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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 y yrCO"eh 1^R @X 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 +GgWd=X.Y M'W@K 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) QR'"Zw&q5/ J& +s 目 录 B @UaaWh |t|+pBB 一 课程设计书 2 FJv=5L ,Vt7Kiu 二 设计要求 2 WYwsTsG{_ 42:\1B#[ 三 设计步骤 2 &6PZX0M on(F8%]zE 1. 传动装置总体设计方案 3 G[r_|-^S 2. 电动机的选择 4 57)S" 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 E*7B5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 ME1lQ7E4B 5. 设计V带和带轮 6 ]OM|Oo 6. 齿轮的设计 8 CY0|.x 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 [L|H1ll 8. 键联接设计 26 b'O>&V` 9. 箱体结构的设计 27 [sTr#9Z 10.润滑密封设计 30 sZPPS&KoP3 11.联轴器设计 30 A"\kdxC Vur$t^zE 四 设计小结 31 EkEM|<GNd 五 参考资料 32 5l2Ph4( ,JN2q]QPP 一. 课程设计书 NM/?jF@j* 设计课题: oU$Niw9f 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 @ ILG3" 表一: Eg 5|XV 题号 utQE$0F <G{m= 参数 1 <O?iJ=$ 运输带工作拉力(kN) 1.5 bAeC=?U 运输带工作速度(m/s) 1.1 Va\dMv-b 卷筒直径(mm) 200 J8J~$DU\Gv V?
w;YTg 二. 设计要求 _,=A\C_b@ 1.减速器装配图一张(A1)。 >,y291p2 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 nyi}~sB 3.设计说明书一份。 XN5EZ# a:Y6yg%1> 三. 设计步骤 `ndesP 1. 传动装置总体设计方案 hewX) 2. 电动机的选择 cTHS Pr?< 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 I(#Y\>DG 4. 计算传动装置的运动和动力参数 (8qMF{ 5. “V”带轮的材料和结构 KIC5U50J 6. 齿轮的设计 _:Tjq) 7. 滚动轴承和传动轴的设计 wP/&k`HQ#i 8、校核轴的疲劳强度 2 #kR1rJP 9. 键联接设计 sk\U[#ohH 10. 箱体结构设计 >t)vQ&:;u 11. 润滑密封设计 f/~"_O% 12. 联轴器设计 e Pq(:ih P\tP0+at 1.传动装置总体设计方案: 5:Pp62 ]U!vZY@\ 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 |o6
h:g
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, 8s/gjEwA 要求轴有较大的刚度。 u01 'f-h 3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 =\B{)z7@6D 其传动方案如下: 4[
M!x Jor>YB`X 图一:(传动装置总体设计图) C~ t?< ^I~2t|} 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 wOOBW0tj 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 A07g@3n 传动装置的总效率 8V >j-C η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; Gi~p-OS, 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, >N@tInE η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, +(x^5~QX 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 a*$to/^r 7*^-3Tt83 2.电动机的选择 jGl8y!aM _7'9omq@ 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, ;n%SjQ'% 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, nT..+J) 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。 :'91qA%Wr NeAkJG=< 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, iZ<^p1i a|SgGtBtT4 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 15+>W4v E0!}~Z) 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 `uM:> n$
$^(-g@) Py$Q]s?\1 方案 电动机型号 额定功率 ']Gqa$(YC P 'MRvH
lCM kw 电动机转速 >A5R 电动机重量 -G e5gQ= N 参考价格 N+ZDQa[ 元 传动装置的传动比 a
yn6k=F 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 @wy|l)% 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 Aayh'xQ Qz\yoI8JA, 中心高 rl4B(NZi} 外型尺寸 ZQXv-" L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD t~ruP',~\ 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 \ZX5dFu0 fOJ0#^Z 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 l9KLP xI}o8G KQq (1) 总传动比 8@]*X,umc 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 0<_|K>5dS| (2) 分配传动装置传动比 5b45u 6 =× `bT!_ Ru 式中分别为带传动和减速器的传动比。 rt%?K.S/ 为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 >$SP2(Y~ 4.计算传动装置的运动和动力参数 ,@kD9n5# (1) 各轴转速 W2/FGJD ==1440/2.3=626.09r/min gNF8&T ==626.09/5.96=105.05r/min TG7Ba[% (2) 各轴输入功率 >}Qj|05G =×=3.05×0.96=2.93kW }P(RGKQZ" =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW 3[I; 3=O 则各轴的输出功率: :f%FM&b =×0.98=2.989kW (XA=d
4 =×0.98=2.929kW yTzP{I 各轴输入转矩 5OeTOI()&5 =×× N·m J!5BH2bg 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· KiYO,nD;\ 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 1{l18B` =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
u$ C@0d 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m B?Ac =×0.98=242.86N·m #[0:5$-[ 运动和动力参数结果如下表 Ck;O59A"&- 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min @)s;u}H 输入 输出 输入 输出 QR4rQu 电动机轴 3.03 20.23 1440 )*#Pp )Q 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 maAZI-H{ 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 kms&o=^ wI.i\S 5、“V”带轮的材料和结构 Q|QVm,m 确定V带的截型 ^?PU:eS 工况系数 由表6-4 KA=1.2 :*bv(~FW 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 GslUN% UJr V带截型 由图6-13 B型 j_N><_Jc [
[]'U' 确定V带轮的直径 'F%4[3a$\n 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 5tPBTS<<"L 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s U
|I>CDp 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm 4;"^1 $ wKF #8Y 确定中心距及V带基准长度 @_"B0$,-i 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 1Vq]4_09g1 360<a<1030 F*V<L 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm @sQ^6FK0G 1HQh%dZZ 初定V带基准长度 fxfzi{}uj Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm v{{Cj83S+ &y`
MDyXz V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm n8<o*f&&9> 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm @X`~r8& 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 AA][}lU:5 GMmz`O
XN 确定V带的根数 VBc[(8o 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw n]M1'yU 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 l`lo5:w 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 is=sV:j: 带长修正系数 由表6-2 KL=1 x._IP,vRx^ W: Rs 0O V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 &<I*;z6%t (vte8uQe 取Z=2 5dffFe V带齿轮各设计参数附表 k=w;jX&;` 1I({2@C 各传动比 }e3M5LI1L ~wnTl[: V带 齿轮 .G[y^w)w} 2.3 5.96 7#n<d879e% [8*Ovd 2. 各轴转速n xdWfrm$;ZA (r/min) (r/min) p.KX[I 626.09 105.05 'Cy^G; rkhQoYZ[ 3. 各轴输入功率 P xe^*\6Y (kw) (kw) 5,=Yi$x 2.93 2.71 [?3*/*V (]wi^dE 4. 各轴输入转矩 T B5J!&suX (kN·m) (kN·m) *S_e:^ 43.77 242.86 %M8Egr2|0 gLv|Hu7 5. 带轮主要参数
;/i"W 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) Q(SVJ 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 ?]%JQ]Gf* 带的根数z FFXDt"i2 160 368 708 2232 B 2 d
q=>-^o -_=0PW5{ 6.齿轮的设计 v +-f
pl& YArNJ5z= (一)齿轮传动的设计计算 iO=xx|d x_1JQDE 齿轮材料,热处理及精度 8Ml&lfn_8 考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 y e!Bfz> (1) 齿轮材料及热处理 F\1nc"K/( ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 zx^]3} 高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 C("PCD
② 齿轮精度 b ABx'E 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 &SS"A*xg M ,V+bt 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 >yvP[$]!6 按齿面接触强度设计 ${'gyD G%)?jg@EA 确定各参数的值: Wd4fIegk ①试选=1.6 7}bjJR " 选取区域系数 Z=2.433 GZT}aMMSJ khT&[!J{> 则 P# 2&?.d\ ②计算应力值环数 .lu:S;JSnS N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) /2^cty.BXw =1.4425×10h m%V+px N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) k*|dX.C: ③查得:K=0.93 K=0.96
.fcU&t ④齿轮的疲劳强度极限 j`Lf/S!} 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: O;M_?^'W []==0.93×550=511.5 KsYT3 l|`FW []==0.96×450=432 FtN1ZZ"<* 许用接触应力 .;WJ(kB\U ~Wu Elns ⑤查课本表3-5得: =189.8MP UCYhaD@sP =1 475yX-A T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 &QE^i%6>\ =4.47×10N.m 7ka^y k@Q 3.设计计算 [rqe;00] ①小齿轮的分度圆直径d hM
E|=\
'R*gSqx~ =46.42 7UHqiA`L ②计算圆周速度 $oE 4q6b 1.52 Qv8#{y@U ③计算齿宽b和模数 W9 y8dw. 计算齿宽b FcIH<_r b==46.42mm m6V1m0M 计算摸数m rP ;~<IxEr 初选螺旋角=14 oT
8
= !boKrSw ④计算齿宽与高之比 ;]fpdu{ 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 iMx+y5O =46.42/4.5 =10.32 .Q"3[ ⑤计算纵向重合度 MIa].S# =0.318=1.903 L:YsAv ⑥计算载荷系数K A`(p6 H"s 使用系数=1 ~m!>e])P?X 根据,7级精度, 查课本得 j-gLX 动载系数K=1.07, +Smv<^bW 查课本K的计算公式: 3FUZTX]Q1 K= +0.23×10×b f<SSg*A; =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 mXc/sh")X 查课本得: K=1.35 *B}vYX 查课本得: K==1.2 'G(N,vu[@ 故载荷系数: $Fz/&;KX! K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 \!ESmxSa; ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 W/oRt<:E d=d=50.64 ?y<n^` ⑧计算模数 %W"\ = 2DQ'h}BI 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 hPr 由弯曲强度的设计公式 H[@}ri< ≥ F/j=rs,*|D N["c*=x ⑴ 确定公式内各计算数值 C*Ws6s>+z ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m IX7d[nm39 确定齿数z mMN oR] 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 C,2IET 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 I.x0$ac7 Δi=0.032%5%,允许 q,nj|9z V ② 计算当量齿数 R5]R
pW=G z=z/cos=24/ cos14=26.27 L*FmJ{Yf z=z/cos=144/ cos14=158 Byldt ③ 初选齿宽系数 q4Ye 按对称布置,由表查得=1 4n3QW%# ④ 初选螺旋角 %J.Rm0FD: 初定螺旋角 =14 um,/^2A ⑤ 载荷系数K hph 3kfR K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 Va=0R ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y [-6j4D 查得: P]Gsc 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 zN5i}U=|r 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 !LIWoa[ F. YY7:WQS ⑦ 重合度系数Y *qOo,e 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 [Hd^49<P2 =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 0RoI`>j' =14.07609 =1yUH9\,b 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 K:'pK1zy ⑧ 螺旋角系数Y &)s
A( 轴向重合度 =1.675, ?'T>/<( Y=1-=0.82 Kjz,p^Y\ ?-@hNrx ⑨ 计算大小齿轮的 s ^)W?3t] 安全系数由表查得S=1.25 1Za\T?V 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 O')Ivm,E 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 }1R k]$XC 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 *[.\S3K` 查课本得到弯曲疲劳强度极限 [j93Mp 小齿轮 大齿轮 +e?ixvld 8 6L&u:o: 查课本得弯曲疲劳寿命系数: N#,4BU K=0.86 K=0.93 uN$X3Ls_ mnil1*-c0 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 3N]pN<3@ []= =HoiQWQs` []= !5A
nr p~3CXmUc~ kdmVHiGF 大齿轮的数值大.选用. sXhtn'<v a3O_8GU ⑵ 设计计算 Wb4sfP_ 计算模数 Q;aZpi-E" J=\Y 4- " *f4KmiQ~% 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: /@wm?ft6Gk m2_&rjGz z==24.57 取z=25 q>Q|:g&: RIJBHOa 那么z=5.96×25=149 '|]zBpz %djx0sy ② 几何尺寸计算 gcv,]v8 计算中心距 a===147.2 KO5Q;H 将中心距圆整为110
Kjf#uU.7 'm2,7] 按圆整后的中心距修正螺旋角 we} sC, ^ g4)aaBZ =arccos ,#c-"xY 8"<!8Img 因值改变不多,故参数,,等不必修正. DG:=E/ @ y!v $5wi 计算大.小齿轮的分度圆直径 ^)fB
"!s (O<lVz@8 d==42.4 }XXE
hOO 5:s]z#8) d==252.5 \DQ; v W:) M}}&H 计算齿轮宽度 )E4COw+ +pFz&)? B= r},|kb D:F!;n9 圆整的 3[e@mcO d->b9 大齿轮如上图: t 1&p>
v >yWJk9hf jWoo{+=D fe0 Y^vW 7.传动轴承和传动轴的设计 Iy,)>V%iZV B[$SA-ZHi 1. 传动轴承的设计 qb9%Y/xy o3W5FHFAv ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 Hv`Zc* P1=2.93KW n1=626.9r/min ;J5oO$H+68 T1=43.77kn.m X'u`\<&W ⑵. 求作用在齿轮上的力 :qT>m 已知小齿轮的分度圆直径为 P,%|(qB d1=42.4 PAc~p8S 而 F=
"Km`B1f` F= F +Rh'VZJs (&gCVf F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N UbYKiLDF) LSfj7j` (%r:PcGMEV *1%g=vb ⑶. 初步确定轴的最小直径 %!=YNm 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 x[?_F h]=chz !*cf}<Kmw V*TG%V - 从动轴的设计 6S8l D{4
Y:O&J 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, zH_q6@4 P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M *CG2sAeB ⑵. 求作用在齿轮上的力 O7K))w 已知大齿轮的分度圆直径为 +|0 m6)J] d2=252.5 T8\,2UWsj2 而 F= LNg1q1P3 F= F givK{Yt<B >2|#b F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N ]6aM %r=c Y.73I83-j eGE%c1H9a |'J3"am' ⑶. 初步确定轴的最小直径 hh?'tb{ 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 DTJ pQ/:*cd+M 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 ENmo^O#,u 查表,选取 K4rr.f6 )CmuC@ Q" 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 J^XH^`' 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 vIRE vj#U 4a 5n*6G! ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Kzm_AHA) 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 f^]AyU;F: @<2pYIi8 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. w Vof_'F1 :Hd<S D B 轴承代号 +-Dd*yD6< 45 85 19 58.8 73.2 7209AC lz*PNT{E 45 85 19 60.5 70.2 7209B CxRp$;rk 50 80 16 59.2 70.9 7010C UtutdkaS 50 80 16 59.2 70.9 7010AC EvYw$j XX F9oy8 ^Y&Cm.w Cam}:'a/` Cb13 Qz 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 S ~_% 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, w(yU\
N ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
ZBXGuf bXW)n<y ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. q!,do2T ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, <r kW4 高速齿轮轮毂长L=50,则 cU>&E*wD V;6M[ic} L=16+16+16+8+8=64 bDkE*4SRX 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 2eK\$_b_ miKi$jC}vq 5. 求轴上的载荷 gB"Tc[l1 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, Fv: %"P^ 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. d3$<|mG$ yI%>
w4Z HB}gn2.1& ^M9oTNk2 ~
/[Cgh0 c>R(Fs|6 ,dp?'_q{ vP4Ij jysV%q 3 Id*^H:]C# ;!}SgzSH} 传动轴总体设计结构图: JXAyF6
$ z]YhQIU4n8 {|gJC>f@ U{_s1 (主动轴) EVL;" acZHb[w 9c^EoYpy- 从动轴的载荷分析图: 5% `Ul *N r|G61 6. 校核轴的强度 `Y;gMrp 根据 jq]"6/xxb == de6dLT>m 前已选轴材料为45钢,调质处理。 {t:ND 查表15-1得[]=60MP eh>E). 〈 [] 此轴合理安全 $te,\$&} EAB+kY 8、校核轴的疲劳强度. `.W;ptZ6 ⑴. 判断危险截面 % 4"~O
_S 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. B|=maz:_ ⑵. 截面Ⅶ左侧。 N]}+F w\5 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 }#x3IE6' 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 zrO|L|F&P 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ;8T=uCi 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 I
6YT|R 截面上的弯曲应力 \#jDQ 3x0wk9lND 截面上的扭转应力 FBAC9}V" == ebe@.ZVSi 轴的材料为45钢。调质处理。 *F*fH>?C# 由课本得: x2sOEkcQ vx@p;1RU` 因 $jm<'
4 经插入后得 a.IF%hP0xo 2.0 =1.31 AV4HX\`{P0 轴性系数为 U_;J.{n =0.85 ]~Vu-@
/} K=1+=1.82 'F?Znd2L K=1+(-1)=1.26 Mgs|*u-5 所以 [0ffOTy W+
'}O< 综合系数为: K=2.8 QeJ.o.m{ K=1.62 T;r];Y(b* 碳钢的特性系数 取0.1 64' ]F1p0 取0.05 ENWB|@B 安全系数 R(83E
B~_ S=25.13 d.j'0w"
S13.71 So*Wk " ≥S=1.5 所以它是安全的 fKz"z{\,0 截面Ⅳ右侧 m'(;uR` 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 Hq\E06S@ <o7#?AcPu 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 Y0yO`W4 x<j"DS}S)D 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 50GYL5)q ,e FQ}&^A 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 UxcDDa/j2T 截面上的弯曲应力 L sDzV) 截面上的扭转应力 NZC='3Uz ==K= iynS4]`U K= <S8W~wC 所以 kad;Wa#h 综合系数为: Ipz
1+
#s' K=2.8 K=1.62 c`i=(D< 碳钢的特性系数 bjPbl2K 取0.1 取0.05 zt[4_;2Y 安全系数 aMvK8C%7 S=25.13 T$^>Fiz{Se S13.71 q$?7
~*M;x ≥S=1.5 所以它是安全的 k g,ys4 @> Ghfh>~D 9.键的设计和计算 y+"; i$JG^6,O ①选择键联接的类型和尺寸 R=amKLD? 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. !P~ PF:W~| 根据 d=55 d=65 |aS~"lImh 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 'y6!%k* b=20 h=12 =50 , |.*, mfngbFa1 ②校和键联接的强度 {Bq"$M!Y 查表6-2得 []=110MP hX8gV~E=y 工作长度 36-16=20 % O&m#)| 50-20=30 U +*oI * ③键与轮毂键槽的接触高度 H ZDaV&)@ K=0.5 h=5 0Z
A#T:4 K=0.5 h=6 " _:iK] 由式(6-1)得: prlyaq;4 <[] -4vHK!l <[] ^%5~; 两者都合适 !u53 3 取键标记为: q:
TT4MUj< 键2:16×36 A GB/T1096-1979 V5u}C-o 键3:20×50 A GB/T1096-1979 Db#W/8
a8k 10、箱体结构的设计 [%7;f|p? 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, oEenm\ZI 大端盖分机体采用配合. 1 ;\]D9i E/~"j 1. 机体有足够的刚度 CGd[3}" 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 \)^,PA3 '&-5CpDUs 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 `;5VH ]V hJw
|@V 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 Y]~ HAv ' 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 3?.1~ "-J .'^6QST 3. 机体结构有良好的工艺性. s-,=e 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. ;wJ7oj< z^gQ\\,4 4. 对附件设计 c<=`<!FS[ A 视孔盖和窥视孔 E!zd( 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 Qp kKVLi B 油螺塞: >JKnGeF 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。 "x#]i aDjf C 油标: t7um
[ 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 UAsF0&] 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. ~\IF9! +{,N X D 通气孔: ny12U;'s, 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. pqyWv; E 盖螺钉: BIxV|\k 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 2BoFyL* 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. T}n N=Q4 F 位销: MV"E?}0 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. 5^/,aI G 吊钩: `zdH1 p^w 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. k$e D(cW$ 9W{,=.%MX$ 减速器机体结构尺寸如下: %f3c7\=C w^06z, 名称 符号 计算公式 结果 BFBR/d[& 箱座壁厚 10 2[jL^XMM 箱盖壁厚 9 F&=I7i 箱盖凸缘厚度 12 8weSrm 箱座凸缘厚度 15 UWQtvQ
f 箱座底凸缘厚度 25 y;Qy"-)qb 地脚螺钉直径 M24 )R jb/3*! 地脚螺钉数目 查手册 6 E]?)FH<oP 轴承旁联接螺栓直径 M12 r_b8,I6{] 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 }1QI"M* 轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 EzR%w*F>Q 视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 <RhOjZgyZ 定位销直径 =(0.7~0.8) 8 PT3>E5`N u ,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 u?Fnlne4@ 22 Y\.-v\uJu 18 8';m)Jc ,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 #v{ Y=$L 16 :lUX5j3 外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 "yg.hK` 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 IikG/8lP 齿轮端面与内机壁距离 > 10 L
;6b+I 机盖,机座肋厚 9 8.5 ?q\FLb%"7 轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) 3^{8_^I 150(3轴) )VNM/o%Q 轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) +T9Q_e* 150(3轴) Vwjk[ DOL k/% #> 11. 润滑密封设计 he"L*p*H q[-|ZA bbr 对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. }K2
/&kZ 油的深度为H+ Yl$X3wi H=30 =34 lK0s=4c{ 所以H+=30+34=64 Vzpt(_>< 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 <"<Mbbp KacR?Al 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 Kl{-z X 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 YQ;
cJ$ 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 ^V[/(Lq 大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 JjQ8|En C@1CanL@3 12.联轴器设计 u^Vh.g] 1!vPc93 $$ 1.类型选择. <j;]!qFR 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 j.DHqHx 2.载荷计算. %dc3z"u 公称转矩:T=95509550333.5 nP<S6:s: 查课本,选取 wzd`l?o, 所以转矩 Ejv%,q/T( 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ]fZ<`w8u} 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm t-WjL@$F/ w!\3ICB 四、设计小结 Y(_KizBY 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。 Wbe0ZnM] 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。 -IadHX}]t 五、参考资料目录 ygN>"eP [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; L1sqU-gt [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; /be=u@KV [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; 4jQ'+ 2it [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; @D~B{Hg [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 Z&Ue|Z4Qt [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; [F+,YV%t [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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