆直径为 ZGhoV#T@ d1=42.4 #%b()I_([ 而 F= ^]&{"! F= F [[h)4H{T )O C[;>F7 F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N K"j=_%{ 5l0rw)
U^BXCu1km es+_]:7B9 ⑶. 初步确定轴的最小直径 Cf[F`pFM 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 <Cu?$ 9Pk3}f)a 5dw@g4N %^ kDY]>v 从动轴的设计 x*8f3^ wE Juqn
X 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, (!5}" fj P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M yVQz<tX| ⑵. 求作用在齿轮上的力 Ej09RO"pB 已知大齿轮的分度圆直径为 cqL7dlhIl d2=252.5 Z !25xqNCd 而 F= y6jmn1K F= F *jw$d8q2 DPQGh`J F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N Bye@5D 8t:h 3(})uV 'oZn<c` ⑶. 初步确定轴的最小直径 K6*UFO4}i 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 LiD |4(3 y<%.wM]-J 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 1 lCikS^c 查表,选取 vs)I pV( 8G l5)=2 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 qL5#.bR 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 ro^6:w3O^ - b\V(@5 ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 \.;ct 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 R5&$h$[/ GHC?Tp 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. ph12x: @B P,;b'-5C D B 轴承代号 4B8S e 45 85 19 58.8 73.2 7209AC l9NOzAH3 45 85 19 60.5 70.2 7209B + }XL>=-5 50 80 16 59.2 70.9 7010C Ms'TC;&PS 50 80 16 59.2 70.9 7010AC gLSG:7m@ QB3d7e)8> 5 (21gW9 Fr3d#kVR i=X* 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 RJ}yf|d-C 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, :7Z\3_D/ ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. YUVc9PV)Ws 7hF,gl5 ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. H")N_BB ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, Fwx~ ~"I 高速齿轮轮毂长L=50,则 2VV[*QI '
MS!ss=r L=16+16+16+8+8=64 Q_]!an( 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. xngeV_xc2 }]g95xT 5. 求轴上的载荷 L>~@9a\jO 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, MX`Wg 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. mU3Y) 2 ]DCF aFr!PQp4{ or%gTVZ IglJEH[+ #7~tL23}] %EVV-n@ TvWU[=4Yk pqH(
Tbjq <=m
30{;f
)+w/\~@ 传动轴总体设计结构图: qb-2QPEB |z#m t(j_eq}J 8_<&f%/ (主动轴) 8!uL-_ Bn ^Cc8F3os= zJfK4o 从动轴的载荷分析图: Esz1uty L_Y9+
e 6. 校核轴的强度 4/HY[FT 根据 k(-Z@ == Z{a{H X[Jx 前已选轴材料为45钢,调质处理。 %$ir a\
sM 查表15-1得[]=60MP @zr8%8n 〈 [] 此轴合理安全 '0CXHjZN cyGN3t9`. 8、校核轴的疲劳强度. pYLY;qkG" ⑴. 判断危险截面 Dm|gSv8d, 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. ^e aRgNz ⑵. 截面Ⅶ左侧。 k1f3?l
vlU 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 &\"Y/b] 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 [}A_uOGEP 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ){O1&|z- 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 f.b8ZBNj> 截面上的弯曲应力 FylWbQU9 2I]]WBW#: 截面上的扭转应力 vx\nr8'k == `d}W;&c 轴的材料为45钢。调质处理。 rPiiC/T.` 由课本得: j<l#qho{h 'GV&] 因 Xzx[C_G 经插入后得 Yl)eh(\&J 2.0 =1.31 |`_ <@b 轴性系数为 $kxu;I =0.85
&7L~PZ K=1+=1.82 c&Gz>
L K=1+(-1)=1.26 j}|N^A_ S 所以 eZ@Gu
dr|| !{\ 综合系数为: K=2.8 \g~ws9'~ K=1.62 ELN|;^-/|Q 碳钢的特性系数 取0.1 U9<_6Bsd 取0.05 +Fk4{p 安全系数 Nl~Z,hT$* S=25.13 Fy 4Tvg S13.71 { A:LAAf[6 ≥S=1.5 所以它是安全的 Ff[H>Lp~ 截面Ⅳ右侧 ((-aC` 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ]~?S~l% x9xzm5 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 McT\ R{/ dzgs%qtK 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 J*}VV9H q$MHCq; 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 b%3Q$wIJ6 截面上的弯曲应力 NlA*\vco 截面上的扭转应力 -`-ACWeNV ==K= >:.w7LQy/ K= !aQIh 所以 SW3wMPy&s 综合系数为: :0nK`$' K=2.8 K=1.62 nURvy}<r 碳钢的特性系数 NOF?LV 取0.1 取0.05 i%xI9BO9 安全系数 G{F6 S=25.13 M{*kB2jr S13.71 sk#9x`Rw ≥S=1.5 所以它是安全的 .KFA218h*x ;rNd701p" 9.键的设计和计算 !$D&6M|C8l ,`D/sNP,q ①选择键联接的类型和尺寸 vAi"$e 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. !-KCFMvT 根据 d=55 d=65 UV?[d:\>' 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 b+W)2rFO b=20 h=12 =50 ;
Zh9^0 XQK^$Iq]V ②校和键联接的强度 P`}$-#D F 查表6-2得 []=110MP _i-\mR_~ 工作长度 36-16=20 1W*V2`0> 50-20=30 IZ+*`E ③键与轮毂键槽的接触高度 D=2~37CzQ1 K=0.5 h=5 \'[3^/(' K=0.5 h=6 W5pn;u- sz 由式(6-1)得: =\M)6"}y} <[] '-`O.
4u <[] /d[Mss 两者都合适 6@&fvf 取键标记为: <[bQo&B2 E 键2:16×36 A GB/T1096-1979 a/#+92C 键3:20×50 A GB/T1096-1979 F@g17 aa 10、箱体结构的设计 4/b(Y4$,[r 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, HB%K|&!+ 大端盖分机体采用配合. vxb@9eb!H Dq|GQdZ>o 1. 机体有足够的刚度 B@d1xjp)'] 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 j]AekI4I 64SW 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 PVhik@Yoh V>6QPA^ 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 D2{L= 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 g-XKP X)8e4~(? 3. 机体结构有良好的工艺性. Xj%,xm>}!u 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. +.=1^+a >#INEO 4. 对附件设计
%W(^6p! A 视孔盖和窥视孔 b)d^ `J 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 xF&6e&nv B 油螺塞: <&`:& | |