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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 :vE\r#hJ" &i*e&{L7 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 6ziBGU#.- 2FN# 63 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) 4y,pzQ8a *M6j)jqV 目 录 ]1q`N7 z
E\~Oa; 一 课程设计书 2 "~08<+ Ye/Y<Ij 二 设计要求 2 U@LIw6B!KL W;F=7[h 三 设计步骤 2 V$ "]f6 MX|@x~9W 1. 传动装置总体设计方案 3 OXV9D:bIa 2. 电动机的选择 4 'lgS;ItpKu 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 u)Vn7zh 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 k!g%vx 5. 设计V带和带轮 6 E/C3t2@- 6. 齿轮的设计 8 z'Ut9u 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 75c\.=G9q< 8. 键联接设计 26 }x"8v&3CM_ 9. 箱体结构的设计 27 ]QF*\2b-I2 10.润滑密封设计 30 6+SaO
!lR 11.联轴器设计 30 GP=bp_L a.XMeB 四 设计小结 31 }Gd^r 五 参考资料 32 rpL]5e! T?{F7 一. 课程设计书 @:P:`Zk 设计课题: A/~^4DR 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 or[! C% 表一: %)y-BdSp. 题号 M{X; H'2 3o_@3-Y% 参数 1 Rab7Y,AA 运输带工作拉力(kN) 1.5 "]yfx@)_ 运输带工作速度(m/s) 1.1 3Io7!:+ 卷筒直径(mm) 200 3Zm;:v4y ({hW 二. 设计要求 ^:ehG9 1.减速器装配图一张(A1)。 %p^`,b} 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 -8sB\E 3.设计说明书一份。 5Qxm\?0J 1sXVuto 三. 设计步骤 P2
z~U 1. 传动装置总体设计方案 `m-7L 2. 电动机的选择 W;.LN<bx 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3/CKy##r%] 4. 计算传动装置的运动和动力参数 ]fU0;jzX 5. “V”带轮的材料和结构 v@qVT'qlU 6. 齿轮的设计 >8gb/?z 7. 滚动轴承和传动轴的设计 }J_#N.y 8、校核轴的疲劳强度 =u.hHkx 9. 键联接设计 UQJ 10. 箱体结构设计 P?<G:]W 11. 润滑密封设计 `q7X(x 12. 联轴器设计 DxG8`}+ ;sY n=r 1.传动装置总体设计方案: [f`7+RHrd rf
=Wq_ 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 q) y<\cEO 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, Uq(fk9`6 要求轴有较大的刚度。 (CY#B%* 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。 17!<8vIV$C 其传动方案如下: +w(B9rH #9q
]jjH E 图一:(传动装置总体设计图) G4J)o?:m@ +{s -F g 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 2h`Tn{&1/ 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 eJ60@N\A 传动装置的总效率 WI-I+0sE η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; d{(NeT s 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, KKNQ+'? η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, B5!|L)7>{p 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 luCwP T!t9`I0Zz 2.电动机的选择 ;r95i1a' C]ef
`5NR] 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, /vw$3,*z 经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, QJU\YH%} 则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 v}Kj+9h {,e-;2q 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 1F{,Zr \W"p<oo|H 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 (vwKC
D& ,y[8Vz?: 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 <4.j]BE p4z
thdN[ HD>UTX`&mc 方案 电动机型号 额定功率 2X 0<-Y#' P Nt7z
]F ` kw 电动机转速 0G(|`xG1q 电动机重量 F_nXsKem N 参考价格 :rEZR ` 元 传动装置的传动比 z#/"5 l
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 P$&l1Mp 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 @J<RFgw# ~SYW@o 中心高 yMJ(Sf 外型尺寸 F?b"Rv 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 Zo}vV 2 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 W@Rb"5Gy+ QNGp+xUHJ9 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 c2:oM<6| ev1:0P (1) 总传动比 u4DrZ-v 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 %;b] k (2) 分配传动装置传动比 0t6DD =× <AU0ir 式中分别为带传动和减速器的传动比。 '8;'V%[+ 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 pg{cZ1/ 4.计算传动装置的运动和动力参数 -{NP3zy (1) 各轴转速 Nu@dMG<5 ==1440/2.3=626.09r/min O[ F ==626.09/5.96=105.05r/min W:O p\ (2) 各轴输入功率 @nIoIz
D~ =×=3.05×0.96=2.93kW I8{
mk h =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW M[ ON2P; 则各轴的输出功率: W>&!~9H =×0.98=2.989kW ^m -w@0^z =×0.98=2.929kW =-/sB>-C 各轴输入转矩 OuyO_DSI =×× N·m Hd_,`W@ 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· DSK?7F$_oE 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m _,3%)sn-) =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m :jFZz% 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m x@tI =×0.98=242.86N·m X~Hm.qIR 运动和动力参数结果如下表 3;3 cTXR?= 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min +HlZ?1g 输入 输出 输入 输出 L+8O
4K{ 电动机轴 3.03 20.23 1440 |mT1\O2a 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 p;~oIy\, 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 Bv#?.0Ez; w|61dB 5、“V”带轮的材料和结构 Cm9#FA 确定V带的截型 HF*j=qt! 工况系数 由表6-4 KA=1.2 :-oMkBS 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 |BXp ` V带截型 由图6-13 B型 jOm7:+H |qpFR)l 确定V带轮的直径 (W?t'J^# 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm l YpoS 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s A[m<xtm5K 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm s01=C3 <7`U1DR= 确定中心距及V带基准长度 Hp[i8PJ 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知
b(t8TR#- 360<a<1030 Q+s2S>U{v 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm +3Z+#nGtk nK#%Od{GF 初定V带基准长度 <MoyL1= Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm mSGpxZ,IE yJMo/!DZ V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm v7,- Q* 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm gyxC)br 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 #"fn; pUa\YO1J 确定V带的根数 c-U]3`;Q 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw ~RV"_8`V9 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 z>)lp$ 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 Q=Liy@/+! 带长修正系数 由表6-2 KL=1 MHJRBn{} @U9`V&])F[ V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 V=8npz LMuDda 取Z=2 %!8w)1U V带齿轮各设计参数附表 7MsJ*En a*uG^~
). 各传动比 I=
a?z< W
j`f^^\HJ V带 齿轮 $i1:--~2\ 2.3 5.96 u#NX`_ zL9:e7o 2. 各轴转速n vOv"^X (r/min) (r/min) ^tIYr<I 626.09 105.05 Dw$RHogb~y uvJ&qd8M 3. 各轴输入功率 P Q{CRy-ha (kw) (kw) UhJ!7Ws$ 2.93 2.71 _7~q| U2CC#,b!( 4. 各轴输入转矩 T 7spZe" (kN·m) (kN·m) @!^Y_q 43.77 242.86 ~y"OyO i& w|ahb 5. 带轮主要参数 `ZT/lB` 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) wN^^_ 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 u?F.%j- 带的根数z }<&?t; 160 368 708 2232 B 2 oDayfyy4y) NE4]i 6.齿轮的设计 }pGjc_:'] "=LeHY=9 (一)齿轮传动的设计计算 K(HrwH`a{ l
dp$jrNLr 齿轮材料,热处理及精度 =woP~+ 考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 + R~!G (1) 齿轮材料及热处理 ;aD?BD__Z ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 \S&OAe/b 高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 mq(-L ② 齿轮精度 r$Ni>[as 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 F{rC{5@fj \U##b~Z,g 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 G( BSe`f 按齿面接触强度设计 yr?X.Np <PM.4B@ 确定各参数的值: T Qx<lw ①试选=1.6 f1sp6S0V\ 选取区域系数 Z=2.433 pG'?>]Rt4 y]+[o1]-c 则 J:O&2g"g
②计算应力值环数 btC6R>0 N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) /a)^) =1.4425×10h N(3Bzd) N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) Onou:kmf1 ③查得:K=0.93 K=0.96 _dW#[TCF ④齿轮的疲劳强度极限 O+/{[9s 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: *{5/" H5 []==0.93×550=511.5 1$`|$V1 pred{HEye []==0.96×450=432 d1D=R8P_u 许用接触应力 /I{K_G@ lY2~{Y|4s ⑤查课本表3-5得: =189.8MP 2##mVEo.( =1 G9GHBwT T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 f6nuh&!- =4.47×10N.m Qwve-[ 3.设计计算 +5 gX6V\ ①小齿轮的分度圆直径d uy~$
:0o 3Bvz& `\ =46.42 +$#XV@@~ ②计算圆周速度 -$Kc"rX 1.52 &9z`AY]> ③计算齿宽b和模数 wy{sS} 计算齿宽b XsDZ<j%x89 b==46.42mm B9$pG 计算摸数m f9
:=6 初选螺旋角=14 Bjj=UtI = k\9kOZW ④计算齿宽与高之比 )X:Sfk 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 BE],PCpPr =46.42/4.5 =10.32 _HjB'XNr( ⑤计算纵向重合度 oiC@ / =0.318=1.903 /m,i,NX07 ⑥计算载荷系数K +$xw0)| 使用系数=1 qR_Np5nHF 根据,7级精度, 查课本得 AK%&Kq&PaY 动载系数K=1.07, tF 7u- 查课本K的计算公式: 3orL;(.G K= +0.23×10×b cIC/3g}] =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 -AU'1iRcK7 查课本得: K=1.35 0>D*d'xLd 查课本得: K==1.2 PRx- 0S 故载荷系数: CfD4m,6 K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 GoH.0eQ^ ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 .Cs'@[Ciy d=d=50.64 _qpIdQBo ⑧计算模数 3)9e-@ = .*xO/pn 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 7GG`9!l]D 由弯曲强度的设计公式 .F2"tt?' ≥ 9`5.0** ^eefR5^_w ⑴ 确定公式内各计算数值 59v=\; UI ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m "Mv^S'?> 确定齿数z w7Mh8'P54 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 6c27X/'Z 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 vjh'<5w9Wi Δi=0.032%5%,允许 -nX{&Z3-s ② 计算当量齿数 O8N1gf;t z=z/cos=24/ cos14=26.27 m=/HUt3(&0 z=z/cos=144/ cos14=158 oHp"\Z& ③ 初选齿宽系数 o1b.a*SZ 按对称布置,由表查得=1 0(9gTxdB ④ 初选螺旋角 $G9E=wn 初定螺旋角 =14 .y_ ~mr&d ⑤ 载荷系数K [u J<] K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 yB=R7E7 ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y zf5%|7o 查得: rg#/kd<?[V 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 odJE~\\hw 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 =knLkbiq7, DT6BFx ⑦ 重合度系数Y 4ji'6JHPg 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 2`ERrh^i" =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 Z0D&ayzkh^ =14.07609 xB?!nd 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 ";jAH GbO ⑧ 螺旋角系数Y V~5vR`} 轴向重合度 =1.675, B6\/xKmv?8 Y=1-=0.82 t\!5$P kkj@!1q(wO ⑨ 计算大小齿轮的 +iQ~ Y2Gh 安全系数由表查得S=1.25 UYQ@ub 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 ;A*sub 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 f`\J%9U _O 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 +|K,\
{'U 查课本得到弯曲疲劳强度极限 )=aqj@v 小齿轮 大齿轮 }g%&}`%' 9o6qN1A0g 查课本得弯曲疲劳寿命系数: Q&%gpa).W K=0.86 K=0.93 RC8-6s& ln d4Y[}Fcp+ 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 wLt0Fq6QG []= Et}%sdS []=
=&qfmq a{%EHL,F 20` XklV 大齿轮的数值大.选用. h\Zh^B6J G4#Yz6O ⑵ 设计计算 7ruWmy;j 计算模数 4K4u]"1 y] Cx[ FgPmQ 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: C)9-{Yp a<+Rw{ z==24.57 取z=25 5`K'2 ,c;#~y 那么z=5.96×25=149 qPhVc9D# b
Hy<`p0 ② 几何尺寸计算 WFS6N.Ap 计算中心距 a===147.2 2elj@EB,M 将中心距圆整为110 ?q5HAIZ` SxC(:k2b; 按圆整后的中心距修正螺旋角 Kj6+$l Th~pju =arccos [!ZYtp?Hf 3z8zZ1uzU 因值改变不多,故参数,,等不必修正. *1>T c,mb YsO`1D 计算大.小齿轮的分度圆直径 PM {L}tEQ ~ r$I&8 d==42.4 MUN:}S >4#\ U! d==252.5 _,- \; (hv}K*c{ 计算齿轮宽度 :4COPUBpPV 0nlh0u8# B= DFGgyFay -OfAl~ 4 圆整的 `WQpGBS_z_ BMhuM~?( 大齿轮如上图: a<V
Mh79* >v%UV:7ap EVbDI yFn o%Qn%gaX 7.传动轴承和传动轴的设计 kaCn@$ +.hJ[|F1& 1. 传动轴承的设计 D[Ld=e8t `R$bx 64 ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 y|wR)\ P1=2.93KW n1=626.9r/min hDEZq>& T1=43.77kn.m $5>x)jr:w+ ⑵. 求作用在齿轮上的力 27H4en; o= 已知小齿轮的分度圆直径为 ?
5hwz d1=42.4 +,9Muf h 而 F= +Pn`AV1 F= F \<y#$:4r<8 %,) Xi F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 8ZO~=e j7HOh|q %E2C4UbY 061 f ⑶. 初步确定轴的最小直径 K%vGfQ8Er- 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 .MRLAG 0j{KZy j !`2Z@ ;nf}O87~ 从动轴的设计 MK4CggoC jTY{MY Jh 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, * km- pp P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 0 f"M-x ⑵. 求作用在齿轮上的力 u+8?'ZT, 已知大齿轮的分度圆直径为 Cd7d-'EQn d2=252.5 oga0h' 而 F= +;;pM[U F= F `3F/7$q_ H0mDs7 F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N .s@[-!
p -QP1Se*# kc:2ID& ymyk.#Z<% ⑶. 初步确定轴的最小直径 gJBk&SDgtP 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 pJwy~ L >(a/K2$*1 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 {eo?vA8SE 查表,选取 {{_,YO^w 2c<phmiK 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 w9a6F 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 Jz\'%O' &,`P%a&k ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 @BXV>U2B{ 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 。 GEi^3UD )F35WP~ 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. =p';y& Cqk6I gw D B 轴承代号 K3t^y`z 45 85 19 58.8 73.2 7209AC rW3fd.;kss 45 85 19 60.5 70.2 7209B sQe>LNp,G 50 80 16 59.2 70.9 7010C tt>=Vt' 50 80 16 59.2 70.9 7010AC \7,'o] >M- \Tj(] jDc5p3D&[] |4a#O8d 1{S"
axSL 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 T/C1x9=? 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, v<Ux+- 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. o,RLaS,BK' {z}OZHJN 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. NASRr 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, #65Uei|F`+ 高速齿轮轮毂长L=50,则 sxLq'3( Ws`P(WHm L=16+16+16+8+8=64 z<mU$< 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. C,D~2G w~g)Dz2G 5. 求轴上的载荷 Wz7jB6AWA 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, zKk2>. 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. [e'Ts#($A #`4ma:Pj A3N<;OOk fhmqO0 ?79ABm
a VscEdtkd ,#r>#fi0 L[*Xrp;/& dLm~]V3 .r?-O{2t (v8jVbg 传动轴总体设计结构图: j>Htaa puz~Rfn#* u#Qd`@p ?c^0%Op (主动轴) 9_F2nmEv l7P~_X_)" kGMI
? 从动轴的载荷分析图: GRb"jF>ut (;' ?56 6. 校核轴的强度 &la;Vu"dp 根据 T)]5k3{ == ><[($Gq`g 前已选轴材料为45钢,调质处理。 }cG!93 查表15-1得[]=60MP aQaO.K2 〈 [] 此轴合理安全 "el}@ N$H0o+9-Y 8、校核轴的疲劳强度. j']m*aM1> ⑴. 判断危险截面 B&yb%`9],W 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. g~Zel}h# ⑵. 截面Ⅶ左侧。 cSBYC_LU 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 IXugnvyV 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 ;K0kQ<y-Y 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 'k#^Z 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 `bffw:;% 截面上的弯曲应力 J]~LmSh ZO+c-!%[( 截面上的扭转应力 ]dc^@}1bN == k9.2*+vvg 轴的材料为45钢。调质处理。 Bls\)$ 由课本得:
WLEjRx hd.^ZD7 因 QdL
;|3K9 经插入后得 *S_eYKSl 2.0 =1.31 B8:_yAv o 轴性系数为 mV}
peb =0.85 2`Xy}9N/Y K=1+=1.82 {SW}S_ K=1+(-1)=1.26 J
A ]s 所以 S\
~Wpf =)(o(bfSKr 综合系数为: K=2.8 }\B`tAN K=1.62 YsXP$y]g- 碳钢的特性系数 取0.1 _gjsAbM 取0.05 Kgi%Nd 安全系数 yK<%AV@v S=25.13 52BlFBNV S13.71 1_THBL26d ≥S=1.5 所以它是安全的 ,Utp6X 截面Ⅳ右侧
Q d]5e 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 Q_xE:#!; &)O X*y 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Hm4:m$=p4 T@uY6))>F 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 9. Q;J#;1 !MNUp(: 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 [>Kkj;* 截面上的弯曲应力 <XX\4[wb 截面上的扭转应力 l~wx8
,?G ==K= ;=Jj{FoG% K= 2:Q9gru 所以 _) 2fXG! 综合系数为: p
mcy(< K=2.8 K=1.62 |_8-3 碳钢的特性系数 UwrinkoeE 取0.1 取0.05 *;8tj5du 安全系数 +Cl(:kfYB S=25.13 d>eVR S13.71 1Dg\\aUk ≥S=1.5 所以它是安全的 'H<?K ` ZXX[&C 9.键的设计和计算 gX5I`mm a;D{P`%n ①选择键联接的类型和尺寸 abUvU26t 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. 1 e1$x@\\ 根据 d=55 d=65 0:R} 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 8E"Ik~ b=20 h=12 =50 33DP0OBL^ E$; =*0w ②校和键联接的强度 DTk)Y-eQ 查表6-2得 []=110MP N\1!)b 工作长度 36-16=20 V|ax(tHv 50-20=30 o-Pa3L= ③键与轮毂键槽的接触高度 hS}?"ST| K=0.5 h=5 a33}CVG-e3 K=0.5 h=6 *fso6j#% 由式(6-1)得: 8i=J(5= <[] 4<)%Esyb <[] +^YXqOXU 两者都合适 T~7i:<E^ 取键标记为: X90VJb] 键2:16×36 A GB/T1096-1979 A1zM$
wDU 键3:20×50 A GB/T1096-1979 QpwOrxI} 10、箱体结构的设计 uA7~`78 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, 2i*-ET 大端盖分机体采用配合. p<*3mbgGO R<@s]xX_ 1. 机体有足够的刚度 4=td}% 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 &duWV6Acw kB{ 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 $As;Tvw. mk8xNpk B 因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm "<H.F87Z) 为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 :oYu+cQ trcG^uV 3. 机体结构有良好的工艺性. ~q4KQ&.! 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. wv>*g:El' eRc+.m[ 4. 对附件设计 S#6{4x4 A 视孔盖和窥视孔 =<R")D]4z 在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 Y b\t0:_ B 油螺塞: x1</%y5ev 放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 Ppi/`X C 油标: L|.q19b* 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 iZ
%KHqG 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. =B<>H$ 6MQ+![fN D 通气孔: A5cx!h 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. *F0O*n*7W E 盖螺钉: _jg&}HM 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 ".A+'pJ 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. $mOVo'2 F 位销: ivDmPHj{ 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. gcDo o2RE G 吊钩: $51M'Qu 在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. ?=,4{(/) <"F\&M`G 减速器机体结构尺寸如下: a,g3/ mW~t/$Y$ 名称 符号 计算公式 结果 Tlc3l}B*Z 箱座壁厚 10 n " ?It 箱盖壁厚 9 )rcFBD{vM 箱盖凸缘厚度 12 q-kMqnQ 箱座凸缘厚度 15 DT *'r; 箱座底凸缘厚度 25 ^'>kZ^w0 地脚螺钉直径 M24 "zFv?ay 地脚螺钉数目 查手册 6 "!43,!< 轴承旁联接螺栓直径 M12 C_xOk'091 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 P7ktr?V0a 轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 W <.h@Rz+ 视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 -}avH
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 !kCMw%[ ,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 {p3VHd# 22 r*?rwtFtg 18 &D@/_m $ ,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 }*eiG 16 |^!#x Tj 外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 rHe*/nN%* 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 [O~'\Q 齿轮端面与内机壁距离 > 10 GjTj..G/ 机盖,机座肋厚 9 8.5 R-odc,P= 轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) Ip c2Qsa 150(3轴) E.~; 轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) OS|uZ<"Rq3 150(3轴) j{}-zQ]n BCnf'0q 11. 润滑密封设计 UrAg*v!Qy ttQX3rmF01 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. <3?T^/8 油的深度为H+ 0LI:R'P+P[ H=30 =34 0u0<)gdX 所以H+=30+34=64 !
C}t)R]^ 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 "V/|RC epz'GN]V 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 RSL%< 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 iMgfF_r 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 [HEqMBX=; 大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 %Xm3m0nsv{ ?l\1n,!:8 12.联轴器设计 si`{>e~`6P e<_yr>9g" 1.类型选择. %cIF() 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 1|K>V;C 2.载荷计算. ZHPsGHA 公称转矩:T=95509550333.5 agQ5%t# 查课本,选取 mX@Un9k 所以转矩 $^&SEz 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 'Na \9b( 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 'vgO` Rg:3}T`~n 四、设计小结 w8~J5XS 经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 n])-+[F 我觉得,虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距,但我想至少是自己动手了,并且通过这次设计,使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处,懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此,我想在剩下的一年半时间里,我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高,拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点,一定要努力的去改进、提高它,这样自己才会不断的进步,虽然“人无完人”,但我想我们不断的改进、提升自己,最后会使自己成为比现在的自己更强,更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 79.J`}# 五、参考资料目录 8 I'1~d%$ [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; ZqI.n4:9 [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; G5^gwG+ [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; ,H{
/@|RW [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; c[=%v]j:u [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 doR'E=Z4h [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; Salu[)+? [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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