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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 b&)5:&MI /a9!Cf
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 Sb2v_o ;r\(p|e 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) gJN0!N' Q[n\R@ 目 录 :Sg&0Wj+#j LwqC~N 一 课程设计书 2 B:TR2G9UT NR%Y+8^M 二 设计要求 2 }Rvm &?~O cV
K7 三 设计步骤 2 unl1*4e+ @r^!{ 1. 传动装置总体设计方案 3 -[7O7' 2. 电动机的选择 4 gApoX0nrv 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 +ZsX*/TOn 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 Y
qdWctUY 5. 设计V带和带轮 6 <Cpp?DW_ 6. 齿轮的设计 8 \5
pu|2u 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 x+5p1sv6 8. 键联接设计 26 MZv]s 9. 箱体结构的设计 27 hi2sec|;< 10.润滑密封设计 30 3k$[r$+" 11.联轴器设计 30 U
5w:"x %u\26[/ 四 设计小结 31 Fqq6^um 五 参考资料 32 \0;(VLN'U R,2=&+ e 一. 课程设计书 NUJ~YWO; 设计课题: $& ~;@*[ 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V S0/usC[r 表一: K/_9f'^ 题号 P,pnga3Wu w FtN+ 参数 1 Ds8
EMtS 运输带工作拉力(kN) 1.5 [s1pM1x 运输带工作速度(m/s) 1.1 yoe}$f4 卷筒直径(mm) 200 Yj(4&&Q ^H'a4G3 二. 设计要求 iTo k[uJ} 1.减速器装配图一张(A1)。 ?^#lWx q 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 >RI>J.~ 3.设计说明书一份。 E:E4ulak =1;= 三. 设计步骤 9%)=`W 1. 传动装置总体设计方案 H4-qB Z' 2. 电动机的选择 ^nK7i[yF.k 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 !/{+WHxIr| 4. 计算传动装置的运动和动力参数 \(UKdv 5. “V”带轮的材料和结构 +#J,BKul 6. 齿轮的设计 hIv@i\` 7. 滚动轴承和传动轴的设计 j5$BK[p. 8、校核轴的疲劳强度 vH%gdpxX 9. 键联接设计 )U<Y0bZA! 10. 箱体结构设计 ~|Y>:M+0Z 11. 润滑密封设计 g+8hp@a 12. 联轴器设计 9a$56GnW1 X2 6
1.传动装置总体设计方案: " K* 0o&MB
Dp 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 -ZOBAG* 2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, >k7q
g$ 要求轴有较大的刚度。 YA(@5CZ 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。 ra ' 其传动方案如下: AF,BwLN m(OvD! 图一:(传动装置总体设计图) >?W[PQ5 yx %~|HFYd 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 G28O%jD? 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 DrW#v-d 传动装置的总效率 Q-TV*FD. η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; L *[K>iW 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, + bhym+ η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, [p r"ZQ] 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 4IdT' X*oMFQgP 2.电动机的选择 N@o?b s$h]
G[x 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, QvPD8B 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, w>?Un,K 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。 -5G)?J/* ]Al;l*yw 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, %Tn#- CENVp"C/` 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 v]:=K-1n {y
kYW%3s 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 jMBiaX`F 5 +9Ze9 o;F" {RZ 方案 电动机型号 额定功率 H/F+X?t$0 P u?+bW-D'd kw 电动机转速 n7LfQWc 电动机重量 DmqX"x%P N 参考价格 m@Ev~~; 元 传动装置的传动比 ?0*8RK 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 Y o0FUj 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 (3vHY`9 )YW<" $s 中心高 :Gqy>)CxX 外型尺寸 )(Iy<Y?# L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD -l+P8:fL~ 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 %n0;[sD0A JYqSL)Ta*t 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 C}g9'jY "T/>d%O1b (1) 总传动比 Tq<2`*Qs 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 "+ "{+k5t (2) 分配传动装置传动比 ^u)z{.z'H/ =× >v;8~pgO 式中分别为带传动和减速器的传动比。 f}%D"gz 为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 Sywu=b 4.计算传动装置的运动和动力参数 K2_Qu't0$ (1) 各轴转速 K5Wg"^AHY/ ==1440/2.3=626.09r/min D8K-K]W@ ==626.09/5.96=105.05r/min H( -Y (2) 各轴输入功率 <M?: =×=3.05×0.96=2.93kW k ^'f[|} =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW s)A<=)w/e 则各轴的输出功率: UsVMoX^ =×0.98=2.989kW :)f7A7 :; =×0.98=2.929kW Ha>*?`?yI 各轴输入转矩 z5\;OLJS, =×× N·m Lju7,/UD 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· W3W'oo 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m OY-w?'p?W =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m R 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m FwKj+f" =×0.98=242.86N·m 5}ie]/[| 运动和动力参数结果如下表 H14Ic.& 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min !{,F~i9 输入 输出 输入 输出 d87vl13 电动机轴 3.03 20.23 1440
,"-Rf<q/ 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 YEu1#N 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 F7m?xy "tit\a6\( 5、“V”带轮的材料和结构 dth&?/MERL 确定V带的截型 txql 2 工况系数 由表6-4 KA=1.2 Fh7'[>onw 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 I<b?vR 'F V带截型 由图6-13 B型 N<|$h5isq ?C0l~:j7D 确定V带轮的直径 jd`},X / 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm MjfFf} @ 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s _:n b&B 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm q}Z3?W
v
]Sl<%ry 确定中心距及V带基准长度 wu<])&F 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 31+;]W=
360<a<1030 07T70[G 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm _;A $C( 57{oh") 初定V带基准长度 Dz=k7zRg" Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm 5y2?
f F,Xo|jjj V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm x Ha=3n 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm y@bcYOh3 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 xynw8;Y, .N4 确定V带的根数 7DW]JK l 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw XALI<ZY 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 ~H)4)r^ 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 ?i\B^uB 带长修正系数 由表6-2 KL=1 BIaDY<j90 QlFZO4 P3| V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 B
(/U3}w- rRES8/ 取Z=2 +eQe%U V带齿轮各设计参数附表 *x~xWg9^ vqslirC 各传动比 %HQ.| ;T]d MfO V带 齿轮 _fFU#k:MU 2.3 5.96 z><5R|Gf b/$km?R 2. 各轴转速n a~h:qpgc (r/min) (r/min) "Y`3DxXz 626.09 105.05 ,iNv' {C`GW}s{4 3. 各轴输入功率 P |9xI_(+{kP (kw) (kw) TG48%L 2.93 2.71 D8{D[fJ; U8#xgz@ 4. 各轴输入转矩 T 5 /",<1 (kN·m) (kN·m) e[u?_h 43.77 242.86 -!RtH |P D\~zS`} 5. 带轮主要参数 05Fz@31~ 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) uxn)R#? 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 )'4P.>!!aQ 带的根数z %OR|^M 160 368 708 2232 B 2 ;?fS(Vz~ uy _wp^ 6.齿轮的设计 aeyNdMk- &hHW3Q(1 (一)齿轮传动的设计计算 gC%G;-gm %z]U LEYrZ 齿轮材料,热处理及精度 P;ZU-G4@ 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 kB:Uu}(=N (1) 齿轮材料及热处理 #$~ba%t9% 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 2N#$X'8 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 ?rVy2! ② 齿轮精度 Z0!5d< 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 2'jOP"G mM.*b@d- 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 <>xJn{f0c 按齿面接触强度设计 KAA-G2%M j!~l,::$"X 确定各参数的值: uf<@ruN ①试选=1.6 ~\p]~qQ\K 选取区域系数 Z=2.433 l}^3fQXI =.<@`1 则 0l*]L`]L# ②计算应力值环数 5V[oE\B N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) gwrYLZNGI =1.4425×10h sKz`aqI N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) ;a=w5,h: ③查得:K=0.93 K=0.96 W/z7"# ④齿轮的疲劳强度极限 1sE?YJP- 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: U/ V []==0.93×550=511.5 [%~
:@m 'oNO-)p\#! []==0.96×450=432 5IOFSy` 许用接触应力 +cJy._pi! C`=p+2I] ⑤查课本表3-5得: =189.8MP exh/CK4; =1 pA.J@,>`}
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 Ng><n} =4.47×10N.m <H3ezv1M 3.设计计算 -50HB`t ①小齿轮的分度圆直径d 3<=,1 cU ;Mm7n12z C =46.42 ^m#-9- ` ②计算圆周速度 `
8W* 1.52 f:*vr['d ③计算齿宽b和模数 Sw^X2$h 计算齿宽b ~AYN b==46.42mm a8u9aEB 计算摸数m 1XG!$4DW 初选螺旋角=14 ]A
FI\$qB\ = h1 WT ④计算齿宽与高之比 L!/\8-&$P 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 NW~z&8L =46.42/4.5 =10.32 =/<LSeLxH ⑤计算纵向重合度 g71[6<D =0.318=1.903 kP#e((f, ⑥计算载荷系数K ZnFi<@UB) 使用系数=1 A[G0 .>Wk 根据,7级精度, 查课本得 _AV1WS;^^8 动载系数K=1.07, O/:UJ( e{ 查课本K的计算公式: s}5cSU!| K= +0.23×10×b ,1'4o3 =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 PFUO8>!pA\ 查课本得: K=1.35 GdB.4s^ 查课本得: K==1.2 VxP&j0M> 故载荷系数: _X~87 K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 6nhMP$h ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 4'W '}o|{ d=d=50.64 'c\iK=fl ⑧计算模数 nEzf.[+9/ = pEECHk 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 f= >OJ!: 由弯曲强度的设计公式 |6Gm:jV ≥ wf,7== .xf<=ep ⑴ 确定公式内各计算数值 G!4(BGx& ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m .4.b*5 确定齿数z Y*_)h\f 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 kq\)MQ"/X 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 at2FmBdu C Δi=0.032%5%,允许 oYWR')8g ② 计算当量齿数 :akT 'q# z=z/cos=24/ cos14=26.27 -}K<ni6 z=z/cos=144/ cos14=158 !lo/xQ< ③ 初选齿宽系数 aq7~QX_0G 按对称布置,由表查得=1 !w
BJ,&E ④ 初选螺旋角 ,C3,TkA] 初定螺旋角 =14 04r$>#E ⑤ 载荷系数K d[rv1s>i K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 XMG]Wf^%\< ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y tabT0 查得: HF|oBX$_ 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 -OSa>-bzNx 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 Jk,;JQ Z{'i F ⑦ 重合度系数Y j,]Y$B 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 H@]MXP[_ =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 {Ay"bjZh =14.07609 hY`\&@ 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 phO;c;y} ⑧ 螺旋角系数Y zbJT&@z 轴向重合度 =1.675, g^zs,4pPU< Y=1-=0.82 !!Z?[rj O12eH ⑨ 计算大小齿轮的 yCCrK@{oo 安全系数由表查得S=1.25 j65<8svl 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 vv26I 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 ]qhPd_$?D' 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 +SJd@y@fR 查课本得到弯曲疲劳强度极限 ;#Q%j%J 小齿轮 大齿轮 LdJYE;k Ju 4@xE8`+bG 查课本得弯曲疲劳寿命系数: H#ClIh?'b K=0.86 K=0.93 W456!OHa (p%>j0< 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =-p$jXVW% []= [z7bixN []= ID/F ?7{H|sI $ImrOf^qt 大齿轮的数值大.选用. Y))NK'B5 1^gl}^|B ⑵ 设计计算 :%IoM E 计算模数 ']+Uu'a =hl }.p mc4i@<_? 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: /hO1QT}xd 5atYOep z==24.57 取z=25 2#k5+?-c61 '(/7[tJ 那么z=5.96×25=149 Q|@4bz i) NIw\}[-Z0E ② 几何尺寸计算 |fo0 计算中心距 a===147.2 itMg|%B% 将中心距圆整为110 H=
X|h) S{3nM< 按圆整后的中心距修正螺旋角 fDSv?crv ^Ox3XC =arccos u(G*\<z- 9?k_y ZV 因值改变不多,故参数,,等不必修正. q:g2Zc'Y~W W6Y@U$P#G 计算大.小齿轮的分度圆直径 )+fh-Ui t%8d-+$ d==42.4 X]'7Ov 2PG [7u^ d==252.5 /7
Cn(s5 o !^ _"~ 计算齿轮宽度 YID4w7| ~zw]5| B= M+x,opl +zs4a96[ 圆整的 ,UuH}E r
hfb ftw 大齿轮如上图: ccL~#c0P7 h\'n**f_x 4
uQT5 ZzX~&95G 7.传动轴承和传动轴的设计 ."Y
e\>k /Ju;MeE9 1. 传动轴承的设计 x|vqNZ\F |n] d34E ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 S<J}[I7V P1=2.93KW n1=626.9r/min ,\@O(;
mF T1=43.77kn.m ^,]B@t2 ⑵. 求作用在齿轮上的力 BX yo 已知小齿轮的分度圆直径为 QMZ)-ty" d1=42.4 d \35a4l 而 F= )K2HK&t: F= F &@3H%DP}Ql %D[0nt|X F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 1PatH[T[ &e8s65` ]EpWSs!"g [2Ud]l:6E ⑶. 初步确定轴的最小直径 ZGd!IghL 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 ~_!F01s 42qYg(tZ 4f;HQ-Iv S1?-I_t+] 从动轴的设计 H8On<C= /7YF mI/0 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, d0,s"K7@ P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M LA)[ip4 ⑵. 求作用在齿轮上的力 jfqopiSi 已知大齿轮的分度圆直径为 j.@\3' d2=252.5 @n": w2^B 而 F= tmtT( F= F #KiRfx4G y? co| F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N .?hP7;hhI @W9x$ GbaEgA'fa @#-q^}3 ⑶. 初步确定轴的最小直径 XSZ k%_ 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 bv*,#Qm 5hy""i 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 +PuPO9jKO@ 查表,选取 "^]cQ"A "l*`>5Nn9 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 'uxX5k/D@t 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 I'0@viF"Nx ,kn">k9 ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 |x-S&- 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 。 x
a06i# QhK#Y{xY 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. >#y^;/bb
]]wA[c~G D B 轴承代号 9,r rQQD_ 45 85 19 58.8 73.2 7209AC xcf%KXJf6 45 85 19 60.5 70.2 7209B JC3m.)/ 50 80 16 59.2 70.9 7010C =Yt
R` 50 80 16 59.2 70.9 7010AC _}En/V_ ksN+?E4w =Fr(9( byfJy^8G <N9[?g) 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 y7i*s^ys{ 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, DY?Kfvef 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. 7fba-7-P 9& 83n(m 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. +qwjbA+ 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, lh;:M-b9 高速齿轮轮毂长L=50,则 & J2M1z% F;<xnC{[ L=16+16+16+8+8=64 #: [<iSk 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. Q{lpKe0 9c6gkt9eB 5. 求轴上的载荷 KW^7H 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, &E=>Hj(dTG 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. LMAE)]N y`XU~B)J1 -#HA"7XOE d >t<_} Rw:*'1 G8Y<1%`< E`uY1B[c E}nH1 Kiu_JzD 9uA>N EpX&R,Rxk 传动轴总体设计结构图: cbT7CG ,~]tg77 pv Gf\pu "*srx] (主动轴) K$E3QVa ?qWfup\S Y/ .Z.FD` 从动轴的载荷分析图: ?3.b{Cq{- 'GS"8w~j 6. 校核轴的强度 ^>hW y D 根据 %*0^0wz == EKsT~SS 前已选轴材料为45钢,调质处理。 @8ppEFw 查表15-1得[]=60MP &bfA.&
` 〈 [] 此轴合理安全 ZWKg9 %y7 5?F__Hx*2 8、校核轴的疲劳强度. Dw<bn<e- ⑴. 判断危险截面 < F.hZGss7 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. O4V.11FnW ⑵. 截面Ⅶ左侧。 j+uLV{~g6 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 n4R(.N00 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Ke2ccN 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 J2xw) + 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 s)6U_ 截面上的弯曲应力 ^!<BQP7 P>NF.BCq 截面上的扭转应力 rFj-kojg == Pu*6"}#~ 轴的材料为45钢。调质处理。 w.YiO5|y 由课本得: dE4L=sTEsy |6K+E6H 因 U<_3^ 经插入后得 <YhB8W9 P 2.0 =1.31 Kk-S}.E 轴性系数为 z4jR[x, =0.85 @W[f1 K=1+=1.82 UJCYs`y K=1+(-1)=1.26 /7|V+6jV 所以 ~l]ve,W[ W"}M1o 综合系数为: K=2.8 %)/P^9I6 K=1.62 Tk:h@F|B.| 碳钢的特性系数 取0.1 XH}\15X 取0.05 0"\H^ 安全系数 ?&63#B,iZ S=25.13 g" .are'7 S13.71 p8h9Ng*&` ≥S=1.5 所以它是安全的 ~,oMz<iMV 截面Ⅳ右侧 =E.t`x= 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ;h*K }U FrL]^59a 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 >aj7||K 1p/3!1 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 DVB{2~7 4 =F]FP5V 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 zxbpEJzpn 截面上的弯曲应力 W;'!gpa 截面上的扭转应力 M42Ssn) ==K= X\@C.H2ttY K= ,!Z*5 所以 h?BFvbAt 综合系数为: ^=RffrlZU K=2.8 K=1.62 $o0iLFIX/ 碳钢的特性系数 'rO!AcdLU 取0.1 取0.05 *E/`KUG] 安全系数 D6>2s\:>vp S=25.13 @|63K)Xy S13.71 W&&;:Fr ≥S=1.5 所以它是安全的 T|7}EAR=b c#Sa]n 9.键的设计和计算 .!$*:4ok a!<8\vzg ①选择键联接的类型和尺寸 B8V>NvE~o 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. ?'@8kpb 根据 d=55 d=65 Sa?ksD2IaB 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 (Pf+0,2 b=20 h=12 =50 zF8dKFE~ AX;8^6.F3 ②校和键联接的强度 zr+zhpp 查表6-2得 []=110MP 4'g;TI^ 工作长度 36-16=20 aT)BR?OYSJ 50-20=30 0=* 8
③键与轮毂键槽的接触高度 l_P-j96WD K=0.5 h=5 OWjk=u2Lz K=0.5 h=6 P"y`A}Bx 由式(6-1)得: %C~1^9uq <[] e;Ti&o} <[] h|VeG3H 两者都合适 6:Ch^c+IZ 取键标记为: #(#Wv?r6 键2:16×36 A GB/T1096-1979 -:2$ % 键3:20×50 A GB/T1096-1979 8\^}~s$$A 10、箱体结构的设计 u frW\X 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, }=gx# 大端盖分机体采用配合. ?Z Rs\+{vG Rzbj 1. 机体有足够的刚度 kP#B5K_U| 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 TUV&vz{ L+Xc-uv["p 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 (l-tvk4Ln E^ P,*s 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 QDs^Ije 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 C([phT; 01r 8$+ 3. 机体结构有良好的工艺性. y#Fv+`YDl 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. A+SE91m }.3nthgz 4. 对附件设计 -fwoTGlX A 视孔盖和窥视孔 { /K.3 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 Qy^1*j<@& B 油螺塞: .y_/U wu 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。 @&%'4j&+ C 油标: i]Fp..`v~ 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
z.$4!$q 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. o<<xY< U1DXeh~V D 通气孔: ROg(U8
N 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. 6+.uU[x@ E 盖螺钉: A<5ZF27 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 %\D)u8} 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. Kqp(%8mf F 位销: !/}O>v~o 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. r"``QmM G 吊钩: ';TT4$(m 在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. tZ}
v%3 6l5:1|8b,! 减速器机体结构尺寸如下: ^T ?RK"p ?]Pmxp
H} 名称 符号 计算公式 结果 jNLw= 箱座壁厚 10 NLUT#!Gr 箱盖壁厚 9 `tHvD=`m. 箱盖凸缘厚度 12 BGOuDKz9C 箱座凸缘厚度 15 UUzYbuS>&l 箱座底凸缘厚度 25 g .onTFwN 地脚螺钉直径 M24 XWA:J^ 地脚螺钉数目 查手册 6 ^HV>`Pjd}= 轴承旁联接螺栓直径 M12 B:gjAb}9T 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 bu:S:` 轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 \R|4( +]x 视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 D B-l$rj 定位销直径 =(0.7~0.8) 8 xl6,s>ob ,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 w8kOVN2b 22 lzYEx 18 tE@;X= ,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 zA$k0p 16 u+'tfFds& 外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 ^aH\7J@Y 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 aa>xIW,u 齿轮端面与内机壁距离 > 10 wF|fK4F 机盖,机座肋厚 9 8.5 txiP!+3OWB 轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) i\KQ!f>A 150(3轴) JHz
[ 7 轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) Min
^> 150(3轴) <F}_ /q1 AWP"b?^G| 11. 润滑密封设计 k p<OJy 7w'wjX- 对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. [x9KVd ^d 油的深度为H+ IB[)TZ2m H=30 =34 Tav*+ 所以H+=30+34=64 clNkph 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 :?/cPg'D *MJX? 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 x7~r,x(xM 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 !P)O(i= 密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 k9L?+PD 大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 +pR[U4$ a#>Yh;FA 12.联轴器设计 ~ ip,Nl .v$D13L(o 1.类型选择. B?4boF?~ 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 oW<5|FaN 2.载荷计算. VO$
iNK 公称转矩:T=95509550333.5 x n5l0'2 查课本,选取 p(~Yx3$* 所以转矩 poToeagZ~Q 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 }HY-uQ%@g 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm BaSZ71>9]r Wzw7tLY._ 四、设计小结 S4G^z}{_ 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。 .u4
W / 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。 :P<]+\m 五、参考资料目录 B5X(ykaX~ [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; Vl:^>jTki [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; 4"(<X [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; cUA7#1\T= [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; {buo^kgj`] [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编
hRs&t,{& [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; Kac' ;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。
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