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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 *c'nPa$+|S f@U\2r 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 ,Y
1&[ -=_bXco} 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) <X9 T}g '6U~|d 目 录 QH%Zbt2qS pm$ZKM 一 课程设计书 2 e45gjjts 9+<%74|, 二 设计要求 2 i
oCoFj
7-a[W 三 设计步骤 2 rUZRYF4C :EOx>Pf_9) 1. 传动装置总体设计方案 3 Q|40
8EM 2. 电动机的选择 4 )X*?M?~\ 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 g%()8QxE1 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 c 32IO&W4 5. 设计V带和带轮 6
!]]QbB 6. 齿轮的设计 8 4u}"ng
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 _ 4:@+{ 8. 键联接设计 26 eZDqW)x 9. 箱体结构的设计 27 =@%;6`AVcp 10.润滑密封设计 30 /7W N,a 11.联轴器设计 30 `m2e
* ;A^0="x& 四 设计小结 31 *Z0 Y:" 五 参考资料 32 :|hFpLt RiHOX&-7 一. 课程设计书 /*g9drwaa 设计课题: xs<~[l 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 [e1kfw 表一: [Xp{ztGE 题号 (!FUu z@!z Q Vp 参数 1 Q y(Gy'q~ 运输带工作拉力(kN) 1.5 |$[WnYP 运输带工作速度(m/s) 1.1 R#j-Z#/" 卷筒直径(mm) 200 a*4"j2j v ,(aOTFQS 二. 设计要求 t;BvKH77 1.减速器装配图一张(A1)。 q^{Z"ifL 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 u{%gB&nC 3.设计说明书一份。 |ocIp/$ nya-Io. 三. 设计步骤 HN'r
ZAZ( 1. 传动装置总体设计方案 J?/.|Y]e 2. 电动机的选择 -[-LR }u 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1rhsmcE 4. 计算传动装置的运动和动力参数 ml7nt0{ 5. “V”带轮的材料和结构 Izrf42 >k 6. 齿轮的设计 f.f5f%lO~ 7. 滚动轴承和传动轴的设计 $lkd9r1 8、校核轴的疲劳强度 eF8!}|*N 9. 键联接设计 k<b`v&G 10. 箱体结构设计 JQVu&S 11. 润滑密封设计 y'sy]Q~ 12. 联轴器设计 bkmW[w:M S<n3wR"^ 1.传动装置总体设计方案: z4l
O H^jFvAI,8 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ucm3'j 2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, }gw
`,i 要求轴有较大的刚度。 BKoc;20; 3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 q|PB[*T 其传动方案如下: GH%'YY3| xl5n(~g)p 图一:(传动装置总体设计图) >`rK=?12< p%304oP6 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 wn*z* 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 %qA +zPf 传动装置的总效率 75Xi%mlE7 η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; oo\0X 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, Ph&AP*Fq η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, MWSx8R)PN 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 z-G|EAON"/ T!6H5>zA 2.电动机的选择 8kZ~ &fBLPF% 6 电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, 2A3;#v 经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, Uo{h.
.7? 则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 yjvH)t/!. W(*:8}m,p 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, {8M=[4_`l xG<H${
k; 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 E-,74B&H 4 !lbwqo 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 -&Fxg>FrYb fFXG;Q8& & - 方案 电动机型号 额定功率 1E Lzzn P ok5
{c kw 电动机转速 v _Bu 电动机重量 jY-i`rJN N 参考价格 ZTG*| 元 传动装置的传动比 8VvoPlo 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 bo&!oY# 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 =
PldXw0 g~d}?B\<@ 中心高 JH2?^h|{ 外型尺寸 sm}q&m]ad 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
G8`q-B}q 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 -tT{h4 /LhAQpUQT5 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 Ygn"7 p}.P^`~j (1) 总传动比 3+m#v8h1 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 h$ M+Yo+ (2) 分配传动装置传动比 !@-j!Ub =× >]"5K<-1 式中分别为带传动和减速器的传动比。 I/9ZUxQCyG 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 P0$ q{ j 4.计算传动装置的运动和动力参数 sS OI5W3A (1) 各轴转速 ?/"@WP9 ==1440/2.3=626.09r/min 9;Ezm<VQ ==626.09/5.96=105.05r/min 3y> .1 (2) 各轴输入功率 xkl'Y * =×=3.05×0.96=2.93kW zsI0Q47\ =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW I"3Qdi 则各轴的输出功率: 7"= =×0.98=2.989kW BZ1@?3 =×0.98=2.929kW ^BjwPh4Z# 各轴输入转矩 fl~k')s =×× N·m IDzP<u8v 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· !.L%kw7z 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m +IVVsVp =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m r4NI(\gU 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m ;: Hfkyy] =×0.98=242.86N·m 8_f0P8R!y 运动和动力参数结果如下表 iAf, :g 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 133lIX+(k 输入 输出 输入 输出 dk({J 电动机轴 3.03 20.23 1440 }*$-rieg 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 Y,WcHE 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 3z:
rUhA +n9&q#ah 5、“V”带轮的材料和结构 [x!T<jJ 确定V带的截型 U_!"&O5lr 工况系数 由表6-4 KA=1.2
qfppJ8L 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 6luCi$bL V带截型 由图6-13 B型 "eI-Y`O, dz5bW> 确定V带轮的直径 :<ujk 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm _@sqCf%| 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s D8h?s 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm 3w{4G<I 8c+i+gp! 确定中心距及V带基准长度 *|$s0ga C 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 2b1LC!'U 360<a<1030 %S>lPt 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm -sO EL{ :@_CQc*yB 初定V带基准长度 ]ZO^@sH Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm I=f1kr
pR @[zPN[z. V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm BAmH2" 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm QEUg=*3W= 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 JS&l
h M0c"wi@S_ 确定V带的根数 XPUH\I= 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw 8 gOK?>'9 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 bvEk.~tC' 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 OD>-^W t;% 带长修正系数 由表6-2 KL=1 TKoO\\ tDEpR V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 /CKkT.Le E'[pNU*"x- 取Z=2 7_#v_ A^ V带齿轮各设计参数附表 ? ]kIztH U <4<8' 各传动比 _PNU*E%s< BT d$n!'$n V带 齿轮 LfOGq%& 2.3 5.96 5?9}^s4 jE2ziK 2. 各轴转速n b^Rg_,s (r/min) (r/min) s}|IRDpp 626.09 105.05 p4{?Rhb6 aM? 7'8/ 3. 各轴输入功率 P 7jts;H= (kw) (kw) (O&~*7D* 2.93 2.71 c~RElL 'O\K Wj{ 4. 各轴输入转矩 T
Q:_pW<^ (kN·m) (kN·m) n6Q 3X
43.77 242.86 Ta/G YqNhD6 5. 带轮主要参数 v%zI~g.L 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) 7
hnTHL 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 h3@mN\=h' 带的根数z (CZRX9TT1 160 368 708 2232 B 2 pk;bx2CP8 0pkU1t~9 6.齿轮的设计 cO(|>&tJ rX;(48Y (一)齿轮传动的设计计算 dqF--)Nb )}WG` 齿轮材料,热处理及精度 vNE91 考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 & rw|fF|] (1) 齿轮材料及热处理 ZP%^.wxC ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 i9.52 高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144
:
]
Y= ② 齿轮精度 p' /$)klt 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 C?hw$^w7T $
P#k|A 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 o`RTvGXk 按齿面接触强度设计 []LNNO],X {Qw,L;R 确定各参数的值: (x.K%QC) ①试选=1.6 FpW{=4yk 选取区域系数 Z=2.433 p(0!TCBs G VEjB; 则 3)Paf`mr ②计算应力值环数 aYPzN<"% N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) ,qvz:a =1.4425×10h b;x^>(It N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) W&bh&KzCW ③查得:K=0.93 K=0.96 ~f% gW ④齿轮的疲劳强度极限 4qyL' \d[ 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 5vP*oD []==0.93×550=511.5 M6 0(yTm x5PQ9Bw, []==0.96×450=432 Q3oVl^q 许用接触应力 Q'Q+mt8u5 (V e[FhA ⑤查课本表3-5得: =189.8MP /3+7a\|mKr =1 w
#1l)+ T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 lZ_i~;u4@v =4.47×10N.m G3?8GTH 3.设计计算 7Bmt^J5i&t ①小齿轮的分度圆直径d YToRG7X# y!aq}YS =46.42 uOW9FAW ②计算圆周速度 ~^VcTSY@<L 1.52 +Do7rl ③计算齿宽b和模数 1Z`<HW" 计算齿宽b YtIJJH b==46.42mm z),l&7 计算摸数m RqcX_x(p 初选螺旋角=14 KZDB \T = pQEHWq"Q ④计算齿宽与高之比 Gm>8=
=c 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 b(~NqV!i =46.42/4.5 =10.32 0c:CA>F ⑤计算纵向重合度 %A W =0.318=1.903 bLNQ%=FjO ⑥计算载荷系数K =|?w<qc 使用系数=1 y f+/Kj<
a 根据,7级精度, 查课本得 gQ/zk3?k 动载系数K=1.07, jRq>Sz{8 查课本K的计算公式: U'lrdc"Q K= +0.23×10×b # <&=ZLN =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 QZ{:#iuig 查课本得: K=1.35 tnKzg21% 查课本得: K==1.2 C(?lp 故载荷系数: yil{RfBEr_ K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 B>~E6j7[Mp ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 A?6b)B/e? d=d=50.64 d~[>%& ⑧计算模数 q:nYUW o = +F67g00T| 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 e#W@ep|n 由弯曲强度的设计公式 8vaqj/ ≥ :.sK:W("v $wX5`d1 ⑴ 确定公式内各计算数值 zHu:Ec7 ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m nC`=quM9 确定齿数z u2U@Qrs2 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 h!)(R< 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 q .?D{[2 Δi=0.032%5%,允许 "pHQ ② 计算当量齿数 Dy8Go4 z=z/cos=24/ cos14=26.27 w@oq.K z=z/cos=144/ cos14=158 <vbk@d ③ 初选齿宽系数 ^{Mx?]z 按对称布置,由表查得=1 ,~G[\2~p ④ 初选螺旋角 ZY][LU~l8 初定螺旋角 =14 Uvz9x"0[u ⑤ 载荷系数K w|$;$a7) K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 eL-92]]e ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y ^&Qaf:M 查得: dn`#N^Od 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 n287@Y4Ru 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 s!UC{)g, b\;QR?16R ⑦ 重合度系数Y {~d4;ht1Y 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 Q2k\8i =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 9K%E+_7b =14.07609 vguqk!eo4 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 ~}TVM%0RTq ⑧ 螺旋角系数Y H)(Jjk-O 轴向重合度 =1.675, U>:p`@ Y=1-=0.82 6%fU}si, i44KTC"sB ⑨ 计算大小齿轮的 j[=f;&1 安全系数由表查得S=1.25 ql_aDoj 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 e4?}#6RF 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 UkeW2l`: 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 )DoY*'Cl 查课本得到弯曲疲劳强度极限 wGbD%= 小齿轮 大齿轮 vbA9V<c& mk[=3!J 查课本得弯曲疲劳寿命系数: 8
A2k-X, K=0.86 K=0.93 1_<'S34 ^mG-O 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 2M|jWy _ []= #>!!#e!* []= N(F9vZOs N!btj,vx ~omX(kPzK 大齿轮的数值大.选用. YJr@4!j* Ba@UX(t ⑵ 设计计算 }.e*=/"MB 计算模数 "*TnkFTR H# Vs3*VK HgG"9WBe% 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: I,q3J1K *a\1*Jk z==24.57 取z=25 ]l&_Pv!! JJ[J'xl@ 那么z=5.96×25=149 N !H iQ ;i Ud3'* ② 几何尺寸计算 =SLJkw&w6 计算中心距 a===147.2 u QCQ$ 将中心距圆整为110 QDSB
<0j Is%-r.i 按圆整后的中心距修正螺旋角 3D%I=p( +/AW6 =arccos _L&C4 <e' !9V_U 因值改变不多,故参数,,等不必修正. x/5%a{~j2 xNl_Q8Z?R^ 计算大.小齿轮的分度圆直径 5qUyOkI yPuT%H&i d==42.4 E[e '' -_A0<A . d==252.5 .PxtcC.K .7cQKdvcC 计算齿轮宽度 E+[K?W5 }0qgvw B= uvZ|6cM lZE x0 圆整的 dp-8,Seu 2sWM(SN 大齿轮如上图: "4i(5|whp? QBDi;Xzb+ kg9ZSkJr )I`B+c: 7.传动轴承和传动轴的设计
;-U:t4 \>M3E 1. 传动轴承的设计 D1x~d<j Y+j|T`d ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 h<.&,6R P1=2.93KW n1=626.9r/min xUzfBn T1=43.77kn.m 9?@M Zh ⑵. 求作用在齿轮上的力 y\V!OY@ 已知小齿轮的分度圆直径为 _fa2ntuS=f d1=42.4 .gx*gX1< 而 F= 62a{Ggs{ F= F LB U]^t@ M l.Qj?G F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N -=2tKH`Q ,in`JM<o $)z(4Ev *|ubH?71%Y ⑶. 初步确定轴的最小直径 ~B|K]&/] 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 29
')Y|$, ~B1)!5Z YG!~v~sV U(.Ln@sq 从动轴的设计 O-5H7Kd- SUHyg/|F 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, 3Sf<oYF P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 3zv_q&+8b ⑵. 求作用在齿轮上的力 !fZ{= 已知大齿轮的分度圆直径为 k G4v> d2=252.5 c$bb0J% 而 F= 9;sebqC? F= F `a98+x?JF D$!(Iae F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N {!Jw+LPv$$ .G4(Ryh cZPv6c_w *oKc4S+ ⑶. 初步确定轴的最小直径 ?tV $o,11 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 2LEf"FH0~ gW$X8ECX 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 o.*8$$ 查表,选取 K!0vvP2H nV@k}IJg:? 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 cxp>4[gH 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 e4j:IK> Myg
&H(~ ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 pa`"f&JO 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 。 _>S."cm}!k 71Q-_Hi 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. f{t5r .|G([O^H D B 轴承代号 .m9s+D]fI 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 7%b?[}y4 45 85 19 60.5 70.2 7209B \U\ W Q 50 80 16 59.2 70.9 7010C ~C\R!DN, 50 80 16 59.2 70.9 7010AC [daUtKz ~Uz,%zU#3 [:&4 Tp*C &$:1rA_v xRuAt/aC 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 W]}y:_t4 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, {U=Mfo?AH ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. \_bk+}WJ]s rF'_YYpr> ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. p~J|l$%0rQ 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, U(4>e! 高速齿轮轮毂长L=50,则 kc
Q~}uFB ^_0zO$z, L=16+16+16+8+8=64 (P%{Tab 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 3MPmLV#f 8E`A`z 5. 求轴上的载荷 dUegHBw_`R 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, qb'4x){ 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. F%Oy4*4 o
EXN$SIs X0wvOs: pN|BtrN{ 7:awUoV8f $Y&
8@/L D"UCe7 JVy- Y tbG^9d 'M8wjU t@m!k+0 传动轴总体设计结构图: =BW;n]ls F6^Xi"R[ {"k}C2K'r olda't (主动轴) " iAwD8- Q"rQVO j]Y`L?!Q 从动轴的载荷分析图: 2%o@ ?Rp U?]}K S;6 6. 校核轴的强度 wyWe2d 根据 hq+j8w}<- == .S4c<pMap 前已选轴材料为45钢,调质处理。 PggjuPPh 查表15-1得[]=60MP \zOo[/-< 〈 [] 此轴合理安全 b{4@~>i G)5R
iRcs 8、校核轴的疲劳强度. 'y_<O |- ⑴. 判断危险截面 w1>uD] 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. Dfz3\|LJ ⑵. 截面Ⅶ左侧。 5AFy6Ab 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 &}}UdJ` 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 +8p4\l$<` 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 EGJ d:>k 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 T'C^,,if 截面上的弯曲应力
&=ZVU\o: )c432).Z 截面上的扭转应力 LKC^Y)6o == _TLB1T^/4 轴的材料为45钢。调质处理。 my1FW,3 由课本得: d-k`DJ! y@GqAN'DK[ 因 ^UJB%l 经插入后得 WK$d<:" 2.0 =1.31 nev@ykP6 轴性系数为 B=!&rKF =0.85 J]mG!# 9 K=1+=1.82 ;YGCsLT<xt K=1+(-1)=1.26 WZh%iuI{C 所以 , yd]R4M }Zuk}Og9+ 综合系数为: K=2.8 "2m (*+ K=1.62 8_*31Y
碳钢的特性系数 取0.1 }X|*+< 取0.05 GycW3tc]_& 安全系数 gPT<%F S=25.13 M_BG:P5 S13.71 'GyO ≥S=1.5 所以它是安全的 cVb&Jzd 截面Ⅳ右侧 _dQg5CmlG 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
xa"8"8 (g HCu
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 THN//}d ,;D$d#\" 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 E&z`BPd /8Wfs5N 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 j-$F@p_2F 截面上的弯曲应力 3bU(ea^e$ 截面上的扭转应力 5 *R{N
~> ==K= @'AjEl:&-_ K=
fV(WUN+ 所以 o(L8 -F 综合系数为: _ J t K=2.8 K=1.62 ~vPR9\e 碳钢的特性系数 '73g~T%$^* 取0.1 取0.05 /}kG$~
安全系数 =tS#t+2S S=25.13 T%Nm S13.71 QKB*N)%6 ≥S=1.5 所以它是安全的 % S vfY { iZ( U] 9.键的设计和计算 E3vYVuw 7{JIHY+ ①选择键联接的类型和尺寸 o)]mJb~XG- 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. V zTHW5B 根据 d=55 d=65 Kg;u.4.-M 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 WeiDg,]e$b b=20 h=12 =50 <
M o b0|;v-v ②校和键联接的强度 fw3P?_4;* 查表6-2得 []=110MP 7TU(~]Z 工作长度 36-16=20 V<A$eb>6 50-20=30 rgw@ ③键与轮毂键槽的接触高度 1Qk]?R/DN K=0.5 h=5 '>:c:Tewy K=0.5 h=6 k[Ue}L| 由式(6-1)得: pf8M0,AY <[] Z<IN>:l <[] ,j!%,!n o 两者都合适 FGey%:p9$ 取键标记为: |MMaaW^" 键2:16×36 A GB/T1096-1979 W/@-i|v 键3:20×50 A GB/T1096-1979 7.y35y 10、箱体结构的设计 J\l'nqS" 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, 5Y4#aq 大端盖分机体采用配合. +ktubJ@Qgj ;.U<Lr^9# 1. 机体有足够的刚度 MHqk-4Mz 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 dMw}4c3E I83 _x|$FZ 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 uc>]-4
kxH`
c 因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm zI.%b7wq 为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 <N(r- 8= "01 3. 机体结构有良好的工艺性. fNk0&M 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. f2iA5 rCV] ){I!orQ 4. 对附件设计 aoHAB<.C A 视孔盖和窥视孔 Ud& '*, 在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 oJ.5! Kg B 油螺塞: ua!43Bp 放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 %7hf6Xo= C 油标: ],-(YPiAD 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 Am@:<J 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. -P:o ^_)g mW=9WV D 通气孔: Tf40lv+{ 由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. `$t|O&z E 盖螺钉: z'01V8e 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 "lRxatM 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. -, uT8' F 位销: -2B3 xIZJ 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. %Y-5L;MI G 吊钩: 0.kC| 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. 1| dXbyUd M2Jb<y] 减速器机体结构尺寸如下: 9]%2Yb8SC A5E^1j}h@ 名称 符号 计算公式 结果 Yb\d(k$h 箱座壁厚 10 f= A`{8^ 箱盖壁厚 9 5t,X; 箱盖凸缘厚度 12 xzXNcQ 箱座凸缘厚度 15 3Z}v%=5
" 箱座底凸缘厚度 25 &~:+2 地脚螺钉直径 M24 QlMv_|`9 地脚螺钉数目 查手册 6 YSbeCyv 轴承旁联接螺栓直径 M12 4I8QM&7 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 oU|_(p"e| 轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 ~"VM_Lz]5 视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 3b?8<* 定位销直径 =(0.7~0.8) 8 g(C/J9J ,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 ?c<uN~fC= 22 xW|8-q 18 .*B@1q ,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 w>e+UW25Y 16 LP'~7FG 外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 O7oq1JI]Y 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 M5:j)oW 齿轮端面与内机壁距离 > 10 vNHvuwK 机盖,机座肋厚 9 8.5 hmB`+?,z* 轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) NJCSo(O 150(3轴) v7/k0D . 轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) uO>pl37@ 150(3轴) /r8sL)D+ qpjiQ,\:b 11. 润滑密封设计 Y;"jsK{$ t?H
sfN 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. d;nk>6<| 油的深度为H+ 3^iVDbAW{ H=30 =34 CfT(a!;Eox 所以H+=30+34=64 6_&S
?yA 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 pfR~?jYzm LYr9a( 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 y eam-8 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 L}7 TM:% 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 mV0u:ws
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 ^{YK'60 ;9<?~S 12.联轴器设计 {55f{5y3
c m%nRHT0KAf 1.类型选择. 6~l+wu<$ 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 6tGF 2.载荷计算. ,/qY 9eh 公称转矩:T=95509550333.5 )NK#}c~5 查课本,选取 N85ZbmU~
所以转矩 \]g51U!' 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 o;21|[z 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm SkmKf~v Z_a@,k:+[ 四、设计小结 /Ny#+$cfk 经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 N_G84wxx 我觉得,虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距,但我想至少是自己动手了,并且通过这次设计,使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处,懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此,我想在剩下的一年半时间里,我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高,拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点,一定要努力的去改进、提高它,这样自己才会不断的进步,虽然“人无完人”,但我想我们不断的改进、提升自己,最后会使自己成为比现在的自己更强,更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 IBUFXzl 五、参考资料目录 1p$ *N [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; 1SH]$V4C [2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; >[&ser [3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版; <rvM)EJv| [4]《减速器选用手册》,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版; [dXa, [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 4|4 *rhwp [6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版; ^M\X/uq$E [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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