机械设计基础课程设计任务书 3@<zg1.9-
#_JYh?
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 Z>P*@S,6G
*
F4UAQzYb
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) <RXw M6G2
&7>zURv
目 录 91Z'
[k<1`z3
一 课程设计书 2 =&nW~<- v
-_N)E ))G
二 设计要求 2 vFv3'b$;G
Bc5+ss
三 设计步骤 2 "ju'UOcS/
Dw6 fmyJ:
1. 传动装置总体设计方案 3 w@-M{?R
2. 电动机的选择 4 Fhf<T`
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 aZS7sV28
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 g>JLDQdc
5. 设计V带和带轮 6 78 f$6J q
6. 齿轮的设计 8 -NJ!g/ >mM
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 jgv`>o%<W
8. 键联接设计 26 x;s0j"`Jb
9. 箱体结构的设计 27 U/ od~29
10.润滑密封设计 30 =qy@Wvj$
11.联轴器设计 30 Lgk
iUi>y.}"P
四 设计小结 31 Xf[kI
五 参考资料 32 \ 0W!4D
Smw QET<H
一. 课程设计书 > L2HET
设计课题: Q\ppfc{,
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 /] ^#b
表一: L{-LX=G^
题号 saf&dd
KLW n?`
参数 1 PNs~[
运输带工作拉力(kN) 1.5 W-Hoyn>?2
运输带工作速度(m/s) 1.1 j=RRfFg)
卷筒直径(mm) 200 NoE*/!Sr
kYzKU2T\W
二. 设计要求 H,unpZ(
1.减速器装配图一张(A1)。 FzQTDu9
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 W,5Hx1z R
3.设计说明书一份。 8,P-
7^
l7H
qo)
三. 设计步骤 b?X.U}62_
1. 传动装置总体设计方案 HBS\<}
2. 电动机的选择 w'MGA
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 t_^X$pL
4. 计算传动装置的运动和动力参数 t]jFo
5. “V”带轮的材料和结构 ~}EMk 3
6. 齿轮的设计 1RcSTg
7. 滚动轴承和传动轴的设计 H %JaZ?(
8、校核轴的疲劳强度 bV+(b9
9. 键联接设计 v{zMO:3
10. 箱体结构设计 JxE53ev
11. 润滑密封设计 Q/uwQo/
12. 联轴器设计 vX0f,y
J]lrS
1.传动装置总体设计方案: jp8@vdRg
m7a#qs;,
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 )c n+1R
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, McH>"`
要求轴有较大的刚度。 ( wDm*bZ*
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 JWvjWY2+P
其传动方案如下: &,A64y
lO&3{dOYE
图一:(传动装置总体设计图) poGc a1
Nkxmm/Z
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 ;<yd^Xs
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 {^(ACS9mL
传动装置的总效率 B~o\+n
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; {!6/x9>
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, HEA#bd\
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, _XJ2fA )
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 t!*+8Q!e
qmO6,T-|
2.电动机的选择 &%})wZ+Dj
mxb(<9O
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, H
0+dV3
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, R\o<7g-|
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 ee%fqVQ8P
0/S_e)U
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, R|O8RlH
C<KrMRWh^
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 (WJ${OW
.>Ljnk
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 TIp:FW[
fP.F`V_Y
*`ZH` V
方案 电动机型号 额定功率 kOIt(e
P i4^o59}8
kw 电动机转速 (Qa/EkE^*w
电动机重量 V&-~x^JK
N 参考价格 /pF`8$
元 传动装置的传动比 sR/b$j>i3
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 =Umw$+fJr
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 A.hd
Kl
Cvn#=6V3
中心高 sC9&Dgkk
外型尺寸 N[k wO1
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 `rf_7
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 W5SJ^,d)J
PRz/inru-
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 .'Y]R3\M+
G:zua`u[
(1) 总传动比 *S/_i-ony
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 ,o)d3g-&g
(2) 分配传动装置传动比 3B1cb[2y
=×
6Cn+e.j@
式中分别为带传动和减速器的传动比。 g!-,]
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 eImn+_ N3
4.计算传动装置的运动和动力参数 X7s
`U5'l
(1) 各轴转速 #dM9pc jh
==1440/2.3=626.09r/min y@\V+
==626.09/5.96=105.05r/min Q+YRf3$
(2) 各轴输入功率 jQ:OKh<Y
=×=3.05×0.96=2.93kW E9;|'Vy<E
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW )B[0JrcE
则各轴的输出功率: !Q#{o^{Y~
=×0.98=2.989kW 9<KAXr#
=×0.98=2.929kW _cXqAo[V
各轴输入转矩 -wjN"g<
=×× N·m *4V=z#
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· &L^+BQ`O?
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ]\!?qsT3}
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m L:FoSCN Y(
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m w Xsmn1w9
=×0.98=242.86N·m ^MVkZ{gtre
运动和动力参数结果如下表 ih7/}
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min tg{H9tU;
输入 输出 输入 输出 -;'1^
电动机轴 3.03 20.23 1440 :s4p/*f
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 v8y1b%
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 >Q(3*d >
I
:vs;-
5、“V”带轮的材料和结构 >uSy
确定V带的截型 KQ~i<1&j
工况系数 由表6-4 KA=1.2 mya_4I
m
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 K"r*M.P>
V带截型 由图6-13 B型 kXf'5p1
JYTP
2
确定V带轮的直径 }I
:OsAw
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm "sG=wjcw^
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 1;{Rhu7*
k
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm -?0qf,W.
rwI
确定中心距及V带基准长度 ~8]NK&J
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 RO.k]x6
360<a<1030 E160A5BTx
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm q}]XYys
<TP=oq?I/
初定V带基准长度 V>b\[(=s
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm {DR`;ea])1
l?Ya"C`FL
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm cZ|\.0-
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm a]MX)?
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 sJDas,7>
<"_d]?,
确定V带的根数 O<,\^[x
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw \ioH\9
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 mVy|{Oh
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 QDhOhGK
带长修正系数 由表6-2 KL=1 #*KNPh
8p: j&F
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 @w?P7P<O`
PF53mUs4
取Z=2 ;LMJd@
V带齿轮各设计参数附表 %oO4|JkJX
0}CGuws
各传动比 )/wk( O+
sashzVwJ-=
V带 齿轮 [xGf,;Z
2.3 5.96 [DF,^4g
oomT)gO 6*
2. 各轴转速n |b)Y#)C;
(r/min) (r/min) ,.7*Hpa
626.09 105.05 aL&n[
1#ft#-g}
3. 各轴输入功率 P m5r7
(kw) (kw) j!7{|EQFcl
2.93 2.71 hX=A)73(
fIsp;ca[k
4. 各轴输入转矩 T LRNh@g4ei
(kN·m) (kN·m) FN8NTBk
43.77 242.86 , T8>}U(
8]U{;|';
5. 带轮主要参数 d%o&+l#
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) 5.MGaU^Z$
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 zc;|fHW~O
带的根数z )s%[T-uKi
160 368 708 2232 B 2 /so8WRu.
(w}H]LQ
6.齿轮的设计 * /:x sI
dF2nEaN0%
(一)齿轮传动的设计计算 LyAn&h}
~V\D|W9
齿轮材料,热处理及精度 <1t*I!e_
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 G1o3l~x
(1) 齿轮材料及热处理 /N&CaH\;^$
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 /\4'ddGU
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 _Nqt21sL
② 齿轮精度 ZOZ+ Y\uU
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 *tK\R&4,4s
;{U@qQD7
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 :gep:4&u
按齿面接触强度设计 xo&]$W8
i}B2R$Z3
确定各参数的值: j'MO(ev
①试选=1.6 (adyZ/j
选取区域系数 Z=2.433 +,#$:fs u
Wwr;-Qa}g
则 N-e @j4WU
②计算应力值环数 Nn T1X;0W
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) Bg|5KOnd
=1.4425×10h v~@pMA$(h
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) i? K|TC`
③查得:K=0.93 K=0.96 SAyufLEv,
④齿轮的疲劳强度极限 c'S,hCe*
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: %nV]ibp2)
[]==0.93×550=511.5 v5QqS8u_C
?B}{GL2)
[]==0.96×450=432 q)^Jj?W
许用接触应力 c+hQSm|bf)
O8j_0
⑤查课本表3-5得: =189.8MP qa0 yg8,<
=1 g.zEn/SM
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 FXi{87F2
=4.47×10N.m 2kIa*#VOJ
3.设计计算 Stu4t==U
①小齿轮的分度圆直径d 8j=}u/T@F
br":y>=,
=46.42 v33dxZ'
②计算圆周速度 ;;:-l99
1.52 ~;#Y9>7\\'
③计算齿宽b和模数 +i@y@<l:+
计算齿宽b T<55a6NoK
b==46.42mm U8LtG/
计算摸数m \kU &^Hi
初选螺旋角=14 j ~1B|,H
= +/)#( j@
④计算齿宽与高之比 SBIj<Yy]
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 9.a3&*tV[
=46.42/4.5 =10.32 K0}pi+=
⑤计算纵向重合度 / ;,Md,p
=0.318=1.903 \ytJ=0r
⑥计算载荷系数K @jsDq
Ln
使用系数=1 VBcy9|lD
根据,7级精度, 查课本得 :$m}UA-9
动载系数K=1.07, Cif>7]M
查课本K的计算公式: 2M68CE
K= +0.23×10×b YQ6f}O
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 Ipq"E
查课本得: K=1.35 e= .njMqW5
查课本得: K==1.2 %sX$nmi3
故载荷系数: /M3Y~l$
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 ~==>pj
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 BE_ay-
d=d=50.64 5
({t4dm
⑧计算模数 5`gQ~
= .xH5fMj,"
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 /q5v"iX]T
由弯曲强度的设计公式 RkBb$q9F]
≥ JQ6zVS2SSS
9&` 2V
⑴ 确定公式内各计算数值 O0pDd4)"
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m d[V;&U
确定齿数z Dm-zMCf}Q
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 @++.FEf
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 B hp-jq'!B
Δi=0.032%5%,允许 wT:b\km:!
② 计算当量齿数 Ft;^g3N
z=z/cos=24/ cos14=26.27 w &(|e <
z=z/cos=144/ cos14=158 INi]R^-
③ 初选齿宽系数 <oX7P69
按对称布置,由表查得=1 fH> NJK;
④ 初选螺旋角 \3S8 62B7
初定螺旋角 =14 X .5aMm
⑤ 载荷系数K C@L$~iG
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 f^"N!f a
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y (KF=On;=Y
查得: W^]3XJP
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 j"'(sW-
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 D(H>R&b!
^k#P5oV
⑦ 重合度系数Y 7|[mz> "d
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 :X]itTrGs
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 %]8qAtV^3j
=14.07609 "t_-f7fS7
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 ?)1{)Erf8x
⑧ 螺旋角系数Y Dqe^E%mc
轴向重合度 =1.675, < !dqTJos
Y=1-=0.82 s8#X3Rp
e^[H[d.WMC
⑨ 计算大小齿轮的 <RG|Dx[:=
安全系数由表查得S=1.25 WUsKnf
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 YGPy@-,E
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 \DD0s8
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 ~(IB0=A{v
查课本得到弯曲疲劳强度极限 8_6Q~
小齿轮 大齿轮 3
"Q=Vl"
LM-J !44
查课本得弯曲疲劳寿命系数: 70;Jl).\{
K=0.86 K=0.93 lAJxr8 .
'_/Bp4i
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 .b-f9qc=
[]= )l[M
Q4vWW
[]= uec!RKE
s+EAB{w$
!/3B3cG
大齿轮的数值大.选用. QiLEL
- qy6Un+
⑵ 设计计算 B&.FOO
计算模数 w`il=ZAC
nx^]>w
3rcKzS7
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: )Ib<F7v
yLdVd
P
z==24.57 取z=25 'b#0t#|TM
]b%Hy
那么z=5.96×25=149 75T7+:p
},>pDeX^P
② 几何尺寸计算 :SGF45>B@
计算中心距 a===147.2 %y|)=cm[
将中心距圆整为110 `^FGwx@
RQ'H$r.7g
按圆整后的中心距修正螺旋角 jlBanGs?
oNU0 qZ5
=arccos Mc%Nf$XQ
xgNJ eQ
因值改变不多,故参数,,等不必修正. L?Qg#YSd~
])
rrG/3
计算大.小齿轮的分度圆直径 '&gF>
n ;$5Cq!v=
d==42.4 *WIj4G.d
}f8Uc+
d==252.5 _',prZ*
f3H ed
计算齿轮宽度 '`XX
"_k3
o_D?t-XH
B= 5K<5kHpvJ{
q|v(Edt|_[
圆整的 @1 U&UH
jGEt+\"/QJ
大齿轮如上图: a e*Mf7
\yd
s5g!:
@:U+9[
q*7zx_ o
7.传动轴承和传动轴的设计 ;IVDr:
$T`<Qq-r
1. 传动轴承的设计 hlJq-*6'
t7m>A-I
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 9P~\Mpk
P1=2.93KW n1=626.9r/min >OG:vw)E
T1=43.77kn.m t@R
?Rgu3
⑵. 求作用在齿轮上的力 8g:;)u4$P
已知小齿轮的分度圆直径为 C!R1})_^
d1=42.4 %c
[F;ug
而 F= L. EiO({W
F= F ~<k,#^"}X
7G\\{
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N mdq;R*`
'^Ql]% _
=Uj-^qcE
"bm
⑶. 初步确定轴的最小直径 X83 w@-$}
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 g q}I[N
XvE9b5}
)QG<f{wS
1XnZy5fEo
从动轴的设计 Ty<L8+B|
+=mkCU
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, (vB<%l.&
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M Nof3F/2 N&
⑵. 求作用在齿轮上的力 _x?uU
已知大齿轮的分度圆直径为 C%U`"-%n@7
d2=252.5 L
W;heO"
而 F= :sP!p`dl
F= F s7l;\XBy
sPps q
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N !O#dV1wAa
3Te^
y /BJIQ
5i-Rglo
⑶. 初步确定轴的最小直径 2OwV^-OG
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 q-`RI*1]
IR- dU<<9O
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 9{$<0,?
查表,选取 ylB7* >[
sk
2-5S
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 %<\6TZr
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 +]|Z%;im
vi|R(&
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 r)1'ePI"
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 。 %uoQ9lD'
h[?O+Z^
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. OKP9CLg9
VL/|tL>E^
D B 轴承代号 =e}H'5?!
45 85 19 58.8 73.2 7209AC k~/>b~.c
45 85 19 60.5 70.2 7209B E^rbcGJ
50 80 16 59.2 70.9 7010C C:uz6i1
50 80 16 59.2 70.9 7010AC E%'~'[Q
w~;I7:
H> '>3]G
`iJhG^w9M
t2V0lyeL
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 `zR+ tbm
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, Sje wuIi1
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. =fYL}m5E
uU> wg*m
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. I0'[!kBF|
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, iajX ~kv
高速齿轮轮毂长L=50,则 1O!/g
r&2~~_d3y
L=16+16+16+8+8=64 /\w)>0
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. V=X:=
TP}h~8 /;
5. 求轴上的载荷 8:o<ry
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, ~-#yOu
,w
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. /Ux*u#
oM2UzB{(
~+H"
-+
r,]#b[:.s|
K9kUS
~fa(=.h
Dgql?+2$
QnI.zq
V
`$YP<CJeq
|w*R8ro_
5PIZh<
传动轴总体设计结构图: ';G1A
7P B)'Wl"6
8*c3|
Xwa_3Xm*Le
(主动轴) ZO7&vF}
D-U<u@A4
J@L9p46,
从动轴的载荷分析图: d$Y7u
gUR]{dq^'
6. 校核轴的强度 m,R Dr
根据 IhiGP
{
== @[6,6:h|
前已选轴材料为45钢,调质处理。 u0RS)&
查表15-1得[]=60MP &6j<c a
〈 [] 此轴合理安全 H2r8,|XL
#n
8、校核轴的疲劳强度. phYDs9-K
⑴. 判断危险截面 OI0B:()
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. k{AyD`'Q
⑵. 截面Ⅶ左侧。 !$g+F(:(c
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 }Z`(aDH
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 o:Zd1"Z
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 hKlZi!4J
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 WV"jH9"[
截面上的弯曲应力 *RR[H6B^]X
b}G24{
截面上的扭转应力 Zw]
?.
== %vO<9fE|1
轴的材料为45钢。调质处理。 FZH\Q~IUV
由课本得: )2Hff.
`*\{.;,]#
因 up%Z$"Y
经插入后得 gLL\F1|0x
2.0 =1.31 'ZQWYr9R
轴性系数为 ?G08[aNR
=0.85 tJ=di5&
K=1+=1.82 6<5Jq\-h
K=1+(-1)=1.26 E4D (,s
所以 "%@uO)A /
=ZsGT
综合系数为: K=2.8 [rreFSy#@
K=1.62 ]]cYLaq(
碳钢的特性系数 取0.1 fMeZ]rb
取0.05 ^+R:MBK
安全系数 l#@&~f[
S=25.13 1Xyp/X2rI
S13.71 M0-,M/]l
≥S=1.5 所以它是安全的 =f:(r'm?r.
截面Ⅳ右侧 ~]8p_;\
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 Sd:.KRTu.
!Zbesp KZ
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 .h;Se
^GYq#q9Q
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 TRKgBK$,
'5};M)w
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 idJh^YD
截面上的弯曲应力 [}3cDR
截面上的扭转应力 }.:d#]g8
==K= i~& c|
K= ^p_u.P
所以
'H FK Bp
综合系数为: &-GuKH(Y<
K=2.8 K=1.62 $`vkw(;t)1
碳钢的特性系数 P 4;{jG
取0.1 取0.05 c6b0*!D"}
安全系数 4R +P
S=25.13 k_3j
'
S13.71 H_X?dj15
≥S=1.5 所以它是安全的 h)E|?b_
MB*u-N0v
9.键的设计和计算 Sue
6+p
2z983^
①选择键联接的类型和尺寸
F$*3@Y
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. viuiqs5[Bi
根据 d=55 d=65 Q
@2(aR
查表6-1取: 键宽 b=16 h=10 =36 Y&,rTa
b=20 h=12 =50 3#Y3Dz`
C(,=[Fi-
②校和键联接的强度 VjTe4$ *
查表6-2得 []=110MP abZdGnc
工作长度 36-16=20 Ko}2%4on
50-20=30 vF>gU_gz.
③键与轮毂键槽的接触高度 yL"i
K=0.5 h=5 (^H5EeGV{
K=0.5 h=6 h#{T}[
由式(6-1)得: )
p^
<[] \n@V-b
<[] +{6`F1MO
两者都合适 Zu=kT}aGg
取键标记为: oP]L5S&A
键2:16×36 A GB/T1096-1979 Tiprdvm<
键3:20×50 A GB/T1096-1979 wZv-b*4
10、箱体结构的设计 z{6YC~
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, >Me]m<$E;
大端盖分机体采用配合. \/,g VT
uMDtdC8
1. 机体有足够的刚度 99KVtgPm
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 Qcgu`]7}
bm}+}CJ@#0
2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 $WNG07]tU
>tEK+Y|N}
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
1#D<ZN
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 B+Q+0tw*i
NQ!<f\m4n
3. 机体结构有良好的工艺性. C*O
,rm}
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. MOyT< $
kr{)
4. 对附件设计 m %Y(O
A 视孔盖和窥视孔 fN0bIE
Y
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 WFj*nS^~l
B 油螺塞: M@~o6 ^
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。 !2tw, QM
C 油标: 3`rIV*&_{
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 HZuiVW8
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. &9@gm--b:
fkBLrw
D 通气孔: 6oA~J]<
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. jnDQ{D
E 盖螺钉: _-6e0sr Z
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 9ET/I$n
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. fD(7FN8
F 位销: <c\]Ct
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. /4H[4m]I
G 吊钩: :K;T Q
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::tNv0
-s89)lUkS
减速器机体结构尺寸如下: 2R] XH
0
hU)'OKe
名称 符号 计算公式 结果 Nor`c+,4
箱座壁厚 10 &_YtY47
箱盖壁厚 9 PnJ*Zea
箱盖凸缘厚度 12 55,=[
箱座凸缘厚度 15 rV~T>x
箱座底凸缘厚度 25 jjX%$Hr
地脚螺钉直径 M24 Hy;901( %
地脚螺钉数目 查手册 6 e^Aa!
轴承旁联接螺栓直径 M12 k%^<}s@
机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 ]DU61Z"v?b
轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 10 j,4,zA1j|
视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 8 $kIo4$.Y$
定位销直径 =(0.7~0.8) 8 HrDTn&/
,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 [='p!7z
22 9,w}Xe=C
18 h*G#<M
,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 hMz&JJ&B
16 s{cKBau
外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 joY1(Y
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 Dw*Arc+3V
齿轮端面与内机壁距离 > 10 E;xMPK$
机盖,机座肋厚 9 8.5 n+X1AOE[L
轴承端盖外径 +(5~5.5) 120(1轴)125(2轴) KCl &H
150(3轴) XL&hs+Y
轴承旁联结螺栓距离 120(1轴)125(2轴) VkWO}
150(3轴) [\88@B=jXP
QP+c?ct}hF
11. 润滑密封设计 u\:rY)V
*$JB`=Q
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. pK<%<dIc
油的深度为H+ 6hLNJ
H=30 =34 q%DVDq( z
所以H+=30+34=64 b#Jo Xa9
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 J
&{qppN
7TnM4@*f
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 m';#R9\Fz
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 sE-x"c
密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 32s5-.{c/f
大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 {ip=iiW2
//~POm
12.联轴器设计 " \`BPN
y-%nJD$
1.类型选择. ]c5DOv&
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 (rAiDRQ[
2.载荷计算. ^@ M [t<
公称转矩:T=95509550333.5 lfXH7jL2~
查课本,选取 p}96uaC1
所以转矩 .4Iw=T_
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 7[4_+Q:}
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm BXNI(7xi
HE*7\"9
四、设计小结 \5t`p67Ve_
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。 <"hb#Tn
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。 7WgIhQ~
五、参考资料目录 #-}kG"
[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; w'!ECm>*`
[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; u82h6s<'W
[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; iJ,M-GHK
[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; -,FK{[h]ka
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 >_&~!Y.Z=
[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; N 9c8c
[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。