單級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)說明書[1]

機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說明書 課程設(shè)計(jì)題目：?jiǎn)渭?jí)斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì) 專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化（模具方向） 班 級(jí)：0 60 5040 5 學(xué) 號(hào)：050504029 設(shè)計(jì)者：龔晶晶 指導(dǎo)老師：謝海涌老師、覃學(xué)東老師 桂林電子科技大學(xué) 目 錄 : 課程設(shè)計(jì)書 二設(shè)計(jì)要求 二設(shè)計(jì)步驟 1 .傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 3 2 .電動(dòng)機(jī)的選擇 4 3 .確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 5 4 、廠屏看1+ 一在、」+柏小一 C 5 ,計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 6 .設(shè)計(jì)V帶和帶輪 6 7 ,齒輪的設(shè)計(jì) 8 8 .滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 1 9 .鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 26 10 ,箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 27 11 .潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 30 12 .聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 30 31 32 設(shè)計(jì)小結(jié) 參考資料 一.課程設(shè)計(jì)書 設(shè)計(jì)課題： 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的單級(jí)斜齒輪圓柱齒輪減速器?運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空 載起動(dòng)，卷筒效率為0.96 （包括其支承軸承效率的損失），減速器小批量生產(chǎn)，使用期限8年（300天/年）， 兩班制工作，運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流，電壓380/220V 表 題號(hào) 參數(shù) 1 運(yùn)輸帶工作拉力（kN） 1.5 運(yùn)輸帶工作速度（m/s） 1.1 卷筒直徑（mr） 200 設(shè)計(jì)要求 1 .減速器裝配圖一張（A1）。 2 . CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3）。 3 .設(shè)計(jì)說明書一份。 三.設(shè)計(jì)步驟 1 .傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2 .電動(dòng)機(jī)的選擇 3 .確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4 .計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5 . “ V ”帶輪的材料和結(jié)構(gòu) 6 .齒輪的設(shè)計(jì) 7 .滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) &校核軸的疲勞強(qiáng)度 9 .鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 10 .箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 11 .潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 12 .聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 1 .傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案： 1 .組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。 2 .特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 3 .確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將 V帶設(shè)置在高速級(jí) 其傳動(dòng)方案如下: 圖一:(傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖) 初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如：傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。 選擇V帶傳動(dòng)和單級(jí)圓柱斜齒輪減速器。 傳動(dòng)裝置的總效率a n= n n ns n24 n25 n5- 0.96X 0.98, x 0.95? x 0.97X 0.96= 0.759； 1為V帶的效率，n2為圓柱齒輪的效率， n3為聯(lián)軸器的效率，4為球軸承的效率， 5為圓錐滾子軸承的效率，n 6為卷筒的傳動(dòng)效率。 2 .電動(dòng)機(jī)的選擇 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為：P= P『/ 2300X 1.1/0.835- 3.03kW,執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n 1000 60v 二 =i05r/min, 二 D 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比I 一二2?4,單級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比I. =3-6, i> i> v 則總傳動(dòng)比合理范圍為i_= 6—24,電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n—=Lxn=( 6~24)x 105二 630-2520r/ml n。 綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比， 選定型號(hào)為丫 112M- 4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4.0 額定電流8.8A,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min,同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 中心高 I 外型尺寸 .X( AC/2+AI p ed OkWHD 應(yīng)幽 N地腳螺 孔直徑 K 軸 寸 佃尺 r 轉(zhuǎn) 可步 寸 A滿載 伸總尺 D總E 專 寸 FXGD 減 々速 轉(zhuǎn)速 動(dòng)比 專動(dòng) 132 1 Y1151M-43 ~315- 1 500人 T3F 1 470 1 2 9^( j-36 X161 2.10X4 1 7 方電動(dòng)機(jī) 額定功電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)參考價(jià)傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比 戈速奇 02 案型號(hào) 率 重量 格 An 3 .確定傳動(dòng) 裝置的總傳 動(dòng)比和分配 傳動(dòng)比 ⑴ 總傳動(dòng)比 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nT和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 n,可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為ia=n /n = 1440/105= 13.7 (2) 分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 式中kh分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。 為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0= 2.3,則減速器傳動(dòng)比為i= ia/io= 13.7/2.3= 5.96 4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) ⑴各軸轉(zhuǎn)速 n = rim/io = 1440/2.3= 626.09r/mi n nn = n / i / = 626.09/5.96= 105.05r/min (2) 各軸輸入功率 R = PdX 1 = 3.05X 0.96= 2.93kW Pn = pi X nX 3 = 2.93 X 0.98X 0.95X 0.993 = 2.71 kW 則各軸的輸出功率： P= PX 0.98=2.989 kW Pn = PnX 0.98=2.929 kW (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T-i =Td X i0 X 1 N-m 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550-Pk =9550X 3.05/1440=20.23 N n m 所以:Ti = Td X io X 1 =20.23X 2.3X 0.96=44.66N m Tn = X ii X 1 X 2 =44.66X 5.96X 0.98X 0.95=247.82 N m- 輸出轉(zhuǎn)矩:Ti= TiX 0.98=43.77 N m Tn J Tn X 0.98=242.86 N m 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 功率PKW 轉(zhuǎn)矩TNm 轉(zhuǎn)速r/min 輸入 輸出 輸入 輸出 電動(dòng)機(jī)軸 3.03 20.23 1440 1軸 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 2軸 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 5、“V”帶輪的材料和結(jié)構(gòu) 確定V帶的截型 工況系數(shù) 由表6?4 Ka=1.2 設(shè)計(jì)功率 pd=KAP=l.2 X 4kw Pd=4.8 V帶截型 由圖6.13 B型 確定V帶輪的直徑 小帶輪基準(zhǔn)直徑 由表 6-13 及 6-3 取 d di=160mm 驗(yàn)算帶速 V=960 X160X 3.14/60000=8.04m/s 大帶輪基準(zhǔn)直徑 dd2=ddii=160 X 2.3=368mm 由表 6-3 取 dd2=355mm 確定中心距及V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 初定中心距 由0.7 (dd什dd2)vay2(ddi+dd2)知 360<a<1030 要求結(jié)構(gòu)緊湊，可初取中心距 ao=700mm 初定V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld0=2a0+3.14/2(d di+dd2) +1/4a0(d d2-d 出)2=2232mm V帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由表6?2取Ld=2240mm 傳動(dòng)中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 小帶輪包角a 1=180-57.3 (335-160)/708=164 0確定V帶的根數(shù) 單根V帶的基本額定功率 由表 6-5 P1=2.72kw 額定功率增量 包角修正系數(shù) 帶長(zhǎng)修正系數(shù) 由表6-6 △ 由表6-7 P=0?3 由表 6-2 Ka=696 P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 取 Z=2 V帶齒輪各設(shè)計(jì)參數(shù)附表 V 帶根數(shù) Z=Pd/(P1 + 1 ■各傳動(dòng)比 V帶 齒輪 2.3 5.96 2 .各軸轉(zhuǎn)速n 理』(r/mi n) (r/mi n) 626.09 105.05 3 .各軸輸入功率P 片(kw) 匕(kw) 2.93 2.71 4 .各軸輸入轉(zhuǎn)矩T 筠(kN ? m) (kN ? m) 43.77 242.86 5.帶輪主要參數(shù) 小輪直徑山 (mm) 大輪直徑功 (mm) 中心距a (mm) 基準(zhǔn)長(zhǎng)度A (mm) V帶型號(hào) 帶的根數(shù)z 160 368 708 2232 B 2 6 .齒輪的設(shè)計(jì) (一)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 1 ?齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 (1) 齒輪材料及熱處理 ①材料：高速級(jí)小齒輪選用45祥岡調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBs取小齒齒數(shù)乙=24 高速級(jí)大齒輪選用45二鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z 2 =i X Zi =5.96 X 24=143.04 取 Z2=144 ②齒輪精度 按GB/T10095- 1998,選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化 2 ?初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 3 i ： 4 u —1 ZHZE 2 it- 人 、( ) U 尸J 確定各參數(shù)的值： ①試選Kt =1.6 選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.433 ；一 1=0.78 : 2 782 貝「一. =0.78 0.82=1.6 ②計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù) Ni =60nJ Lh =60 X 626.09 X 1X( 2X 8X 300X 8) =1.4425X 1Sh N2 =4.45 X 10sh# （5.96 為齒數(shù)比，即 5.96二生） 乙 ③查得：K》=0.93 K 2=0.96 ④齒輪的疲勞強(qiáng)度極限 取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,公式得： L?曲=麗&皿=0.93X 550=511.5 MPa S [二 h]2H 八 =0.96X 450=432 MPa S 許用接觸應(yīng)力 [J]=([二 h]1 [二]2)/2 =(511.5 432)/2 =471.75MPa ZE=189.8MPa H ⑨杳課本表3-5得: d =1 T=9.55X 1SX R/m=9.55 X 1SX 2.93/626.09 =4.47X 16N.m 3 .設(shè)計(jì)計(jì)算 ①小齒輪的分度圓直徑*t 3 ( ：2KtT| u +1 ZhZe 2 dit-J-7 x x ( ) \外Z u [h] =46.42 ②計(jì)算圓周速度- 60 1000 ③計(jì)算齒寬b和模數(shù)mnt 計(jì)算齒寬b b= d du =46.42mm 計(jì)算摸數(shù)rrin 初選螺旋角1 =14 H 46.42 cos14 - =2.00mm ④計(jì)算齒寬和高之比 齒高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mm bh =46.42/4.5=10.32 ⑤計(jì)算縱向重合度 ：：15=0.318 @ d C ta/7 - = 0.318 1 24 tan14 =1.903 ⑥計(jì)算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)Ka=1 根據(jù)v = 1.62m/s,7級(jí)精度,查課本得 動(dòng)載系數(shù)Kv=1.07, 查課本Kh .的計(jì)算公式: Kh =1.120.18(1 0.6 d2) d2+0.23 X 10, Xb =1.12+0.18(1+0.6 1)X 1+0.23 X 10HX 46.42=1.33 查課本得:Kf?.=1?35 查課本得：Kh：.=K 「=1.2 K = K/_K； Kh 一. K. =1 X 1.07X 1.2X 1.33=1.71 ⑦按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 3 : di=dit =50.64mm ⑧計(jì)算模數(shù)mn mn dW =50.64 如仁 2.04mm 乙 24 4,齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 3 2ktiy： cos2 (Yf Ys . <AF]> mn> 2 dZ21 ； a 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩■ 1 = 47.58 kN -m 確定齒數(shù)z 因?yàn)槭怯昌X面，故取z.=24, Z-=ij乙=5.96X24=143.04傳動(dòng)比誤差i = u =z.二 143.04/24= 5.96 △二 0.032% 二 5%,允許 ②計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) z. = z I /cos = 24/ cosd 4 = 26.27 z z： /cos ； = 144/ COS314 = 158 ③ 初選齒寬系數(shù)- J 按對(duì)稱布置，由表查得：2=1 ④ 初選螺旋角 初定螺旋角■ = 14 ⑤ 載荷系數(shù)K !＜二心 4K 二 K -0=1 X 1.07X 1.2X 1.35= 1.73 ⑥ 查取齒形系數(shù)Y上和應(yīng)力校正系數(shù)Y 查得： 齒形系數(shù)Y電=2.592 Y匕=2.211 應(yīng)力校正系數(shù)Y_L=1.596 Y =1.774 ⑦ 重合度系數(shù)Y「 ...1 1 _ 端面重合度近似為，=[1.88-3.2X ( )]cos： =[1.88— 3.2X( 1/24+ 1/144)] X cos14 Zi Z2 =1.7 ：=arctg (tg p/cos 匚)=arctg (tg20||/cos14 ) = 20.64690] 二 c ： rj= 14.07609 因?yàn)? 二：\/cosJ ,,則重合度系數(shù)為 Y = 0.25+0.75 cos 1/： \ = 0.673 ⑧ 螺旋角系數(shù)Y「 軸向重合度％二以供叫3A2將―=1,675, 兀漢2.09 7= 1一二；J =0.82 YfFs ⑨ 計(jì)算大小齒輪的一- [6] 安全系數(shù)由表查得Sf=1.25 工作壽命兩班制，8年，每年工作300天 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60nkt= 60X 271.47X 1 X 8X 300X 2X 8= 6.255X 10. 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2= N1/u= 6.255X 10/5.96= 1.05X 10： 查課本得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限 小齒輪二 FF1 二 500 MPa 大齒輪二 FF2 二 380MPa 查課本得彎曲疲勞壽命系數(shù)： fni =0.86  fn2=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ?F]i 0.86 500 江 =307.14 1.4 g Kfmfi 0.93 沃 380 252 43 F 2 一 1.4 JA一瀉 =0.0 134 7 〔6】1 307.14 YfaFs 2 2 211" 774 [P2 25243 大齒輪的數(shù)值大.選用. ⑵設(shè)計(jì)計(jì)算 1計(jì)算模數(shù) 5 4 2 - 20.73 ;E 4.76>dOH.78HCOS 14 漢 0.01554 mm 二 1.25mm 1x24X1.655 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)g大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)， 按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取叫=2mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng) 度算得的分度圓直徑d『50.64 mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是有： 50.64 cos14 取z『25 那么 z2=5.96 X 25=149 ②幾何尺寸計(jì)算 計(jì)算中心距a= （乙+乙加」2，，49）2=147.2 mm 2 cos14 2cosP 將中心距坪整為110mm 這尊翻《中心踞修,螺旋照=14.8 I2047.2 囪［值改變不多，故參數(shù)；.,k：,乙等不必修正. 計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑 25乂2 cos B cos14.8 =42.4 mm z2mn 149X2 cos B cos14.8 =252.5 mm 計(jì)算齒輪寬度 B=4>d. =1 x42.4mm =42.4mm Bi =55 圓整的B2=50 大齒輪如上圖: 7.傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 1 .傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) ⑴,求輸出軸上的功率Pi,轉(zhuǎn)速ni,轉(zhuǎn)矩Ti Pi=2.93KW ni=626.9r/mi n Ti=43.77kn. m ⑵?求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為 di=42.4mm 1.1 J、=2Tit二 20646 Ldi_ Fr= Ft 哼=20646-aft20j=7738.5N cos ： cos13.86 Fa= Ft tan ： =20646X 0.246734=5094.1 N ⑶.初步確定軸的最小直徑 先按課本初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取A。=112 dmin 二代 3 =18.73mm 2 ?從動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 求輸出軸上的功率P2,轉(zhuǎn)速n2,T 2, P 2=2.71 kw,n 2=105.05, T 2=242.86kn.M (2) .求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為 d2=252.5mm 匚 主=1923.6 ch R= FttaA>=1923.AAan AOa=721 N cos - cos13.86 Fa= Fttan ： =1923.6X 0.246734=474.6N 初步確定軸的最小直徑先按課本15.2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處 理，取 A=112 IP2 dmin 二代即一=33.1 mm \ri2 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d,為了使所選的軸和聯(lián)軸器吻合，故需同時(shí)選取聯(lián) 軸器的型號(hào) 查表，選取Ka=1.5 Tea =KaT2 =1.5x242.86 =364.3N m 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm泮聯(lián)軸器的孔徑d=40mm,半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度 L=112mm半聯(lián)軸器 與軸配合的軸孔長(zhǎng)度為L(zhǎng),=84mm 4 4）. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 ① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求，軸段右端需要制出一軸肩，故取直為d=47mm|;左 端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D =50mm半聯(lián)軸器和軸配合的輪轂孔長(zhǎng)度 。 ② 初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列角接觸球軸承.參照 工作 要求并根據(jù)井=47mm|,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列角 接觸球軸 承7010C型. d D B d2 D2 軸承代號(hào) 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 701OAC 對(duì)于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 d D B =50mm 80mm 16mm 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.查得7010C型軸承定位軸肩高度h>0.07d,取h=3.5mm,因此 d =57 mm, ③ 取安裝齒輪處的軸段d=58mm齒輪的右端和左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度為 75mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取L=72.齒輪的左端采用軸肩定 位,軸肩高35d=65.軸環(huán)寬度b 一 1.4h,取b=8mm. ④ 軸承端蓋的總寬度為20mm由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）.根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于 對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面和半聯(lián)軸器右端面間的距離『30mm，故取1=50. ⑤ 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離e=20mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確 定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=16mm, 高速齒輪輪轂長(zhǎng)L=50mm,則 L=16+16+16+8+8=64 至此，已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度. 5 .求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí)， 查表對(duì)于7010C型的角接觸球軸承，a=16.7mm,因此，做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距. L2 L3 = 114.8mm 60.8mm = 175.6mm L3 60.8 Fnhi =— Ft =20646 江 =7148.5N L2+L3 七 175.6 | L 1148 Fnh2 =- Ft =20646 漢一=13497.5N 1-2+1-3 175.6 FaD Frl_3+ a Fnvi 7420 N L2+ FNv2 =Fr —Fnvi =20646 —7420 = 13226N M H =172888.8N mm Mvi =FnviL2 =7420* 114.8 =851816N mm M V2-FNV2L3 =13226 60.8 = 804140 .8N mm Mb —M： -= ..1728892851816^ =869184.2N mm M 2 =179951 N mm 傳動(dòng)軸總體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖： 主動(dòng)軸） 從動(dòng)軸的載荷分析圖: b) d) A a) ? Fr Fhvi J F]fV2 7nTnTrTrrA FhH 2 匾二 FQ/2 ArrTtrnl T IttK 6 . 校核軸的強(qiáng)度 根據(jù) _ M2 口 汀)2 869.1842^(1 242.86> .? ■ q ca = =+ —17.24 - W 0.1 27465 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表 15-1 得[CgT=60MPa =0.05-0.1 取 0.05 匚car［匚」］此軸合理安全 8校核軸的疲勞強(qiáng)度. ⑴.判斷危險(xiǎn)截面 截面A,nJl|,B只受扭矩作用。所以An mB無需校核,從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來 看，截面切 和％處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重 ，從受載來看，截面C上的應(yīng)力最大,截面切的應(yīng) 力集中的影響和截面％的相近，但是截面切不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核,截面 c上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大，而且這里的直徑最大，故c截面也不必做強(qiáng)度校核，截面w和 v顯然更加不必要做強(qiáng)度校核.由附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需 膠合截面％左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可. ⑵,截面％左側(cè)。 抗彎系數(shù) W=0.1 d3= 0.1 503=12500 3 3 抗扭系數(shù) Wt =0.2d =0.2 50 =25000 截面％的右側(cè)的彎矩M為M =Mi 60_=32863.2N mm 60.8 截面W上的扭矩T為T2=242.86KN m 截面上的彎曲應(yīng)力 144609 =11.57MPa W12500 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 -I- T7 —31 1 350 4 c /GAD 十旦- =12.45MPa ... Wt 25000 T』=155MPa 軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。 由課本得： ；「B-640MPa 二」=275MPa 58 = 1.16 50 r 2.0 因 0.04 d 50 ；-2.0 6=1.31 軸性系數(shù)為 q；: 一二 0.82 q =0.85 -K； 「=1+q： -1） =1.82 = 0.82 K=1+q （二「1 ） =1.26 所以；；--=0.67 ； 一 ］=0.92 綜合系數(shù)為：K ,_=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) ［二0.1-0.2取0.1 安全系數(shù)Sea =25.13 S = 13.71 k戶a+可m QnQ 所以它是安全的 sea= 0 0 10.5 > S=1.5 S； S2 截面w右側(cè) 抗彎系數(shù) W=o,1 d3= 0.1 503=12500 抗扭系數(shù) wT =0.2d3=0.2 503=25000 截面W左側(cè)的彎矩M為 截面W上的扭矩72為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 M=133560 T2=295 133560 -12500 10.68 =32863 "Wr 25000 =11.80 K = …(J -1 =2.8 K=匕——1 =1.62 J Pt TT 所以U =0.67 “82 Loa 綜合系數(shù)為： K_=2.8K=1.62aT 碳鋼的特性系數(shù) 二=0.1 -0.2 取 0.1 安全系數(shù)Sea :二 0.05- 0.1 取 0.05 -25.13 S =什= 13 71 Sea=10.5 > s=1.5所以它是安全的 SA S2 9.鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算 ①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，使用平鍵 根據(jù) d 2=55 d 3=65 查表 6-1 ?。?鍵寬 b 2=16 h 2=10 L2=36 b 3=20 h 3=12 l_3=50 ②校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表 6-2 得[ 二 p]=llOMPa 工作長(zhǎng)度 12二L2為2 =36-16=20 I 二 L3-匕 3 二 50-20=30 ③鍵和輪轂鍵槽的接觸高度 K2=0.5 h2 K3=0,5 h 3= 由式（6?1 ） =5 得： 2T21S 2 143.53 1000 K212d 2 5 20 55 =52.20 V [二 p] 2T3 103 卬3d3 2 311.35 1。。。=5322 6 30 65 兩者都合適 取鍵標(biāo)記為： 鍵 2： 16X 36 A GB/T1096-1979 鍵 3: 20X 50 AGB/T1096-1979 10、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用也 配合. is6 1. 機(jī)體有足夠的剛度 在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度 2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱。 因其傳動(dòng)件速度小于12m/s,故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 為 40mm 為保證機(jī)蓋和機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10,圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便. 4. 對(duì)附件設(shè)計(jì) A視孔蓋和窺視孔 在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作， 窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔和凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋 板用鑄鐵制成，用M6緊固 B油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不和其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因 此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C油標(biāo): 油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出 D通氣孔： 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣， 在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣 器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡? E蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋? F位銷： 為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長(zhǎng)度方向各安裝一圓錐定位 銷，以提高定位精度? G吊鉤： 在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體. 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下： 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式 結(jié)果 箱座壁厚 CF ▽ =0.025a +3 A8 10 箱蓋壁厚 6 —=0.02a +3 藝 8 9 箱蓋凸緣厚度 bi d=1.5R 12 箱座凸緣厚度 b b=1的 15 箱座底凸緣厚度 b2 bA =2.5, 25 地腳螺釘直徑 df dt=0.036a+12 M24 地腳螺釘數(shù)目 n 查手冊(cè) 6 軸承旁聯(lián)接螺栓 直徑 di d“=0.72df M12 機(jī)蓋和機(jī)座聯(lián)接 螺栓直徑 d2 d2= (0.5-0.6) df M10  軸承端蓋螺釘直 徑 da d3= (0.4-0.5) df 10  視孔蓋螺釘直徑 d4 cU =（0.3~0.4） df 8 定位銷直徑 d d=（0.7-0.8）d2 8 dt, di, ch至外 機(jī)壁距離 Ci 查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo) 書表4 34 22 18 d f, ch至凸緣邊 緣距離 C2 查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo) 書表4 28 16 外機(jī)壁至軸承座 端面距離 li h =Ci+C2+ （ 8-12） 50 大齒輪頂圓和內(nèi) 機(jī)壁距離 △1 街 >1.2 CT 15 齒輪端面和內(nèi)機(jī) 壁距離 也2 10 機(jī)蓋，機(jī)座肋厚 mi, m m< 叱0.85.，m吒 0.85b mAg m 8.5 軸承端蓋外徑 D2 D2 = D+（5-5.5）d3 120 （ 1 軸）125 （ 2 軸） 150 （ 3 軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓 距離 S S怎D2 120 （ 1 軸）125 （ 2 軸） 150 （ 3 軸） 11.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 對(duì)于單級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于 5 （1.5-2） 10 mmr/min,所以采用脂潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)潤(rùn)滑，裝至規(guī)定高度. 油的深度為H+h H=30 h=34 所以 H+h,=30+34=64 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤(rùn)滑效果好。 密封性來講為了保證機(jī)蓋和機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接 凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太 大，國(guó)150mm并勻均布置，保證部分面處的密封性。 12.聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 1 .類型選擇? 為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 2 .載荷計(jì)算. 公稱轉(zhuǎn)矩：T=955OP -9550264 =333.5 n 75.6 查課本P343表14-1，選取Ka =1.5 所以轉(zhuǎn)矩 Tea=KaT3=1.5 311.35 =467.0275N m 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以 選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm 四、設(shè)計(jì)小結(jié) 經(jīng)過兩周緊張的課程設(shè)計(jì)，終于體會(huì)到了什么叫設(shè)計(jì)。原來設(shè)計(jì)并非自己想的那么簡(jiǎn)單、隨便， 比如說，設(shè)計(jì)減速器時(shí)，里面的每一個(gè)零件幾乎都有其國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，我們?cè)O(shè)計(jì)時(shí)必需得按標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行設(shè)計(jì)， 最后才能符合要求。我覺得從事設(shè)計(jì)工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足夠的細(xì)心，因?yàn)樵O(shè)計(jì) 過程中我們要對(duì)數(shù)據(jù)不斷的計(jì)算，對(duì)圖形不斷的修改，這需要耐心。因此，我覺得我們有必要從現(xiàn)在就 開始培養(yǎng)這樣一種耐心的工作態(tài)度，細(xì)心的工作作風(fēng)，以便以后更快的進(jìn)入到工作中，避免不必要的錯(cuò) 誤。 我覺得，雖然這次設(shè)計(jì)出的結(jié)果和自己所想的有一定差距，但我想至少是自己動(dòng)手了，并且通過 這次設(shè)計(jì)，使自己更明白自己在這方面的欠缺和不足之處，懂得要從頭到尾自己設(shè) 計(jì)出一樣?xùn)|西是多么 的不容易。因此，我想在剩下的一年半時(shí)間里，我會(huì)針對(duì)自己專業(yè)方面 欠缺知識(shí)進(jìn)行提高，拓寬。我想 不管誰(shuí)找出了自己的弱點(diǎn)，一定要努力的去改進(jìn)、提高它，這樣自己才會(huì)不斷的進(jìn)步，雖然“人無完 人”，但我想我們不斷的改進(jìn)、提升自己，最后會(huì) 使自己成為比現(xiàn)在的自己更強(qiáng)，更優(yōu)秀的人的。我想 這是我這次課程設(shè)計(jì)的最大收獲。 五、參考資料目錄 [1]《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠(yuǎn)主編， 1995年12月第一版； [2]《機(jī)械設(shè)計(jì)（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀(jì)名剛主編， 2001年7月第七版； [3]《簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，同濟(jì)大學(xué)出版社，洪鐘德主編， 2002年5月第一版; [4]《減速器選用手冊(cè)》，化學(xué)工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002年6月第一版; ⑸《工程機(jī)械構(gòu)造圖冊(cè)》，機(jī)械工業(yè)出版社，劉希平主編 （6）《機(jī)械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編， 2001年8月第四版； [7]《互換性和技術(shù)測(cè)量（第四版）》，中國(guó)計(jì)量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，年1月第四2001 版。