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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 +[P{&\d4} \v/[6&|X0s 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 ]R *A j.YA2mr 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) ntY]SK%Z SAz 目 录 aDCwI :Li( I_BJH'!t 一 课程设计书 2 W>LR\]Ti@ r
:dTz 二 设计要求 2 gFh*eC o
'<M{)? 三 设计步骤 2 r=4eP(w= #/]nxW.S 1. 传动装置总体设计方案 3 {b{s<@? 2. 电动机的选择 4 s @C}P 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 `{Ul! 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 Cyp'?N
5. 设计V带和带轮 6 \DzGQ{`~m 6. 齿轮的设计 8 #Dac~>a' 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 P* o9a 8. 键联接设计 26 NO3/rJ6- 9. 箱体结构的设计 27 *`U~?q} 10.润滑密封设计 30 Z{R> 11.联轴器设计 30 'Vbi VLWD [gB+C84%% 四 设计小结 31 _Y!IEAU/# 五 参考资料 32 B1STG L`nK h\e.e3/ 一. 课程设计书 $u.z*b_yy 设计课题: 1"g<0
W 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 xfQ1T)F3g 表一: "oD[v 题号 $C\BcKlmv ZW}_DT0 参数 1 MJvp6n 运输带工作拉力(kN) 1.5 &NWEqBz*2 运输带工作速度(m/s) 1.1 RpF&\x> 卷筒直径(mm) 200 PM+[,H XRH!]! 二. 设计要求 7Wno':w8 1.减速器装配图一张(A1)。 3 Y &d= 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 0mnw{fE8_ 3.设计说明书一份。 G?ZXWu. xwr8`?]y 三. 设计步骤 yw!{MO 1. 传动装置总体设计方案 Fp:'M X 2. 电动机的选择 7"mc+QOp 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 dscgj5b1~ 4. 计算传动装置的运动和动力参数 R8Tx[CJ5 5. “V”带轮的材料和结构 `g,..Ns-r 6. 齿轮的设计 [~
fraK,) 7. 滚动轴承和传动轴的设计 ^_6|X]tz1T 8、校核轴的疲劳强度 g*Phv|kI 9. 键联接设计 O}P`P'Y|' 10. 箱体结构设计 hc1N~$3!G 11. 润滑密封设计 Rv=YFo[B 12. 联轴器设计 G3 m Z($y y*? Jui Q 1.传动装置总体设计方案: yuVs
YV@" ?(PKeq6 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 IcEdG( 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, =I4lL]> 要求轴有较大的刚度。 d1*<Ll9K 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。 TV:9bn?r) 其传动方案如下: n?Q|)2 2 <GJbmRc| 图一:(传动装置总体设计图) p 'k0#R$ -} +[ 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 mR~&)QBP. 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 =-T]3! 传动装置的总效率 R/_&m$ZB η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; omFz@ 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, @c#(.= η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, \!(zrfP{( 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 43w}qY1 ,I9bNO,%JK 2.电动机的选择 9$Y=orpWxr (BM47D=v 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, s*4dxnS_8 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, UBs4K*h|
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。 RNL9>7xV Y@v>FlqI{ 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, 1cDF!X] Q/?$x*\> 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 t7pFW^& Fu~j8K 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 yVfC-Z TzZq(?V ni<(K
0~ 方案 电动机型号 额定功率 7^285)UQA P vI?, 47Hj+ kw 电动机转速 @CoIaUVP 电动机重量 >~f]_puT N 参考价格 TvM~y\s 元 传动装置的传动比 "tZe>>I 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 :3PH8TL 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
y7{?Ip4[ 0J|3kY-n> 中心高 :m;p:l|W 外型尺寸 _aphkeqd L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD ~Ei<Z`3}7" 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 5G#n"}T T|$H#n} 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 =M1I> #Z #-Ht (1) 总传动比 }ZI7J 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 sKWfXCd (2) 分配传动装置传动比 \['Cj*e k =× VTM/hJmwJ 式中分别为带传动和减速器的传动比。 gUlo]!$ 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 ,uvRi)O>a 4.计算传动装置的运动和动力参数 bcyzhK= (1) 各轴转速 .}t
e>]A* ==1440/2.3=626.09r/min "%_+-C<L4 ==626.09/5.96=105.05r/min x2EUr,7 (2) 各轴输入功率 H\
% 7% =×=3.05×0.96=2.93kW J,hCvm =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW ' QG?nu 则各轴的输出功率: u,
ff>/1 =×0.98=2.989kW _$'ashF =×0.98=2.929kW Z;i:]( 各轴输入转矩 ^~dWU> =×× N·m O^.#d 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 'F<TSy|4kI 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m a#4?cEy =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m dG{A~Z z 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m :h$$J
lP =×0.98=242.86N·m IPk4
;, 运动和动力参数结果如下表 ;jXgAAz7 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min ixFi{_ 输入 输出 输入 输出 +0&/g&a\R 电动机轴 3.03 20.23 1440 3F3A%C% 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 9p/Bh$vJ 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 . vV|hSc UZMd~| 5、“V”带轮的材料和结构 >%G1"d?j 确定V带的截型 BLttb 工况系数 由表6-4 KA=1.2 ]'}L 1r 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 8Wx=p#_ V带截型 由图6-13 B型 x4 yR8n( r"
y.KD^ 确定V带轮的直径 *g%yRU{N 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm >j/w@Fj 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s paK2xX8E 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm n[z+<VGwC *p U x8yB 确定中心距及V带基准长度 6'/ #+,d' 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 3$ pX 360<a<1030 XZ7Lk)IR 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm "[J^YKoF WE?5ehEme 初定V带基准长度 tA;}h7/Lc~ Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm +whDU2 " Tbq;h?D V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm XTyxr 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm QV!up^Zso 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 v+XJ*N[W ^sw?gH* 确定V带的根数 [WmM6UEVS 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw ;+%rw 2Z,B 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 icgfB-1|i 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 uFE)17E 带长修正系数 由表6-2 KL=1 n S=W 1zf ~}P,.QQ V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 5+vaE
2v )8AXm 取Z=2 I,tud!p` V带齿轮各设计参数附表 ^!d3=}:0 kmW4:EA% 各传动比 7I}uZ/N ;p//QJB9 V带 齿轮 jp,4h4C^) 2.3 5.96 wMn
i R&&4y 7 2. 各轴转速n V!Uc( (r/min) (r/min) V0@=^Bls 626.09 105.05 .Mbz3;i0 tw;}jh 3. 各轴输入功率 P *@5 @,=d (kw) (kw) <)9y{J}s: 2.93 2.71 7.Op< 1zv'.uu., 4. 各轴输入转矩 T 4RO}<$Nx} (kN·m) (kN·m) ]^E?;1$f? 43.77 242.86 Y<OFsWYY =cI(d , 5. 带轮主要参数 CJY$G}rk 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) P:c w|Q 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 ^q5#ihM 带的根数z K?;DMUSY\ 160 368 708 2232 B 2 <~)P7~$d?p o!Zb0/AP) 6.齿轮的设计 )nkY_'BV x5Bk/e' (一)齿轮传动的设计计算 d{?LD?,) ^8WRqQdx 齿轮材料,热处理及精度 oJ^P(] dw 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 Lbgi7|& (1) 齿轮材料及热处理 ah "o~Cbj 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 VA%J\T|G2\ 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 dO'(2J8 ② 齿轮精度 D.:Zx 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 m
O_af Dt@SqX:~Ee 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 IGl9g_18 按齿面接触强度设计 KlEpzJ98 :#Wd~~d 确定各参数的值: i!Ba]n
①试选=1.6 >4TO=i 选取区域系数 Z=2.433 /~1+i'7V., 5BIY<B+i 则 3o*YzwRt ②计算应力值环数 &ZO0r ^ N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 6ujWNf =1.4425×10h vM={V$D& N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) vx
=&QavL ③查得:K=0.93 K=0.96 2?C)& ④齿轮的疲劳强度极限 E.h*g8bXe 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: }f ?y*
H []==0.93×550=511.5
a?1Wq 0GL M(JmK []==0.96×450=432 + {]j]OP 许用接触应力 @7}W=HB PCA4k.,T ⑤查课本表3-5得: =189.8MP K/$KI7P =1
(3e2c T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 ?6!LL5a. =4.47×10N.m e-;}366} 3.设计计算
7GGUV ①小齿轮的分度圆直径d 6]N.%Y[( _c07}aQ ], =46.42 qq?!LEZ ②计算圆周速度 /r 5eWR1G 1.52 BtZ yn7a ③计算齿宽b和模数 }V>T M{ 计算齿宽b st*gs-8jJ; b==46.42mm c-w)|-ac. 计算摸数m l;U?Z'n 初选螺旋角=14 e20-h3h+ = ]:;&1h3'7 ④计算齿宽与高之比 xw%0>K[ 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 kfNWI#'9
=46.42/4.5 =10.32 xno\s.H%] ⑤计算纵向重合度 d9ihhqq3} =0.318=1.903 M5B# TAybC ⑥计算载荷系数K reVgqYp{{- 使用系数=1 :k"]5>(^ 根据,7级精度, 查课本得 yZ:qU({KhD 动载系数K=1.07, =Qq+4F)MD 查课本K的计算公式: %y@AA>x! K= +0.23×10×b }u|q0>^8 =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 8L XHk l 查课本得: K=1.35 <3iMRe 查课本得: K==1.2 E^PB)D(. 故载荷系数: a.'*G6~Qgw K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 QJNFA}*> ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =41xkAMnk d=d=50.64 N!3 2 wJ ⑧计算模数 ;<5q]/IHK = q4q6c")zp 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 m|# y
>4 由弯曲强度的设计公式 0YzpZW"+ ≥ Vi}_{
Cy 0V]s:S ⑴ 确定公式内各计算数值 "b[5]Y{
U ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m 0c&+|>! 确定齿数z ]4{H+rw 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 l0]
EX>"E 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 Q\)F;: | Δi=0.032%5%,允许 _ |p8M!
② 计算当量齿数 *I'yH8Fcn z=z/cos=24/ cos14=26.27 !W0v >p z=z/cos=144/ cos14=158 Al'3? ③ 初选齿宽系数 'S~5"6r 按对称布置,由表查得=1 \9d$@V ④ 初选螺旋角 / xQPTT 初定螺旋角 =14 edV\-H5< ⑤ 载荷系数K "L1Zi.) K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 z2c6T.1M ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y H"KCK6 查得: ] - .aL 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 mq[ug> 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 2tLJU Z1 y]imZ4{/ ⑦ 重合度系数Y OZT.=^:A 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 :KN-F86i =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 jal-9NV)! =14.07609 9kojLqCT 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 nm+s{ ⑧ 螺旋角系数Y &{RDM~ 轴向重合度 =1.675, zJXplvaL;
Y=1-=0.82 $"&JWT!# !c-*O<Y ⑨ 计算大小齿轮的 *kVV+H<X|b 安全系数由表查得S=1.25 AEuG v}# 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 q =Il|Nb> 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 S$k&vc(0 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 Wf<LR3 查课本得到弯曲疲劳强度极限 *dF>_F 小齿轮 大齿轮 Bf:Q2slqI a>)f=uS 查课本得弯曲疲劳寿命系数: W`&hp6Jq K=0.86 K=0.93 ~4"dweu? U3kyraj 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 CNIsZv@Q []= iOdpM{~* []= ?}7p"3j'z KU;9}!# or]IZ2^n 大齿轮的数值大.选用. rH>)oThA# |%v^W 3 ⑵ 设计计算 p#[.{ 计算模数 d\Zng!Z ' +*^H#|! tjnIN?YT 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: 2-b6gc7 PVOv[% z==24.57 取z=25 X jX2] "vGW2~*) 那么z=5.96×25=149 qCO/?kW :Yks|VJ1 ② 几何尺寸计算 j=J/x:w_e 计算中心距 a===147.2 N&pCx& 将中心距圆整为110 %IRi1EmN8 '\GbmD^F 按圆整后的中心距修正螺旋角 Dxxm="FQZ
Z<phcqEi8 =arccos UDni]P!E km40qO@3 因值改变不多,故参数,,等不必修正. ERt{H3eCcJ =ruao'A 计算大.小齿轮的分度圆直径 *:NQ&y*uj
jSA jcLR d==42.4 Lk$B{2^n MWL%
Bz d==252.5 {_Gs*<. hzRYec( 计算齿轮宽度 7=DdrG< IMfqiH) B= m_l[MG\ TU7'J 圆整的 X|8c>_} ##o#eZq:" 大齿轮如上图: FE{FGMq YDFyX){ 1r7y]FyH$ t_suF$ 7.传动轴承和传动轴的设计 |&[EZ+[ "}JZU!? 1. 传动轴承的设计 VYhbx
'e lA-h`rl/ ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 So
5N5,u@= P1=2.93KW n1=626.9r/min -R6)ROGl T1=43.77kn.m +H2-ZXr ⑵. 求作用在齿轮上的力 D )'bH5 已知小齿轮的分度圆直径为 xp9pl[l d1=42.4 s!e3|pGS 而 F= uOGw9O-d9 F= F
EU/8=JA1 TBrPf-Xr F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N i2^>vYCsl
v<:R# ~3S~\0&| Q1l '7N ⑶. 初步确定轴的最小直径 $DUZ!zaH! 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 :Xd<74Nu t!\tF[9e IyPnp&_ WSY}d
Vr 从动轴的设计 T${Q.zHY[! hDq`Z$_+KX 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, 0,8okAH P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M HOh!Xcu ⑵. 求作用在齿轮上的力 o\)F}j&b#= 已知大齿轮的分度圆直径为 bNoW?8bZ d2=252.5 )@'}\_a3[] 而 F= Vl!6W@g F= F qWKAM@ y<bDTeoo F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N SG4%}wn% M[112%[+4 r{%qf; M+9 gL3W ⑶. 初步确定轴的最小直径 xpx\=iAe 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-!)0U G<^{&E+= 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 D+7Rz_= 查表,选取 'anG:= Sa`Xf\ 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 *``JamnSO 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 5j-YM N<KS(@v
y ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,$+V 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 \A6B,|@ f!
.<$ih 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. ^4Ah_U k/gZ, D B 轴承代号 3fJc
9| 45 85 19 58.8 73.2 7209AC A:9?ZI/X 45 85 19 60.5 70.2 7209B Uwx
E<=z 50 80 16 59.2 70.9 7010C 'D"C4;X 50 80 16 59.2 70.9 7010AC \K]0JH XJ5. ; XN{x R=
o2K >q1L2',pK 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 5=?\1`e1[ 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, =-lb)Z"d 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.
4J([6< do+.aOC 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. t=O8f5Pf{ 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, ;<2G 高速齿轮轮毂长L=50,则 FA3~|Zg LRG6:& L=16+16+16+8+8=64 Yv!a88+A8M 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. e?=^;v%r Jh[UtYb5 5. 求轴上的载荷 t9:0TBt-[ 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, 6Yxh9*N~] 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. -rli(RR)| zY!j:FT1HY o/Q;f@ $.rhRKs
oVfLnI; s;vHPUB\n
|CZ@te)> in- HUG vucxt }Ti *8_wYYH zvH8^1yzG 传动轴总体设计结构图: | Aw%zw1@ iv;Is[<o |NC*7/} a^zibPG (主动轴) 474SMx$ iJ3e1w$ .1Al<OLL 从动轴的载荷分析图: YLv'43PL 2Kyl/C, 6. 校核轴的强度 f;gw"onx8F 根据 Ww%=1M]e- == :~T99^$zA 前已选轴材料为45钢,调质处理。 j=aI9p 查表15-1得[]=60MP 5r8<7g:>C 〈 [] 此轴合理安全 MET' (m ^xh ; 8、校核轴的疲劳强度. ^ ALly2 ⑴. 判断危险截面 A}N?/{y)G 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. Y>G@0r BG ⑵. 截面Ⅶ左侧。 Sf7\;^ 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 N@1+O,o 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 _FVcx7l!u 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 &6YIn|} 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 TQ*1L:X7M& 截面上的弯曲应力 k+C zj NzSoqh{R 截面上的扭转应力 #( jw!d& == Vq\`+&A 轴的材料为45钢。调质处理。 au=o6WRa 由课本得: _Khc3Jo F,MO@&ue" 因 TbGn46!: 经插入后得 /ZPyN<@ 2.0 =1.31 o.G!7 轴性系数为 `-l6S =0.85 4VCOKx K=1+=1.82 OJ$]V,Z00x K=1+(-1)=1.26 ]0)|7TV* 所以 t&CJ%XP 5Z\#0":e 综合系数为: K=2.8 %i-c0|,T4 K=1.62 &<J[Q%2 碳钢的特性系数 取0.1 MIoEauf 取0.05 i9A+gtd 安全系数 MLWM&cFG S=25.13 #=f?0UTA S13.71 U($dx.`v# ≥S=1.5 所以它是安全的 @I/]D6
~" 截面Ⅳ右侧 k_q0Q;6w!l 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ,Bo>E: u b e-~\ @ 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 lM{
+!-G, /fT+^& 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 ;u(<h?%e ,7NZu0 截面Ⅳ上的扭矩为 =295 wK-3+&,9 截面上的弯曲应力 @8^[!F 截面上的扭转应力 8C~]yd ==K= Q|L9gz[? K= C@W"yYt 所以 fCtPu08{Z 综合系数为: %V{7DA&C K=2.8 K=1.62 e\JojaV 碳钢的特性系数 @u%_1 取0.1 取0.05 GBFtr 安全系数 OYmR<x5y/ S=25.13 F>[,zN S13.71 iN0nw]_* ≥S=1.5 所以它是安全的 .0O2Qqdg p>;_e( 9.键的设计和计算 (RZD'U/B Zrr5csE ①选择键联接的类型和尺寸 C[Dav&=^F 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. ,NVsn 根据 d=55 d=65 GJp85B!PlO 查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 _Bp1co85MQ b=20 h=12 =50 5
Ho^N1q }HYjA4o\A ②校和键联接的强度 yK2^Y]Ku? 查表6-2得 []=110MP iVTGF< 工作长度 36-16=20 pd8Nke 50-20=30 YH_7=0EJ ③键与轮毂键槽的接触高度 Eb>78k(3I) K=0.5 h=5 ;~u{56 K=0.5 h=6 aKJQm'9Ks 由式(6-1)得: Yx inE`u~ <[] ${nX:!) <[] <u:WlaS 两者都合适 *"r~-&IL 取键标记为: tP%{P"g3^ 键2:16×36 A GB/T1096-1979 GSQ/NYK 键3:20×50 A GB/T1096-1979 zC:wNz@zK 10、箱体结构的设计 ]B]*/ 减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, lmSo8/%T 大端盖分机体采用配合.
ld7v3:M U*P. :BvG 1. 机体有足够的刚度 yxq}QSb \3 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 3y~r72J P?]aWJ 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 MqA`yvQm [wB9s{CX 因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm -+em!g' 为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 Uyr3dN%*r Yl$SW;@ 3. 机体结构有良好的工艺性. 5`RiS]IO] 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. Pv+5K*"7Cg 6q6FB 4. 对附件设计 3 Lsj}p A 视孔盖和窥视孔 .pvV1JA' 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 u}|%@=xn B 油螺塞: vuFBET, 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。 @hImk`&[N C 油标: }AvcoD/b 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 HH>:g(bu 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. @ Ehn(} xN@Pz)yo D 通气孔: c$QX)V 由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡.
E|$Oha[ E 盖螺钉: FHPXu59u 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 Y05P'Q 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. o(Cey7 F 位销: A=-F,=k(!/ 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. EIf~dOgH G 吊钩: hwDbs[: 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. F("#^$ _ZAch zV 减速器机体结构尺寸如下: rqlc2m,<-p @i3bgx>_o 名称 符号 计算公式 结果 35*\_9/# 箱座壁厚 10 'snYu!`z
箱盖壁厚 9 ?n\*,{9 箱盖凸缘厚度 12 U#o'H @ 箱座凸缘厚度 15 M}hrO-C 箱座底凸缘厚度 25 g3%t8O/M 地脚螺钉直径 M24 Ij'NC C 地脚螺钉数目 查手册 6 l**;k+hw 轴承旁联接螺栓直径 M12 V=:_ d, 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 :b,^J&~/)1 轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 Zzl,gy70 视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 U^Tp6vN d 定位销直径 =(0.7~0.8) 8 7a$G@ ,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 ^SfS~GQ 22 BD#.-xWV 18 3v!~ cC~cI ,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 gX?n4Csy' 16 Sb:T*N0gS 外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 )hj|{h7 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 |k{-l!HI 齿轮端面与内机壁距离 > 10 Y#01o&f0n 机盖,机座肋厚 9 8.5 8S;CFyT\n 轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) 5H:@8,B 150(3轴) 7>
Pgc 轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) RX2{g^V7 150(3轴) wp.TfKxw !=*.$4 11. 润滑密封设计 HpexH{.u) !)Rr]
~ 对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. 4rU!4l 油的深度为H+ .#5l$[' H=30 =34 Jll-X\O`- 所以H+=30+34=64 - &[z\"T 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 }o9Aa0$*$ ZZ)G5ji 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 IdM*5Y>f 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 5`E))?*"Pe 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 ^i:\@VA: 大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 Nl8 gK{ <2P7utdZ 12.联轴器设计 |&hU=J
o 1=Ilej1 1.类型选择. M>_ = "atI 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 LN!W(n( 2.载荷计算. 04y!\ 公称转矩:T=95509550333.5 qvLDfN 查课本,选取 5su.+4z\ 所以转矩 ibF#$&! 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 J^I7BsZ 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm dA#{Cn; Ls:=A6AGM 四、设计小结 Uk-HP\C"7 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。 < `Z%O<X 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。 sS,#0Qt. 五、参考资料目录 )45_]tk> [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; \OHv|8!EI@ [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; jFj~]]j [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; S]yvMj_? [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; U7%28#@ [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 &
QY#3yj= [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; bx(w:]2 [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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