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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 4}0YLwgJ #IqRu:csp 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 %bdBg 6"[,
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) V=>]&95-f tk 5p@l 目 录 g^=Ruh+ @b5$WKPX 一 课程设计书 2 oj?y_0}:^ ^x(s!4d] 二 设计要求 2 h y\iot X}QcXc.d 三 设计步骤 2 ZRr.kN+F QQ=tiW 1. 传动装置总体设计方案 3 j39"iAn 2. 电动机的选择 4 Az?^4 1r8 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 @,G\`;Ma 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 Nd;pkssd 5. 设计V带和带轮 6 PCH$)F4^ 6. 齿轮的设计 8 = 'e_9b\K 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 ]-+l.gVFW 8. 键联接设计 26 Cnu])R 9. 箱体结构的设计 27 r0\C2g_X 10.润滑密封设计 30 "-IF_Hid 11.联轴器设计 30 elD|b=(-
]h`d>#Hw! 四 设计小结 31 j(pe6 五 参考资料 32 NJ$Qm.S Z;dR:|%) 一. 课程设计书 Kb/qM}jS 设计课题: UQb|J9HY4 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 7D~~<45ct 表一: Smh=Q4,W 题号 bXM&VW?OP urL@SeV+$ 参数 1 XZTH[#MqeI 运输带工作拉力(kN) 1.5 NUuIhB+ 运输带工作速度(m/s) 1.1 V72?E%d0 卷筒直径(mm) 200 ^%U`|GBZp vZqW,GDfXo 二. 设计要求 =|c7#GaiF 1.减速器装配图一张(A1)。 pQ ul0] 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 [KW)z#`* 3.设计说明书一份。 &!+1GI9z
gEgd/Le 三. 设计步骤 *^Z -4 1. 传动装置总体设计方案 u&f|z9 2. 电动机的选择 je>mAQKi\ 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 P|;v > 4. 计算传动装置的运动和动力参数 TTo?BVBK 5. “V”带轮的材料和结构 M@pF[J/ 6. 齿轮的设计 '+GYw$ 7. 滚动轴承和传动轴的设计 m&MZn2u[4i 8、校核轴的疲劳强度 $9G".T 9. 键联接设计 <#./q LSR 10. 箱体结构设计 k~QmDq 11. 润滑密封设计 VAdUd { 12. 联轴器设计 iQiXwEAi[ Q[T)jo,j% 1.传动装置总体设计方案: iqWkhJphv T.WN9=N 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 raMtTL+ 2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, btDTC9O 要求轴有较大的刚度。 kWCxc0 3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 Jg.^h1>x 其传动方案如下: mF>{cVTF l5enlYH 图一:(传动装置总体设计图) @k-GyV-v OskQ[
e0 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 rF/<}ye/4M 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 {Bpu-R&T 传动装置的总效率 &~=d;llkT η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; =<P$mFP2* 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, a{.-qp η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, , LqfwA| 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 ;_/!F}d v#5hK<9 2.电动机的选择 e"Tr0k (J
j'kW6G6 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+eeVy 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, R{9G$b1Due 则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 b>& 3XDz fV!~SX6S 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, YgQb(umK 7lzmAih 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 *M6j)jqV U6YQ*%mZ_ 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 Ed#Hilk' ~#=70 X09i+/ICK 方案 电动机型号 额定功率 %(r.`I$ P iu`B8yI kw 电动机转速 CI|#,^ 电动机重量 AaM~B`B N 参考价格 _u#r;h[ 元 传动装置的传动比 )jw!,"_4 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 #*"I?B/fd8 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 ?+byRoY>&g v;s^j 中心高 EB
p(^rj 外型尺寸 jZ,=tF 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 W: 3fLXk+ 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 M1K[6V! jf=90eJc 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 VB=jKMi g:&PjKA (1) 总传动比 58PL@H~@0 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 jq(rnbV (2) 分配传动装置传动比 EV
R>R =× [4mIww% 式中分别为带传动和减速器的传动比。 D\z`+TyJ 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 |_16IEJ 4.计算传动装置的运动和动力参数 $A)[s$ (1) 各轴转速 i MF-TR ==1440/2.3=626.09r/min `OWwqLoeA ==626.09/5.96=105.05r/min /)V8X#, (2) 各轴输入功率 .R&jRtb/E =×=3.05×0.96=2.93kW 2-rfFqpe =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW OlX
otp8 则各轴的输出功率: TcH7!fUj =×0.98=2.989kW :MF+`RpL =×0.98=2.929kW BHS8MV L@ 各轴输入转矩 GOX2'N\h^ =×× N·m 5&}p'6*K 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· mHc5NkvQC 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m b2hXFwPe =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m *,Sa*-7( 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m mzn#4;m$ =×0.98=242.86N·m dMa6hI{k 运动和动力参数结果如下表 ]KQBek#DD 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min e Y(JU5{ 输入 输出 输入 输出 <1kK@m -E 电动机轴 3.03 20.23 1440 BBj>ML\X 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 bD V/$@p 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 f}Uf*Bp _[y<u}) 5、“V”带轮的材料和结构 wU&vkb)k 确定V带的截型 *YP;HL 工况系数 由表6-4 KA=1.2 j$r2=~1 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 3:3>k8 V带截型 由图6-13 B型 #6 M3BF et@<MU@` 确定V带轮的直径 Uq(fk9`6 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm (CY#B%* 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s /Hyi/D{ W 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm )/BbASO$)Z A7zL\U4 确定中心距及V带基准长度 GNM+sdy+ 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 =L,7~9 360<a<1030 ]=(PtzVa 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm b4>1UZGW- Z (C0+A\ 初定V带基准长度 e0`5PVJ Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm LDj*~\vsq 8]l(D V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm 'E4}++\ 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm @"/:Omh 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 '~AR|8q? Z4D[nPm$ 确定V带的根数 `~2I 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw kB_T9$0e# 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 *m[[>wE 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 \y+@mJWa 带长修正系数 由表6-2 KL=1 J{PNB{v K8fC>iNbH V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 MD[;Ha k6(0:/C 取Z=2 0uJ??4N9 V带齿轮各设计参数附表 3NN)ql D[3QQT7c 各传动比 %ZGG6Xgw ";
mlQyP V带 齿轮 Uh3N#O 2.3 5.96 N) X1^Q1?0 2. 各轴转速n #:tC^7qk (r/min) (r/min) &|fWtl;43 626.09 105.05 #bGYd}BfD :O]US)VSj 3. 各轴输入功率 P b-YmS=* (kw) (kw) }[SYWJIc 2.93 2.71 ;.3
{}.Y fY!9i5@' 4. 各轴输入转矩 T * 5(%'3 (kN·m) (kN·m) +w8$-eFY 43.77 242.86 JHg
y&/ 3|4<SMm 5. 带轮主要参数 +3]V>Mv 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) W 'R^GIHs 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 YZ6"
s- 带的根数z /?u]Fj 160 368 708 2232 B 2 `pfRY! ^n*:zmD 6.齿轮的设计 >YR2h/S *Nur>11D (一)齿轮传动的设计计算 <yw56{w, !EGpI@ 齿轮材料,热处理及精度 DY1"t7
9E 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 x pBQ(6Y (1) 齿轮材料及热处理 ZNJ<@K- 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~ 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 bmO(tQS$5 ② 齿轮精度 `Nv P)| 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 +6:jm54 D_ XOYzN} 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 yacN=]SW5 按齿面接触强度设计 Em(Okr,0 ogJ * 确定各参数的值: 3 5/ s\ ①试选=1.6 8LUl@!4b 选取区域系数 Z=2.433 z&CBjlh I?_WV_T& 则 o,{]<Sm ②计算应力值环数 r(JP&
@ N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) a&u!KAQ =1.4425×10h 5RyxVC0< N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) 2Q;rSe._` ③查得:K=0.93 K=0.96 1,+swFSN ④齿轮的疲劳强度极限 \s7/` 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: mQ2=t% []==0.93×550=511.5 12tk$FcY8* ?*'0;K13 []==0.96×450=432 A[m<xtm5K 许用接触应力 s01=C3 sW76RKX8 ⑤查课本表3-5得: =189.8MP Hp[i8PJ =1 ,JfP$HJ T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 Q+s2S>U{v =4.47×10N.m +3Z+#nGtk 3.设计计算 nK#%Od{GF ①小齿轮的分度圆直径d v
,zD52 mSGpxZ,IE =46.42 X2'XbG3 ②计算圆周速度 M"6J"s 1.52 <,Mf[R2N> ③计算齿宽b和模数 ~cV";cD5 计算齿宽b #44}Snz b==46.42mm 3gtKD9RL: 计算摸数m t+D= @"BZP 初选螺旋角=14 V>c !V9w = yw{r:fy ④计算齿宽与高之比 1'|gxYT 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 8+H 0 =46.42/4.5 =10.32 1C0'
Gf)3 ⑤计算纵向重合度 wQa,ol_p =0.318=1.903 rU|?3x ⑥计算载荷系数K 5F#FC89Kk 使用系数=1 O^@F?CG :1 根据,7级精度, 查课本得 NDJP`FI 动载系数K=1.07, ^
4*#QtO 查课本K的计算公式: |XV`A)=f K= +0.23×10×b t<"%m)J =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 I@TH^8( 查课本得: K=1.35 \i\>$'f*z 查课本得: K==1.2 )a9C3-8Y' 故载荷系数: s\p 1EL( K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 HVK0NI ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 Q{CRy-ha d=d=50.64 UhJ!7Ws$ ⑧计算模数 =sF4H_B = U2CC#,b!( 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 Q\N >W+d 由弯曲强度的设计公式 6C\WX(@4 ≥ ,aIkiT 9Ais)Wy%p ⑴ 确定公式内各计算数值 }aQ*1V cj ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m 4p%^?L? 确定齿数z rV} 5&N*c 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 Ihv@2{*(b 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 D
!{e Δi=0.032%5%,允许 /IF?|71,m ② 计算当量齿数 tH#t8Tq5x z=z/cos=24/ cos14=26.27 {ft |* z=z/cos=144/ cos14=158 }$g"|;<ha ③ 初选齿宽系数 t<`d*M2w 按对称布置,由表查得=1 "c.-`1,t ④ 初选螺旋角 'H#0-V"= 初定螺旋角 =14 Q<KF<K'0hg ⑤ 载荷系数K f4&;l|R0a K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 Cq'{% ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y F{rC{5@fj 查得: o-JB,^TE 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 G( BSe`f 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 yr?X.Np '-cayG ⑦ 重合度系数Y cI/}rZ+ 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7
HLQ>
|,9 =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 :))&"GY =14.07609 a*iKpr- : 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 JSmg6l?[u ⑧ 螺旋角系数Y MWK)Bn 轴向重合度 =1.675, rhZp Y=1-=0.82 u:tcL-;U
P1Eg%Y6 ⑨ 计算大小齿轮的 m(D-?mhL 安全系数由表查得S=1.25 %oquHkX%OJ 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 d_ x
jW 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 gZBKe!@a| 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 J3e'?3w[ 查课本得到弯曲疲劳强度极限 Jd',v 小齿轮 大齿轮 .}T- R? W;os4'h$ 查课本得弯曲疲劳寿命系数: 8&3&^!I K=0.86 K=0.93 u J]uz% 2.]d~\ 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 YB!f =_8 []= UZmo?&y []= m)?0;9bt fEiNHV x A (p^Q 大齿轮的数值大.选用. K9yZG aof'shS8 ⑵ 设计计算 N9s.nu 计算模数 eu~ u-}. ;PnN$g]Q =sefT@< 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: :SWrx MT ~b0l?P*Ff z==24.57 取z=25 vK+!m~kDu [>\e@ = 那么z=5.96×25=149 BE],PCpPr _HjB'XNr( ② 几何尺寸计算 oiC@ / 计算中心距 a===147.2 y?A*$6 将中心距圆整为110 2(Yg',aMY- )s4:&! 按圆整后的中心距修正螺旋角 %tC[q lj:.}+]r =arccos ld):Am}/o {K}Dpy 因值改变不多,故参数,,等不必修正. >j*0fb!:] }_}
计算大.小齿轮的分度圆直径 L/,gD.h^ @<X[,Mj d==42.4 o|c&$)m -o~n06p d==252.5 !q$>6P %++S;#)~ 计算齿轮宽度 Uovna:" b'`XFB#V B= qJO6m-
>Q ^ mR 圆整的 kmo#jITa` Y C<FKWc 大齿轮如上图: 2V$Jn8v,`{ DMs8B&Y= Io>U-Zd\> ^k{/Yl 7.传动轴承和传动轴的设计 +lZ-xU1 ,,6lQ]wG 1. 传动轴承的设计 VS>hi~j 1vCp<D9< ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 fA0wQz]u P1=2.93KW n1=626.9r/min ~m0=YAlk? T1=43.77kn.m C8YStT ⑵. 求作用在齿轮上的力 wV{j CQ 已知小齿轮的分度圆直径为 p]?eIovi d1=42.4 e6qIC*C ! 而 F= B|+%ExT7 F= F 20}]b*C} AW9%E/{ F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N !vc5NKv#n $Fy~xMA8O pU,\ &3N N1'Yo:_A ⑶. 初步确定轴的最小直径 I")Ud?v0) 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 !U(KQ:j :D>flZi s>WqVuXmn AXi4{Q, 从动轴的设计 0"+QWh >yqEXx5{ 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, K;s` P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M l^o>7 cM ⑵. 求作用在齿轮上的力 .>PwbZ 已知大齿轮的分度圆直径为 mUR[;;l d2=252.5 8{{^pW?x
而 F= <5CQ#^cK F= F sk0/3X*Q% gh"_,ZhZt F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N J4iu8_eH!D #^ .G^d(= *tkf)[( QV*la= j/ ⑶. 初步确定轴的最小直径 Y2N$&]O{ 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 L;b-=mF /w2IL7} 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 vt5>>rl 查表,选取 S_VzmCi 7ruWmy;j 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 4K4u]"1 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 9jl\H6JY| Aqg$q* Y ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 |BGzdBm^x: 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 ]x3 )OjH ,pkzNe`F 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. @e7_&EGR? CaoQPb* D B 轴承代号 5VfpeA` 45 85 19 58.8 73.2 7209AC _nw\ac#* 45 85 19 60.5 70.2 7209B {c&9}u$e 50 80 16 59.2 70.9 7010C #SD2b,f 50 80 16 59.2 70.9 7010AC MzlE fKua om9 pMp@W`i^6 gKIN* Od G~Y#l@8M+ 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 R9+f^o`W 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, aIWpgUd` 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. l?;ReK.r xelh!AtE 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. *\Hut'7 d 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, {>brue*) 高速齿轮轮毂长L=50,则 W`n_m&Y\ \D[~54 L=16+16+16+8+8=64 z:{R4#(Q 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 91#n Aj% UB%;P-RD 5. 求轴上的载荷 1fF\k#BE-% 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, SC2g5i` 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. ab 6D & 2b:I. _b=})** .3
^*_ >rh<%55P` 2Ju,P_<dt Pp|pH|(n , ^^)\|kW? \l 3M\$oS> `7',RUj|D e9B$"_ &2 传动轴总体设计结构图: +6Vu]96=KC <5sfII
'FN3r +Pn`AV1 (主动轴) \<y#$:4r<8 %,) Xi 8ZO~=e 从动轴的载荷分析图: j7HOh|q +T7FG_ 6. 校核轴的强度 yXc@i)9w3 根据 'wTJX> == Je`
w/Hl/U 前已选轴材料为45钢,调质处理。 a.AEF P4N 查表15-1得[]=60MP /3~}= b 〈 [] 此轴合理安全 KhbbGdmfS$
2f -Or/v 8、校核轴的疲劳强度. .O.fD ⑴. 判断危险截面 P99s 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. 11yS2D
⑵. 截面Ⅶ左侧。 0'*'%Iga 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 2?owXcbx 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 hzX&BI 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 SCMZ-^b 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 w~*"mZaG 截面上的弯曲应力 RjX#pb rB5+~
K@ 截面上的扭转应力 8m)E~6 == 'MIM_m)H 轴的材料为45钢。调质处理。 HC ?XNR& 由课本得: Z?'){\$* H\e<fi%Q 因 2E3x= 经插入后得 {{_,YO^w 2.0 =1.31 9L9mi<, 轴性系数为 w9a6F =0.85 hn u/ K=1+=1.82 4'#
_b K=1+(-1)=1.26 %bUpVyi!( 所以 \t@|-` b~FmX 综合系数为: K=2.8 jl4rEzVu K=1.62 aA.TlG@zP 碳钢的特性系数 取0.1 S>p>$m,
Q 取0.05 L"!BN/i_ 安全系数 ZCVN+::Y S=25.13 ]7{-HuQ8>} S13.71 ;rH@>VrR ≥S=1.5 所以它是安全的 Ss7XjWP.} 截面Ⅳ右侧 tMy@'nj 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 b%,`;hy{ ;q$O^r~ 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Q}jl1dIq OC[(Eq 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 \6${Na'\ %@FTg$ 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 1%6}m`3 截面上的弯曲应力 nEm+cHHo? 截面上的扭转应力 RA+k/2]y! ==K= ?wx|n_3<: K= }KHdlhD 所以 2xd G&}$fa 综合系数为: $Mp#tH28 K=2.8 K=1.62 ^T|~L<A3 碳钢的特性系数 qcfLA~y 取0.1 取0.05 vQ}llA
h 安全系数 X;0DQnAI8j S=25.13 !(Y23w* S13.71 fm\IQqIK% ≥S=1.5 所以它是安全的 Tce2]"^;
Ol24A^ 9.键的设计和计算 ,tL<?6_ O(PG"c ①选择键联接的类型和尺寸 UpS`KgF"v 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. MLcc 根据 d=55 d=65 5!G}*u. 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 Y75,{1\l0 b=20 h=12 =50 g+k0Fw]! "tbKKh66 ②校和键联接的强度 e? fFh,a 查表6-2得 []=110MP jC<!Ny-$ 工作长度 36-16=20 GKwm %A 50-20=30 dg4 QA_" ③键与轮毂键槽的接触高度 i9oi}$;J K=0.5 h=5 [x5T7= K=0.5 h=6 b^\u
P 由式(6-1)得: DxT8;`I% <[] 2, ` =i <[] >T4.mB7+> 两者都合适 Nq)=E[$ 取键标记为: VZ;ASA?; 键2:16×36 A GB/T1096-1979 ,xrXby|R" 键3:20×50 A GB/T1096-1979 +)FB[/pXk 10、箱体结构的设计 X/TuiKe 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, gYx|Na,+ 大端盖分机体采用配合. Z!m0nx Y`3>i,S6\ 1. 机体有足够的刚度 hX]vZR&R 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 5TVDt YZdp/X6x 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 Qd 1Q~PBla fNc3&=]] 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 A -G?@U 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 _rK}~y=0 \&J7>vu^y 3. 机体结构有良好的工艺性.
e@6<mir[4 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. iU\WV wz5xJ:T j 4. 对附件设计 m#mM2Guxe A 视孔盖和窥视孔 aO?(ZL 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 1j<=TWit B 油螺塞: J
A ]s 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。 u~6`9'Ms C 油标: #z) @T 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 h84}lxT^] 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. )W~w72j- *BT-@V.4 D 通气孔: O/>$kG%ge 由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. b,8W
| E 盖螺钉: utC]GiR 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 2Tt@2h_L 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. C XZm/^ F 位销: 1GVJ3VXt 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. `itaQGLD G 吊钩: _H|x6X1- 在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. vDz)q vAi
kd#C) 减速器机体结构尺寸如下: ?ZDXT2b~~ HjV3PFg
名称 符号 计算公式 结果 tB4- of3+ 箱座壁厚 10 |r!G(an1x4 箱盖壁厚 9 I3D8xl>P\ 箱盖凸缘厚度 12 )R+@vh#Q<$ 箱座凸缘厚度 15 MVK=' 箱座底凸缘厚度 25 2P~zYdjS 地脚螺钉直径 M24 agN`)
F! 地脚螺钉数目 查手册 6 b&B<'Wb 轴承旁联接螺栓直径 M12 z@^l1)m 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 .G#S*L 轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 a1]k(AuQrC 视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 *[(O&L&0 定位销直径 =(0.7~0.8) 8 #Na3eHT ,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 |f&)@fUI 22 9 W><m[O 18 r}MXXn,f ,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 /pZLt)=P 16 V=
U= 外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 B@` 87 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 $%"i|KTsv: 齿轮端面与内机壁距离 > 10 (X@JlAfB 机盖,机座肋厚 9 8.5 pj G6v(zK 轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) wP- pFc 150(3轴) hV])\t=yf 轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) ~mx me6"v 150(3轴) ]fIv{[A_
\1hbCv$Hf 11. 润滑密封设计 V|ax(tHv o-Pa3L= 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. hS}?"ST| 油的深度为H+ a33}CVG-e3 H=30 =34 i)g=Lew 所以H+=30+34=64 LX'.up11X5 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 *+re2O)Eh' 3 :X3n\z 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 r4k=i4 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 X"YH49? 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 a H'iW) 大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 e)LRD&Q _>%P};G{> 12.联轴器设计 _?kjIF FA<|V!a 1.类型选择. *P_(hG&c 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 jt?4raNW 2.载荷计算. I4:4)V? 公称转矩:T=95509550333.5 fi^I1*S 查课本,选取 3r!6Z5P7{' 所以转矩 P7 O$* 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 l^w=b~|7= 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm n~l9`4wJY Q{T6t;eH 四、设计小结 j}3Avu% 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。 hJ\IE?+ 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。 IL` X}=L_ 五、参考资料目录 Fxdu)F,~u [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; R)MWO5 [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; nfET;:{ [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; {m~.'DU [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; Md(AqaA [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 .|iMKRq [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; zgRZgVj [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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