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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 Xf|I=XK S1*xM 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 E^Z?X2Z &UX:KW`= 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) GUvEOD=p { =IAS} 目 录 Up1e4mNL >yt8gw0J 一 课程设计书 2 pJ@D}2u( f2M}N 二 设计要求 2 GaOM|F'> Uj)`(}r 三 设计步骤 2 SOJkeN G9ra;.
1. 传动装置总体设计方案 3 -j}zr yG- 2. 电动机的选择 4 /E5>cqX4A 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 1>_2 =^[ 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 G@6F<L~$1 5. 设计V带和带轮 6 6tBe,'* 6. 齿轮的设计 8 ~|8-Mo1ce 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 `z6I][Uf 8. 键联接设计 26 KyRcZ" 9. 箱体结构的设计 27 _h P7hhR 10.润滑密封设计 30 lemUUl(^ 11.联轴器设计 30 +(8Z8]Jf zXv2plw( 四 设计小结 31 6fw2;$x" 五 参考资料 32 :Mnl 1;oh /
#D R| 一. 课程设计书 N9BfjT} 设计课题: 1c*XmMB 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 L<ET"&b;4 表一: ze#r/j;sw 题号 rc7^~S]5 ;^|:*
参数 1 ' )KuLVE}S 运输带工作拉力(kN) 1.5 ~y8KQ-1n" 运输带工作速度(m/s) 1.1 wp>L}! 卷筒直径(mm) 200 Z3z"c
B EVDcj,b"^ 二. 设计要求 vW`[CEm^X 1.减速器装配图一张(A1)。 %. W56 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 }<=_&n 3.设计说明书一份。 D Ax1 D[p`1$E-1v 三. 设计步骤 YaAOP'p 1. 传动装置总体设计方案 ^_G@a, 2. 电动机的选择 =nE^zY2m% 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 XW q@47FR 4. 计算传动装置的运动和动力参数 CsiRM8 5. “V”带轮的材料和结构 rE9Nt9} 6. 齿轮的设计 x^)W}p" 7. 滚动轴承和传动轴的设计 >|g(/@IO 8、校核轴的疲劳强度 ]q 3.^F 9. 键联接设计 V ^hR%*i' 10. 箱体结构设计 @ x5LrQ_`r 11. 润滑密封设计 &/-}`hIAT 12. 联轴器设计 m,PiuR> aQglA 1.传动装置总体设计方案: 9
f=~E8P &r1]A& 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 !p{CsR8c 2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, ,d$D0w 要求轴有较大的刚度。 Nyl)B7/w 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。 p|Nh:4iN 其传动方案如下: aBWA hn tYCVVs`? 图一:(传动装置总体设计图) CRPE:7,D YZ^mH < 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 sI6coe5n 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 ZhY03>X 传动装置的总效率 #N;McF;W η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; !TLJk]7uC 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, 3_ko=& B$ η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, e$o]f"( 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 qpV"ii =TJ9Gr/R&: 2.电动机的选择 O9_SVXWVw 3a}53?$ 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, '+7"dHLC; 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, #M@~8dAH}M 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。 ;Pe=cc"@ 4OFv#$[ 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, #|=Q5"wU [G'
+s 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 )
(0=w4 bL/DjsZ@ 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 ;2[),k YFP<^y= +`uNO<$~f 方案 电动机型号 额定功率 63/a 0Yn P 4`Lr^q}M+ kw 电动机转速 w>\_d 电动机重量 ]Hg6Mz>Mj N 参考价格 2WC$r8E 元 传动装置的传动比 ]EdZ,`B4 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 v Q,<Ke+d 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 0[E\h L}rYh`bUP[ 中心高 DhXV=Qw 外型尺寸 f4$sH/ 2#v 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 r+;k(HMY}[ 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 OAf}\ Yz#E0aTTA 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 3Uej]}c <Yg6=e (1) 总传动比 k/1S7X[ 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 v2k@yxt( (2) 分配传动装置传动比 |5jrl| =× AkCy
C1 式中分别为带传动和减速器的传动比。 Po*!eD 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 C-XJe~ 4.计算传动装置的运动和动力参数 {.ypZ8JU (1) 各轴转速 J&&)%&h'I ==1440/2.3=626.09r/min g'cVsO)S ==626.09/5.96=105.05r/min $gZiW 8 (2) 各轴输入功率 i|m8#*Hd =×=3.05×0.96=2.93kW z_Hkw3? =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW WyRSy-{U(} 则各轴的输出功率: ae" o|Q =×0.98=2.989kW 29cx( =×0.98=2.929kW L7R!, 各轴输入转矩 r+k&W =×× N·m '2
Y8 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· EP^qj j@M 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m TbLU[(m-n =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m _D$1CaAYo 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m Rh#`AM`)j =×0.98=242.86N·m 9WI5\`*" 运动和动力参数结果如下表 ; tQ(l%! 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min a~?B/
g&_ 输入 输出 输入 输出 K+"3He 电动机轴 3.03 20.23 1440 P+BGCc%);B 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 n.t5:SW 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 F{^\vFp #+i:s92], 5、“V”带轮的材料和结构 9MH;=88q 确定V带的截型 [XttT 工况系数 由表6-4 KA=1.2 mE_% 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 :,fT^izew V带截型 由图6-13 B型 "?<(-,T :W6'G@ p 确定V带轮的直径 l(Dr@LB~ 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 9yaTDxB> 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s w}#3 pU<< 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm QUaV;6
4 P_'{|M<? 确定中心距及V带基准长度 fDqDU 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 #!E`%'
s] 360<a<1030 QO0@Ax\b 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm %|ClYr &iZt(XD 初定V带基准长度 (>E/C^Tc% Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ^$}O?y7O bI|{TKKN&P V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm 'J3yJ{ 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 'CSjj@3 X 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 d3
i(UN] Wp+lI1t 确定V带的根数 %hN(79:g 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw DaJ,(DJY 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 8#g}ev@|u 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 ITg:OOQ 带长修正系数 由表6-2 KL=1 h Ypj 0|J9Btbp V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 U;IGV~oT ~cyKPg6 取Z=2 *xmC`oP V带齿轮各设计参数附表 rk4KAX_[ jSM`bE+" 各传动比 4w'&:k47 lZ)6d-vK V带 齿轮 QlV(D< 2.3 5.96 Pz[UAJ M$Ui=GGq 2. 各轴转速n %rJDpB{ (r/min) (r/min) 65JG#^)KaX 626.09 105.05 j,;f#+O`g l)o!&]2 3. 各轴输入功率 P AZE%fOG<i (kw) (kw) maHz3: 2.93 2.71 B~k{f} 8(l0\R,%+z 4. 各轴输入转矩 T 38m9t' (kN·m) (kN·m) ("PZ!z1m1 43.77 242.86 8{!|` b'f fa,:d8 5. 带轮主要参数 a%BC{XX 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) w'A *EWO 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 |f$ws R`& 带的根数z 2bLc57j{`9 160 368 708 2232 B 2 }~=<7|N. 1%vE 7a>{ 6.齿轮的设计 t(V2 WRkuPj2 (一)齿轮传动的设计计算 V"(5U(v{~ E;4B!"Q8 齿轮材料,热处理及精度 N0}[&rE 8 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 h lc!}{$%8 (1) 齿轮材料及热处理 X_nbNql ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 iG"v 高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 x9\{a ② 齿轮精度 xi.?@Lff 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 K3h];F!^ U';)]vB$ 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 ROfV Y:,M 按齿面接触强度设计 D4(73 [.Md_ 确定各参数的值: 0YL*)=pD, ①试选=1.6 YU0pWM 选取区域系数 Z=2.433 '_Pb\
jK e 2NF. 则 fV7
k {dR ②计算应力值环数 F=5vAv1 N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) tj00xYY =1.4425×10h 9}2/ko N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) GHLnwym ③查得:K=0.93 K=0.96 B/K=\qmm ④齿轮的疲劳强度极限 tC$+;_=+F 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 6tP!( []==0.93×550=511.5 u81F^72U z=>P jIW []==0.96×450=432 K%BFR,)g 许用接触应力 Pq35w#`! /8`9SS ⑤查课本表3-5得: =189.8MP g0a!auWM =1 k5bv57@ T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 E=S_1 =4.47×10N.m f>mEX='w 3.设计计算 $^ir3f+ ①小齿轮的分度圆直径d J32{#\By 1 YtY= =46.42 I
Gb'ii=A ②计算圆周速度 y|*4XF<b 1.52 X2| Z! ③计算齿宽b和模数 *kF/yN 计算齿宽b #=Xa(<t b==46.42mm :mCGY9d4L 计算摸数m wod{C ! 初选螺旋角=14 n]5Pfg|a = :18}$ ④计算齿宽与高之比 U:MZN[Cc[ 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 FU}- .Ki =46.42/4.5 =10.32 hhylsm ⑤计算纵向重合度 d3T7$'l$ =0.318=1.903 i
^N}avO ⑥计算载荷系数K u|EJ)dT? 使用系数=1 "].TKF#yg 根据,7级精度, 查课本得 T?u*ey~Tv 动载系数K=1.07, +U<Ae^V 查课本K的计算公式: DX3jE p2 K= +0.23×10×b ?&1%&?cg9 =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 aG@GJ@w 查课本得: K=1.35 WwSyw?T 查课本得: K==1.2 G~*R6x2g 故载荷系数: ZWx[@5 K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 Pj8Vl)8~NV ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 JL:B4f%}B d=d=50.64 55>+%@$,a ⑧计算模数 Z$YG'p{S = |?'
gT"# 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 ND 8;1+3 由弯曲强度的设计公式 X/Fip0i ≥ &|zV Wl "6?Y$y/wm ⑴ 确定公式内各计算数值 nu|odP ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m f'S 0" 确定齿数z E*9W'e~= 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 m Ub2U&6( 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 F
'HYWH0? Δi=0.032%5%,允许 2@ZuH^qhk ② 计算当量齿数 >6;RTN/P2 z=z/cos=24/ cos14=26.27 OW> >6zM z=z/cos=144/ cos14=158 tE=$# ③ 初选齿宽系数 yaX%<KBa\ 按对称布置,由表查得=1
DshRH>7s8 ④ 初选螺旋角 ?* dfIc 初定螺旋角 =14 Y3hudjhLl ⑤ 载荷系数K 9 &Od7Cn
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 }T=\hM ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y DB] ]6 查得: VN@ZYSs 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 n6IN I~, 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 :Sk<0VVd7 .7#04_aP ⑦ 重合度系数Y hA"z0Fszh 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 90$`AMR =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 ]b&qC
( =14.07609 -32.g\] 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 :4238J8 ⑧ 螺旋角系数Y
YwB\kN 轴向重合度 =1.675, C1~Ro9si Y=1-=0.82 _P]k6z+ !r0 z3^*N ⑨ 计算大小齿轮的 cFG%Ew@ 安全系数由表查得S=1.25 :3*0o3C/ 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 /#?i +z 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 :w c.V 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 |<7nf7 5c} 查课本得到弯曲疲劳强度极限 LZ~$=< 小齿轮 大齿轮 <.6$zcW C
F< 查课本得弯曲疲劳寿命系数: TqMy">> K=0.86 K=0.93 nr{}yQu B3Esfk 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 .J|"bs9 []=
D'Sdz\:4 []= SbpO<8}8 <0)@Ikhx v~HfA)#JK 大齿轮的数值大.选用. [k6 5i ,t>/_pI+= ⑵ 设计计算 FY]z*= 计算模数 nbz?D_ ;;- I<TL L~(`zO3f 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: .:s**UiDR re}P z==24.57 取z=25 ;-65~i0Iu 4;d9bd)A 那么z=5.96×25=149 1Q$Z'E}SK@ ^k?Ig.m ② 几何尺寸计算 $PNIuC?= 计算中心距 a===147.2 A@"CrVE 将中心距圆整为110 r&ex<(I{ x:Kca3p v_ 按圆整后的中心距修正螺旋角 3AD^B\<gB ;HaG-c</ =arccos 21U,! 8[;U|SR" 因值改变不多,故参数,,等不必修正. r0\cgCn 'rdg 计算大.小齿轮的分度圆直径 `ja**re SNd]c d==42.4 wBXgzd%L QJ
s/0iw d==252.5 qN_jsJ hU `H\LE 计算齿轮宽度 =jmn e&u HU8k* B= k^.9;FmQ .HG0%Vp 圆整的 l$Y7CIH '%RYo# 大齿轮如上图: _,;c2 d+fig{<b %zB
`Sd< #sEbu^ 7.传动轴承和传动轴的设计
p_QL{gn '5eW"HGU]` 1. 传动轴承的设计 9oY%v7 ^YKEc0"w( ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 Bf F$ P1=2.93KW n1=626.9r/min @$;"nVZ4v T1=43.77kn.m ^r$P&}Z\b ⑵. 求作用在齿轮上的力 =2{ ^qvP 已知小齿轮的分度圆直径为 m`-{ V<(M d1=42.4 TP oP%Yj" 而 F= hun/H4f| F= F Y]nY.5irL BaTE59W F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N A=|&N%lP' e ?H`p"l V4Ql6vg_f x5 3aGi| ⑶. 初步确定轴的最小直径 z.pP~he 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 Xi1/wbC '8wA+N6Zr7 `hL16S fXBA
P10# 从动轴的设计 %Sfew/"R0 X'WbS 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, 4S@^ym P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 6`{Y#2T ⑵. 求作用在齿轮上的力 zrG&p Z 已知大齿轮的分度圆直径为 {cKKTDN d2=252.5
!5Kv9P79 而 F= o|AV2FM) F= F =g$%. ]Z@-r F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N izow=} Dw?nf ~k4S~!(U0 n_hV; ⑶. 初步确定轴的最小直径 9=~"^dp54% 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 5R/!e`(m .T/\5_Bx 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 +EJIYvkFm 查表,选取 _CBG? InMF$pw 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 a&p|>,WS 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./, &mKtW$K` q ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ;dNKe.`Dg 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 。 ;zIAh[z 1pVagLlb:7 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. m49GCo k+ noC]&4b D B 轴承代号 $3|++? 45 85 19 58.8 73.2 7209AC nWfOiw-t 45 85 19 60.5 70.2 7209B &%}6&PWi 50 80 16 59.2 70.9 7010C #7+oM8b 50 80 16 59.2 70.9 7010AC ^i2W=A'P I1S*=^Z_U +HQX]t:Y
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dWq* %:sQ[^0 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 &aqF||v%) 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, PW x9CT ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. u1xCn\ r*fZS$e 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. nc!P
!M 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, $rv&!/}]e 高速齿轮轮毂长L=50,则 KyK%2: u;GS[E4 L=16+16+16+8+8=64 SZW`|ajH 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. +*]"Yo~]} 0qqk:h 5. 求轴上的载荷 qI"Xh"
c? 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, <spV Up 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. $DeHo"mg7m DpH+lpC ]*|+06 ) gbns'Z< $'}rBPA/ >
L_kSC? U}<5%"!; 9AO`Zk{/Ez zgXg-cr 7)tkqfb] ^pruQp1X 传动轴总体设计结构图: 7v3'JG1r- >M=_:52.+ Jw3VWc
]] z{Z4{&M (主动轴) 7yM=$"'d v1h\
6r' \!M6-kmi 从动轴的载荷分析图: jD1/`g% >W Tn4SW@ 6. 校核轴的强度 ix2V?\ 根据 #@FMH*?xX6 == OGW,[k=2{ 前已选轴材料为45钢,调质处理。 vy&'A$ H 查表15-1得[]=60MP Htl2CcZ 〈 [] 此轴合理安全 fUj[E0yOF ybNo`:8A; 8、校核轴的疲劳强度. .8Eh[yiln ⑴. 判断危险截面 qF'lh 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. KUJCkwQ ⑵. 截面Ⅶ左侧。 3-x ;_ 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 uH*moVw@5 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 prtNfwJz1j 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 LCBP9Rftvd 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 6S K;1Bp-{ 截面上的弯曲应力 |i_+b@Lul <@:RS$"i 截面上的扭转应力 >TI/W~M == #gW"k;7P 轴的材料为45钢。调质处理。 s0r::yO 由课本得: vH1IVF"DS X83,fCCl5 因 Uh[MBwK 经插入后得 Td,2.YMQ 2.0 =1.31 [B~*88T 轴性系数为 7v'aw"~ =0.85 U]/iPG&_ K=1+=1.82 rhff8C//' K=1+(-1)=1.26 ^!&6z4DP 所以 X LHi g[G+s4Nv 综合系数为: K=2.8 2|`7_*\ K=1.62 >EE}P|=- 碳钢的特性系数 取0.1 2i9FzpC3 取0.05 -@7?N6~qZx 安全系数 z
}3 `9 S=25.13 _oz1'}= S13.71 /]U),LbN ≥S=1.5 所以它是安全的 %f)%FN.S 截面Ⅳ右侧 GJs{t1
E 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 wjtFZGx& pyUzHF0 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 &/m0N\n?
SfSWjq 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 tt4Z H0(.p'eN 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 hy&WG&qf 截面上的弯曲应力 f;D(X/"f] 截面上的扭转应力 xe"A;6H ==K= i/{dD"HwM K= mUan(iJ 所以 kxQ al 综合系数为: M{z&h> K=2.8 K=1.62 s4uZ > 碳钢的特性系数 w`GjQIA 取0.1 取0.05 C5,\DdCX, 安全系数 r\A|fiL S=25.13 ]qb>O:T S13.71 wY]ejK$0R ≥S=1.5 所以它是安全的 sWyx_ cb=ixn 9.键的设计和计算 .TeGA; :W.pD:/=v ①选择键联接的类型和尺寸 -{2Vz[ [ 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. (}RTHpD 根据 d=55 d=65 ?
KDg|d 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 3mQ3mV: b=20 h=12 =50 h e=A%s Xv+!)j< ②校和键联接的强度 r}:Dg
fn 查表6-2得 []=110MP vs^)= 工作长度 36-16=20 !k<k]^Z\ 50-20=30 q*K[? ③键与轮毂键槽的接触高度 ux8K$$$ K=0.5 h=5 e%km}m A K=0.5 h=6 lSfPOx;* 由式(6-1)得: ),>whCtsI <[] H 'IxB[ <[] .unlr_eA 两者都合适 !q~f;&rg 取键标记为: ^S`N\X 键2:16×36 A GB/T1096-1979 2Akh/pb 键3:20×50 A GB/T1096-1979 },=ORIB B: 10、箱体结构的设计 z57q| 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, n5 <B* 大端盖分机体采用配合. iu9+1+- >guX,hx^ 1. 机体有足够的刚度 _1jbNQa 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 QFB2,k6jN >}bkX
6c5 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。
z5_jx&^Z ?AVnv(_ 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 TyvUdU 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 29nMm>P.e e#vGrLs. 3. 机体结构有良好的工艺性. [s[!PlazX 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. )8taMC:H^ Vp1 Q^`a{G 4. 对附件设计 :j#zn~7 A 视孔盖和窥视孔 M96Nt&P` 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 ?Ld:HE B 油螺塞: P_P~c~o 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。 &p+2Vz{ C 油标: =eR#]d 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 E<p<"UjcCJ 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. L<G6)'5W cR&d=+R& D 通气孔: QO>)ug+ 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. |fb*<o eT E 盖螺钉: NA YwuE-` 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 _ t.E_K 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. F ~e}=Nb F 位销: M=fhRCUB 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. ~iIFe+6 G 吊钩: *o6QBb 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. S/yBr` Y3ypca&P9 减速器机体结构尺寸如下: ?IDkDv!na~ ?btX&:j2P 名称 符号 计算公式 结果 Ko!a`I2M} 箱座壁厚 10 iA4VT, 箱盖壁厚 9 R0yp9icS 箱盖凸缘厚度 12 fG<[zt\e 箱座凸缘厚度 15 1`1Jn*|TI 箱座底凸缘厚度 25 H:t2;Z' 地脚螺钉直径 M24 -5\.\L3y) 地脚螺钉数目 查手册 6 "2}n(8 轴承旁联接螺栓直径 M12 m:g%5'qDZ 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 z-|d/#h 轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 ;
X/'ujg 视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 orEb+ 定位销直径 =(0.7~0.8) 8 wh3Wuh?x ,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 t&C0V|s79$ 22 F3nPQw{; 18 W,%qL6qV ,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 kqCUr|M.P 16 b:&=W>r 外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 'l1cuAP!+ 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 <2\QY 齿轮端面与内机壁距离 > 10 `)H|
&!wT 机盖,机座肋厚 9 8.5 ]2z
Gb5s" 轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) UFE~6"t( 150(3轴) Tt{ft?H71 轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) 5?TjuGc 150(3轴) =Q8$O
2TW <*opVy^ 11. 润滑密封设计 ([ hd Zk #C!]= 对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. (k %0|%eR 油的深度为H+ 0[s<!k9= H=30 =34 7 v(<<> 所以H+=30+34=64 w'Jo).OW~ 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 K
st2.Yy Z?'?+48xv4 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 M,eq-MEK 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 jAD{?/RB} 密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 %U$%x 大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 Lw{'mtm &&n-$WEl 12.联轴器设计 ~
[=2d a =!2(7Nr 1.类型选择. WtbOm 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 ="[6Z$R 2.载荷计算. Va\?"dH>M 公称转矩:T=95509550333.5 V[">SiOg 查课本,选取 3q1u9`4; 所以转矩 ptpu
u=3" 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 oz?6$oE(bt 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm oFS)3. btB> -pT 四、设计小结 S]DYEL$ 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。 ;gW?Fnry; 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。 y7#vH< 五、参考资料目录 FuO'%3;c [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; @33-UP9o [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; PciiDh~/ [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; C9cQ}
j: [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; LwIX&\Ub [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 -\fn \n
[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; CFx$r_!~ [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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