電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)帶式運(yùn)輸減速器設(shè)計(jì)與減速器加工工藝畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 總體構(gòu)思
減速器是電機(jī)和皮帶機(jī)之間的獨(dú)立的閉式傳動(dòng)裝置,用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩,以滿足工作需要。本次設(shè)計(jì)的減速器為二級(jí)圓柱齒輪減速器,速比為16,傳遞功率為3.8Kw。高速級(jí)齒輪為一對模數(shù)mn=2.5mm、螺旋角β=13°32´的斜齒輪,低速級(jí)齒輪為一對模數(shù)m=4mm的直齒輪。電機(jī)與減速器的傳動(dòng)為三角帶傳動(dòng),選用A型三角帶,帶輪為4槽結(jié)構(gòu),帶傳動(dòng)速比為1.54。電機(jī)為Y系列電機(jī),功率4KW,同步轉(zhuǎn)速1500rpm。
本設(shè)計(jì)對減速器齒輪、軸等零件進(jìn)行了強(qiáng)度校核,對軸承進(jìn)行了壽命計(jì)算,均能滿足設(shè)計(jì)要求。對箱體進(jìn)行了設(shè)計(jì),在滿足使用要求的前提下,力求結(jié)構(gòu)簡單,易于加工,節(jié)約材料。
關(guān)鍵詞:減速器;齒輪;電機(jī);箱體;強(qiáng)度校核
第2章 減速機(jī)齒輪的設(shè)計(jì)
2.1減速機(jī)高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)
要求分析
(1)使用條件分析
傳遞功率:P1=3.8 KW;
減速機(jī)輸入軸轉(zhuǎn)速:n1=960 rpm;
電機(jī)與減速機(jī)傳動(dòng)方式:V形帶傳動(dòng);
齒數(shù)比u=4;
轉(zhuǎn)矩:T=9.55Í106Í=9.55Í106Í=37802 Nmm
圓周速度:估計(jì)v< 4m/s。
屬中速、中載,重要性和可靠性一般的齒輪傳動(dòng)。
(2)設(shè)計(jì)任務(wù)
確定一種能滿足功能要求和設(shè)計(jì)約束的較好的設(shè)計(jì)方案,包括:
齒輪的基本參數(shù):mn,z1,z2,x1,x2,β,Φd
齒輪的主要尺寸:d1,d2,a,da1,da2
2.1.2選擇齒輪的材料、熱處理方式及疲勞極限應(yīng)力
(1)齒輪材料及熱處理方式及疲勞極限應(yīng)力
按使用條件,屬中速、中載,重要性和可靠性一般的齒輪傳動(dòng),可選用軟齒面齒輪,也可選用硬齒面齒輪。本例選用軟齒面齒輪,根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》(3)表23.2-38,具體選用:
小齒輪:40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度為241-286HBS;
大齒輪:45,正火處理,硬度為217-255HBS。
由圖23.2-18c查得:σHlim1=800 MPa σHlim2=650 MPa
由圖23.2-29查得:σFE1=320 MPa σFE2=240 MPa
(2)按接觸強(qiáng)度初步確定中心距,并初選主要參數(shù)
由表23.2-21 a≥476 (u+1)
式中,T1—小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,Nm。
T1=9.55Í106Í=9.55Í106Í=37802 Nmm=37.8 Nm
K—載荷系數(shù),由于載荷較平穩(wěn),速度較低,取K=1.5
齒寬系數(shù):Φa=0.4
齒數(shù)比:u=4
許用接觸應(yīng)力σHP,按大齒輪計(jì)算,σHP2===541 MPa
(按表23.2-21,取最小安全系數(shù)SHlim=1.2)
則:a≥476 (4+1) =86.17 mm
取a=135 mm
按經(jīng)驗(yàn)公式:mn=(0.007-0.02)a=(0.007-0.02)135=0.945-2.7 mm
取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=2.5 mm
初取齒輪螺旋角β=9? cosβ=0.9877
由表23.2-7: z1===21.33
取z1=21 則z2=21Íu=21Í4=84
精確計(jì)算cosβ===0.9722 β=13?32?
mt===2.5715 mm
d1=mtz1=2.5715Í21=54.001 mm
b=ΦaÍa=0.4Í135=54 mm
(3)校核齒面接觸強(qiáng)度
按表23.2-22 σH=ZH.ZE.Zεβ
分度圓上的圓周力Ft===1400 N
由表23.2-24得,使用系數(shù)KA=1.25
由式23.2-12求,動(dòng)載系數(shù)KV=1+(+K2)
v==2.714 m/s
由表23.2-46,齒輪的精度等級(jí)為8級(jí)。
由表23.2-27,K1=34.79 K2=0.0087
則:KV=1+(+0.0087)=1.53
齒向載荷分布系數(shù),KHβ=KβS+KβM
按Φd=,
由圖23.2-14c, KβS=1.3; 圖23.2-15, KβM=0.19
則:KHβ=1.3+0.19=1.49
齒向載荷分布系數(shù),按KA N/m
由表23.2-28,KHα=1.5
按β=13?32? ,x=0,由圖23.2-16得,節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH=2.42
查表23.2-29,材料彈性系數(shù)ZE=189.8
按接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度及螺旋角系數(shù)zεβ:
當(dāng)量齒數(shù):zv1= zv2=
當(dāng)量齒數(shù)的端面重合度,εvα=εvⅠ+εvⅡ
按β=13?32? ,zv1=22.8,zv2=91.3,
由圖23.2-10查,εvⅠ=0.78,εvⅡ=0.87
則:εvα=0.78+0.87=1.65
按Φm=,β=13?32? ,
由圖23.2-11得:
縱向重合度εβ=1.5
按εvα=1.65,εβ=1.5,β=13?32? ,
由圖23.2-17得,zεβ=0.76
齒面接觸應(yīng)力為:
σH=2.42Í189.8ZÍ0.76=559 MPa
計(jì)算安全系數(shù)SH:
由表23.2-22 , SH=
求壽命系數(shù)zN:
應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1=60γn1t=60Í1Í960Í30000=1.728Í109
(滿載工作小時(shí)數(shù)t:每的工作300天,每天工作10小時(shí),壽命10年)
N2=60γn2t=60Í1Í240Í30000=4.32Í108
對調(diào)質(zhì)鋼,允許有一定點(diǎn)蝕,由圖23.2-19查N∞=109
因N1> N∞,取zN1=1;
由圖23.2-19查zN2=1.05
潤滑油膜影響系數(shù)zLVR:
v=2.714 m/s 選90#中極壓工業(yè)齒輪油,γ50=90 mm2/s
由圖23.2-20查zLVR =0.83
工作硬化系數(shù)zW:因小齒輪齒面未硬化,取zW=1
按接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)zX:由圖23.2-23查zX =1
則:SH1==
SH2= =
由式23.2-19知,SHmin=1,SH1,2> SHmin 故安全
(4)校核齒根彎曲強(qiáng)度
由表23.2-22,σF=
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的載荷分布系數(shù):KFβ=KHβ=1.49,
KFα=KHα=1.5
復(fù)合齒形系數(shù)YFS:由zv1=22.8,zv2=91.3
圖23.2-24查得,YFS1=4.3,
YFS2=3.94
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)Yεβ:
按εvα=1.65,β=13?32? ,圖23.2-28得,Yεβ=0.64
則:
σF1==
σF2=σF1
計(jì)算安全系數(shù)SF:
由表23.2-22 , SF=
壽命系數(shù)YN:對調(diào)質(zhì)鋼,由圖23.2-30查得彎曲疲勞應(yīng)力的循環(huán)基數(shù)N∞=3Í106
因N1=1.728Í109> N∞ N2=4.32Í108> N∞,取YN1=YN2=1
相對齒根圓角敏感系數(shù)YδrelT:圖23.2-24,qs1>1.5,qs2>1.5
由表23.2-30得,YδrelT= YδrelT=1
相對齒根表面狀況系數(shù)YRrelT:
表23.2-45,齒面粗糙度Ra1=Ra2=1.6
由式23.2-24得,YRrelT= YRrelT=1
尺寸系數(shù)YX:
圖23.2-31,由mn=2.5得,YX=1
則:
SF1=
SF2=
由式23.2-20 ,SFmin=1.4
SF1,SF2均大于SFmin 故安全。
(5)主要幾何尺寸
mn=2.5mm mt=2.5715mm z1=21 z2=84 β=13?32?
d1=z1mt=21Í2.5715=54.002mm
d2=z2mt=84Í2.5715=216.006mm
da1=d1+2ha=54.002+2Í2.5=59.002mm
da2=d2+2ha=216.006+2Í2.5=221.006mm
a=(d1+d2)/2=135.004
b2=Φaa=0.4Í135=54mm
b1=60mm
2.2減速機(jī)低速級(jí)傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)
要求分析
(1)使用條件分析
傳遞功率:P1=3.8 KW;
主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)速:n1=240 rpm;
齒數(shù)比u=4;
轉(zhuǎn)矩:T=9.55Í106Í=9.55Í106Í=151208 Nmm=151.208 Nm
圓周速度:估計(jì)v< 4m/s。
屬中速、中載,重要性和可靠性一般的齒輪傳動(dòng)。
(2)設(shè)計(jì)任務(wù)
確定一種能滿足功能要求和設(shè)計(jì)約束的較好的設(shè)計(jì)方案,包括:
齒輪的基本參數(shù):m,z1,z2,x1,x2,β,Φd
齒輪的主要尺寸:d1,d2,a,da1,da2
2.2.2選擇齒輪的材料、熱處理方式及疲勞極限應(yīng)力
(1)齒輪材料及熱處理方式及疲勞極限應(yīng)力
按使用條件,屬中速、中載,重要性和可靠性一般的齒輪傳動(dòng),可選用軟齒面齒輪,也可選用硬齒面齒輪。本例選用軟齒面齒輪,根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》(3)表23.2-38,具體選用:
小齒輪:40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度為241-286HBS;
大齒輪:45,正火處理,硬度為217-255HBS。
由圖23.2-18c查得:σHlim1=800 MPa σHlim2=650 MPa
由圖23.2-29查得:σFE1=320 MPa σFE2=240 MPa
(2)按接觸強(qiáng)度初步確定中心距,并初選主要參數(shù)
由表23.2-21 a≥476 (u+1)
式中,T1—小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,Nm。
T1=9.55Í106Í=9.55Í106Í=151208 Nmm=151.208 Nm
K—載荷系數(shù),由于載荷較平穩(wěn),速度較低,取K=1.5
齒寬系數(shù):Φa=0.4
齒數(shù)比:u=4
許用接觸應(yīng)力σHP,按大齒輪計(jì)算,
σHP2===541 MPa
(按表23.2-21,取最小安全系數(shù)SHlim=1.2)
則:a≥476 (4+1) =186.86 mm
取a=210 mm
按經(jīng)驗(yàn)公式:mn=(0.007-0.02)a=(0.007-0.02)210=1.47-4.2 mm
取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=4mm
初取齒輪螺旋角β=9? cosβ=0.9877
由表23.2-7:
z1===20.54
取z1=21 則z2=21Íu=21Í4=84
精確計(jì)算cosβ===1 β=0?
低速級(jí)齒輪傳動(dòng)為直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
d1=mz1=4Í21=84 mm
b=ΦaÍa=0.4Í210=84 mm
(3)校核齒面接觸強(qiáng)度
按表23.2-22 σH=ZH.ZE.Zεβ
分度圓上的圓周力Ft===3600 N
由表23.2-24得,使用系數(shù)KA=1.25
由式23.2-12,動(dòng)載系數(shù)KV=1+(+K2)
v==1.055 m/s
由表23.2-46,齒輪的精度等級(jí)為8級(jí)。
由表23.2-27,K1=34.79 K2=0.0087
則:KV=1+(+0.0087)=1.13
齒向載荷分布系數(shù),KHβ=KβS+KβM
按Φd=,由圖23.2-14c, KβS=1.3;
圖23.2-15, KβM=0.23,則:
KHβ=1.3+0.23=1.53
齒向載荷分布系數(shù),按KA N/m
由表23.2-28,KHα=1.2
按β=0? ,x=0,由圖23.2-16得,節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZH=2.5
查表23.2-29,材料彈性系數(shù)ZE=189.8
按接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度及螺旋角系數(shù)zεβ:
當(dāng)量齒數(shù):zv1=z1=21 zv2=z2=84
當(dāng)量齒數(shù)的端面重合度,εvα=εvⅠ+εvⅡ
按β=0?,zv1=21,zv2=84,由圖23.2-10查,
εvⅠ=0.76,εvⅡ=0.9
則:εvα=0.76+0.9=1.66
按Φm=,β=0?,圖23.2-11得,縱向重合度εβ=0
按εvα=1.66,εβ=0,β=0?,圖23.2-17得,zεβ=1
齒面接觸應(yīng)力為:
σH=2.5Í189.8Í1=610 MPa
計(jì)算安全系數(shù)SH:
由表23.2-22 ,SH=
求壽命系數(shù)zN:
應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1=60γn1t=60Í1Í240Í30000=4.32Í108
(滿載工作小時(shí)數(shù)t:每的工作300天,每天工作10小時(shí),壽命10年)
N2=60γn2t=60Í1Í60Í30000=1.08Í108
對調(diào)質(zhì)鋼,允許有一定點(diǎn)蝕,由圖23.2-19查N∞=109
由圖23.2-19查,zN1=1.05;zN2=1.15
潤滑油膜影響系數(shù)zLVR: v=1.055 m/s 選90#中極壓工業(yè)齒輪油,γ50=90 mm2/s
由圖23.2-20查zLVR =0.83
工作硬化系數(shù)zW:因小齒輪齒面未硬化,取zW=1
按接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)zX:由圖23.2-23查zX =1
則:SH1==
SH2= =
由式23.2-19知,SHmin=1,SH1,2> SHmin 故安全
(4)校核齒根彎曲強(qiáng)度
由表23.2-22,σF=
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的載荷分布系數(shù):KFβ=KHβ=1.53,KFα=KHα=1.2
復(fù)合齒形系數(shù)YFS:由zv1=21,zv2=84,圖23.2-24查得,YFS1=4.35,YFS2=3.94
彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)Yεβ:
按εvα=1.66,β=0? ,圖23.2-28得,Yεβ=0.72 則:
σF1==
σF2=σF1
計(jì)算安全系數(shù)SF:
由表23.2-22 , SF=
壽命系數(shù)YN:對調(diào)質(zhì)鋼,由圖23.2-30查得彎曲疲勞應(yīng)力的循環(huán)基數(shù)N∞=3Í106
因N1=4.32Í108> N∞ N2=1.08Í108> N∞,取YN1=YN2=1
相對齒根圓角敏感系數(shù)YδrelT:圖23.2-24,qs1>1.5,qs2>1.5
由表23.2-30得,YδrelT= YδrelT=1
相對齒根表面狀況系數(shù)YRrelT:
根據(jù)表23.2-45,齒面粗糙度Ra1=Ra2=1.6
由式23.2-24得,YRrelT= YRrelT=1
尺寸系數(shù)YX:圖23.2-31,由m=4得,YX=1
則,SF1=
SF2=
由式23.2-20 ,SFmin=1.4 SF1,SF2均大于SFmin 故安全。
(5)主要幾何尺寸
m=4mm z1=21 z2=84
d1=z1m=21Í4=84mm
d2=z2m=84Í4=336mm
da1=d1+2ha=84+2Í4=92mm
da2=d2+2ha=336+2Í4=344mm
a=(d1+d2)/2=210 mm
b2=Φaa=0.4Í210=84mm
b1=90mm
大齒輪的零件圖見附圖一。
第3章 軸的設(shè)計(jì)
3.1 按軸的扭矩初選軸徑和聯(lián)軸器
軸的材料:45
軸的轉(zhuǎn)速:60rpm
軸所傳遞的功率:3.8KW
軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩:
T=9.55Í106Í=9.55Í106Í=604833 Nmm=604.833 Nm
軸上裝有齒輪,軸端裝有聯(lián)軸器,需開鍵槽。
由表26.1-1查,
σb=650 Mpa (抗拉強(qiáng)度)
σs=360 Mpa (屈服強(qiáng)度)
σ-1=270 Mpa(彎曲疲勞極限)
τ-1=155Mpa(扭轉(zhuǎn)疲勞極限)
E=2.15Í105MPa
表26.3-1選公式初步估算軸徑:dmin=A
(由表26.3-2選A=118-107,取A=115)
裝聯(lián)軸器、齒輪的軸開有鍵槽,軸徑增加3-5%,取軸端直徑為48mm。
選聯(lián)軸器,考慮動(dòng)載荷及過載,取聯(lián)軸器工作情況系數(shù)K=1.5。
聯(lián)軸器工作轉(zhuǎn)矩:
Tc=KT=1.5Í604.833=907250 Nmm=907.25 Nm
根據(jù)工作要求選聯(lián)軸器,由d=48mm,Tc選聯(lián)軸器型號(hào):
HL4 柱銷聯(lián)軸器,允許最大轉(zhuǎn)矩TP=1600Nm
3.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
根據(jù)軸的受力,選取6000型滾動(dòng)軸承,為便于軸承裝配,取裝軸承處直徑d1=55mm,d2=60mm。初選6311型軸承,軸承規(guī)格為55Í120Í29,軸環(huán)寬為15mm。齒輪周向固定為平鍵,軸向固定為軸環(huán)和軸套,軸承的固定靠軸套、軸肩、軸承蓋固定,聯(lián)軸器靠軸肩固定。
3.3 軸的受力分析
軸的彎矩、扭矩圖見附圖二。
軸傳遞的轉(zhuǎn)矩:T1=9.55Í106Í=604833 Nmm=604 Nm
齒輪所受的圓周力:Ft=
齒輪所受的徑向力:Fr=Ft
(αn=20?)
齒輪所受的軸向力:Fx=Fttan0?=0
聯(lián)軸器由于制造、安裝誤差所產(chǎn)生的附加圓周力:
F0=0.3
求支反力:
水平面內(nèi):ΣMA=0,RBZ(a+b)-Fra=0
RBZ=
ΣRZ=0,RAZ=Fr-RBZ,則RAZ=1309-444=865N
在垂直面內(nèi):ΣMA=0,RBY(a+b)-Fta=0
RBY=
RAY=Ft-RBY=3595-1220=2375N
F0作用在A、B點(diǎn)的支反力:
ΣMB=0,RA0(a+b)-F0c=0
RA0=
RB0=RA0+F0=1275+2684=3959N
則,齒輪的作用力在水平面內(nèi)的彎矩:MDZ=63Nm
齒輪的作用力在垂直面內(nèi)的彎矩:MDy=173Nm
齒輪的作用力的合成彎矩:
M?D?=
F0作用的彎矩:MD0=281Nm
MD0的作用平面不定,但當(dāng)其與上述合成彎矩共面時(shí)是最危險(xiǎn)的,此時(shí) ,MD= M?D?+ MD0=184+281=465 Nm
軸所受的轉(zhuǎn)矩為:T1=604 Nm
3.4 軸的強(qiáng)度校核
a 確定危險(xiǎn)截面
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎、扭矩圖,截面B處彎矩較大,且有軸承配合引起的應(yīng)力集中;E處也較大,直徑較小,有圓角引起的應(yīng)力集中;D處彎矩最大,且有齒輪配合與鍵槽引起的應(yīng)力集中,屬危險(xiǎn)截面,故對D截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。
b 安全系數(shù)校核計(jì)算
減速機(jī)軸轉(zhuǎn)動(dòng),彎矩引起的為對稱循環(huán)的彎應(yīng)力,轉(zhuǎn)矩引起的為脈動(dòng)循環(huán)的剪應(yīng)力。
彎曲應(yīng)力幅為:σa=
W—抗彎斷面系數(shù),由表26.3-16,W=18.3Í10-6m3
由于是對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力,平均應(yīng)力σm=0
由式26.3-2,Sσ=
σ-1—45#鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時(shí)的疲勞極限,
由表26.1-1,σ-1=270MPa
Kσ—正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù),表26.3-5,Kσ=1.5
β—表面質(zhì)量系數(shù),表26.3-8,β=0.92
ε—尺寸系數(shù),表26.3-11 ,ε=0.81
剪應(yīng)力幅τm=τα=
WP—抗扭斷面系數(shù),表26.3-16,WP=39.5Í10-6m3
由式26.3-3,
S
τ-1—45#鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限,由表26.1-1,τ-1=155MPa
Kτ—剪應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù),表26.3-5,Kτ=1.63(按鍵槽)
Kτ=1.89(按配合),?。篕τ=1.89
β—表面質(zhì)量系數(shù),表26.3-8,β=0.92
ετ—尺寸系數(shù),表26.3-11 ,ετ=0.81
ψτ—平均應(yīng)力折算系數(shù),表26.3-13,ψτ=0.21
D面的安全系數(shù):
式26.3-1,S=
由表26.3-4,[S]=1.3-1.5,S>[S],截面D是安全的。
軸的零件圖見附圖三。
第4章 電機(jī)的選擇
傳遞功率:P1=3.8 KW;
減速機(jī)輸入軸轉(zhuǎn)速:n1=960 rpm;
電機(jī)與減速機(jī)傳動(dòng)方式:V形帶傳動(dòng);
減速機(jī)速比:i=16,兩級(jí)傳動(dòng),齒數(shù)比u=4;
減速機(jī)輸入軸轉(zhuǎn)矩:T=9.55Í106Í=9.55Í106Í=37802 Nmm
圓周速度:估計(jì)v< 4m/s。
屬中速、中載,重要性和可靠性一般的齒輪傳動(dòng)。
由以上條件可選擇電機(jī):Y112M-4 4KW 1500rpm 380v。
第5章 箱體的設(shè)計(jì)
5.1結(jié)構(gòu)和尺寸
箱體是減速機(jī)中所有零件的基座,是支承和固定軸系部件,保證傳動(dòng)零件的正確相對位置并承受載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱,具有潤滑和密封內(nèi)零件的作用。
為保證具有足夠的強(qiáng)度和剛度,箱體要有一定的壁厚,并在軸承孔處設(shè)置加強(qiáng)筋。加強(qiáng)肋做在箱體外的稱為外肋,由于其鑄造工藝性好,故應(yīng)用較廣泛。加強(qiáng)肋做在箱體內(nèi)的稱為內(nèi)肋,內(nèi)肋剛度大,不影響外形的美觀,但它阻礙潤滑油的流動(dòng)而增加損耗,且鑄造工藝也比較復(fù)雜,所以應(yīng)用較少。
為了便于軸系部件的安裝和拆卸,箱體大多做成剖分式,由箱座和箱蓋組成,取軸的中心線所在平面為剖分面,箱座和箱蓋采用普通螺栓連接,用圓錐銷定位。在大型的立式圓柱齒輪減速箱中,為了便于制造和安裝,也有采用兩個(gè)剖分面的。對于小型的蝸桿減速箱,可用整體式箱體。整體式箱體結(jié)構(gòu)緊湊,重量較輕,易于保證軸承與軸承孔的配合要求,但裝拆和調(diào)整不如剖分式箱體方便。
箱體的材料,毛坯種類與減速器的應(yīng)用場合及生產(chǎn)數(shù)量有關(guān)。鑄造箱體通常采用灰鑄鐵鑄造。當(dāng)需要承受振動(dòng)和沖擊載荷時(shí),可用鑄鋼或高強(qiáng)度鑄鐵鑄造。鑄造箱體的剛性較好,外形美觀,易于切削加工,能吸收振動(dòng)和消除噪聲,但重量較大,適合于成批生產(chǎn)。對于單件或小批生產(chǎn)的箱體,可采用鋼板焊接而成。這種箱體箱壁薄,重量輕,材料省,生產(chǎn)周期短,但要求制造成本較高。
此外,為了便于加工和檢測,同一軸線軸承孔的直徑通常都相等,且使同側(cè)各軸承座的外端面處于同一平面。為了減少加工面積,箱體與其它零件、部件的接合處一般都做成凸臺(tái)或沉頭座。
5.2箱體內(nèi)壁線的確定
本階段的設(shè)計(jì)內(nèi)容,主要是初繪減速器的俯視圖和部分主視圖。
圓柱齒輪減速器
先畫出傳動(dòng)零件的中心線,然后畫齒輪的輪廓。為了保證兩齒輪的嚙合寬度和降低安裝精度的要求,通常小齒輪比大齒輪寬5-10mm。其他詳細(xì)結(jié)構(gòu)可暫時(shí)不畫出。雙級(jí)圓柱齒輪減速器可以從中間軸開始,中間軸上的兩齒輪端面間距為8-15 mm。如中間軸上小齒輪也為軸齒輪,可將小齒輪在原本基礎(chǔ)上再做寬8-15mm,作為大齒輪軸向定位的軸肩。
按小齒輪端面距箱體內(nèi)壁間的距離a2=δ(δ為底座壁厚,《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》(3)表25.1-2查δ=0.025a+5≥8,本例a=200mm,則δ=10mm)的要求,畫出沿箱體長度方向的兩條內(nèi)壁線。沿箱體寬度方向,只能先畫出距低速級(jí)大齒輪頂圓a1=1.2δ的內(nèi)壁線。高速級(jí)小齒輪一側(cè)內(nèi)壁涉及箱體結(jié)構(gòu),暫不畫出,留到畫主視圖時(shí)再畫。雙級(jí)圓柱齒輪減速器,按高速級(jí)小齒輪和中間軸小齒輪面與箱體內(nèi)壁間的距離a2=δ的要求畫出沿箱體長度方向的兩條內(nèi)壁線。同樣,可畫出低速級(jí)大齒輪具頂圓與箱體內(nèi)壁的距離a1=1.2δ的一側(cè)的內(nèi)壁線。高速級(jí)小齒輪一側(cè)暫不畫出,留到畫主視圖時(shí)再畫。
輸油溝的確定
當(dāng)軸承利用齒輪飛濺起來的潤滑油潤滑時(shí),應(yīng)在箱座連結(jié)凸緣上開輸油溝。輸油溝的結(jié)構(gòu)見圖。開輸油溝時(shí)還應(yīng)注意,不要與連接螺栓孔相干涉。
5.2.3箱蓋,箱座凸緣及連接螺栓的布置
為了防止?jié)櫥屯饴?,凸緣?yīng)有足夠的寬度。另外,還應(yīng)考慮安裝連接螺栓時(shí),要保證有足夠的扳手活動(dòng)空間。
在布置凸緣連接螺栓時(shí),應(yīng)盡量均勻?qū)ΨQ。為保證箱蓋與箱座接合的緊密性,螺栓的間距不要過大,對中小型減速箱不大于100-200mm。布置螺栓時(shí),與別的零件間也要留有足夠的扳手活動(dòng)空間。
箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)還應(yīng)考慮的幾個(gè)問題
a、足夠的剛度
箱體除有足夠的強(qiáng)度外,還需有足夠的剛度,若剛度不夠,會(huì)使軸和軸承在外力作用下產(chǎn)生偏斜,引起傳動(dòng)零件嚙合精度下降,使減速器不能正常工作。因此,在設(shè)計(jì)箱體時(shí),除有足夠的壁厚外,還需在軸承凸臺(tái)上下做出剛性加強(qiáng)肋。
b、良好的箱體結(jié)構(gòu)工藝性
箱體結(jié)構(gòu)工藝性,主要包括鑄造工藝性和機(jī)械加工工藝等。
箱體的鑄造工藝性:設(shè)計(jì)鑄造箱體時(shí),力求外形簡單,壁厚均勻,過渡平緩。在采用砂模鑄造時(shí),箱體鑄造圓角半徑一般可取R=5-10mm。為使液態(tài)金屬流動(dòng)通暢,壁厚應(yīng)大于最小壁厚(δmin=8mm),還應(yīng)注意鑄件應(yīng)有1:10-1:20的拔模斜度。
箱體的機(jī)械加工工藝性:為了提高勞動(dòng)生產(chǎn)率和經(jīng)濟(jì)效益,應(yīng)盡量減小機(jī)械加工面。箱體上任何一處加工表面與非加工表面要分開,不使它們在同一平面上。是采用凸出還是采用凹入結(jié)構(gòu),應(yīng)視加工方法而定。軸承孔端面、窺視孔、通氣器、吊環(huán)螺釘、油塞等處均應(yīng)凸起3-8mm。支承螺栓頭或螺母的支承面,一般多采用凹入結(jié)構(gòu),即沉頭座。沉頭座锪平時(shí),深度不限,锪平為止。箱座底面也應(yīng)鑄出凹入部分,以減少加工面及保證減速器安裝在基礎(chǔ)上的穩(wěn)定性。
為保證加工精度,縮短工時(shí),應(yīng)盡量減少加工時(shí)工件和刀具的調(diào)整次數(shù)。因此,同一軸線上的軸承孔的直徑,精度和表面粗糙度應(yīng)盡量一致,以便一次鏜成。各軸承座的外端面應(yīng)在同一平面內(nèi)。箱座與箱蓋用螺栓聯(lián)接后,打上定位銷進(jìn)行鏜孔,鏜孔時(shí)接合面處禁止放任何襯墊。
5.2.5減速箱的附件
a、檢查孔
為檢查傳動(dòng)零件的嚙合情況,并向箱內(nèi)注入潤滑油,應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔。檢查孔設(shè)在箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時(shí),檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。
b、通氣塞
減速器工作時(shí),箱體內(nèi)溫度升高,氣體膨脹,壓力增大。為使箱體內(nèi)熱脹的空氣能自由排出,通常在箱體頂部裝設(shè)通氣塞。
c、軸承蓋
為固定軸系部件的軸向位置,并承受軸向負(fù)荷,軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。本次設(shè)計(jì)采用嵌入式軸承蓋,減速器外觀平整,寬度較小。
d、定位銷
為保證每次拆裝箱蓋時(shí),仍保持軸承座孔制造加工時(shí)的精度,在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。本次設(shè)計(jì)采用2個(gè)8mm的圓錐定位銷。
e、油面指示器
為檢查減速器內(nèi)油池油面的高度,一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位,裝設(shè)油面指示器。本次設(shè)計(jì)采用的是油標(biāo)尺。
f、放油螺塞
換油時(shí),排放油污和清洗劑,應(yīng)在箱座底部、油池的最低位處開設(shè)放油孔,平時(shí)用螺塞將孔堵住。放油螺塞與箱座接合面應(yīng)回防漏用的墊圈。
g、啟箱螺釘
這加強(qiáng)密封效果,通常在裝配時(shí)于箱體剖分面上涂以密封膠,因而在拆卸時(shí)往往因膠接緊密而難于開蓋。為此,常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當(dāng)位置,加工2個(gè)螺孔,旋入啟箱用的螺釘。
第6章鍵、軸承、帶傳動(dòng)的選擇與校核
6.1鍵的選擇與校核
以低速軸為例,來選擇、校核鍵。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》(4),選擇平鍵,尺寸為18Í11,長度為70mm 。
鍵的校核:由于平鍵連接用于傳遞扭矩,鍵的側(cè)面受擠壓,故根據(jù)鍵的受力情況,按擠壓強(qiáng)度進(jìn)行校核。
由式 σjy=
T—大齒輪傳遞的扭矩,T=602 Nm
d—與齒輪配合的軸徑,d=60mm
l—鍵的工作長度,l=70-18=52mm
k—鍵與輪轂的接觸高度,k=h/2=11/2=5.5mm
[σ] jy—鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力,
查表21.3-3,對于輕微沖擊時(shí),取[σ] jy=100-120MPa
σjy=
滿足強(qiáng)度要求。
6.2軸承的選擇與校核
軸承的選擇
根據(jù)軸承的受力情況,減速機(jī)選擇軸承型號(hào)為6000型。由軸的尺寸及軸承的受力,選擇輸入軸軸承為6307;中軸軸承為6308;輸出軸軸承為6311。
軸承壽命的計(jì)算
本次只選擇低速軸(三軸)進(jìn)行計(jì)算:
圓周力:Ft=3595N;軸向力:Fa=0;軸徑:d=55mm;
轉(zhuǎn)速:n=60rpm;壽命:大于5000h;可靠性為90%。
由表28.2-6,Cor=41.91KN=41910N
Cr=55.06KN=55060N
極限轉(zhuǎn)速:油潤滑時(shí),nlim=6700rpm
計(jì)算軸承內(nèi)部軸向力:
軸承支反力:FrA=
FrB=
Fa=0,Pr=Fr
由式28.3-4b,PrA=FrA=3802N,PrB=FrB=5257N
軸承的壽命:
由式28.3-12,Lh=
6.3帶傳動(dòng)的選擇與校核
設(shè)計(jì)功率:Pd=KAP=1.3Í4=5.2Kw
KA—工況系數(shù),表22.1-9,KA=1.3
由圖22.1-1,根據(jù)Pd,n,選A型三角帶。
帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比:i=
小帶輪基準(zhǔn)直徑:由表22.1-14,dd1=100mm
大帶輪直徑:dd2=i dd1(1-ε)=1.56Í100Í(1-0.02)=153mm
ε—滑差率,ε=0.01-0.02
由表22.1-14,取標(biāo)準(zhǔn)直徑dd2=160mm
驗(yàn)算帶速:v=
帶輪的圓周速度在5-25m/s范圍內(nèi),合適。
確定中心距:0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)
0.7(100+160)<a0<2(100+160)
182<a0<520
取a0=480mm
確定A帶基準(zhǔn)長度:
Ld0=2a0+
=2Í480+
=1370mm
由表22.1-6,選Ld=1400 mm
帶輪的實(shí)際中心距:
a= a0+
小帶輪包角:
包角合適。
單根三角帶傳遞的功率:
由表22.1-13c,根據(jù)A型帶,d1=100mm,n1=1500rpm得:
P1=1.32Kw;ΔP1=0.15Kw
三角帶根數(shù):
Z=
Kα—小帶輪包角修正系數(shù),表22.1-10,Kα=0.99
Kl—帶長修正系數(shù),表22.1-11,Kl=0.96
取z=4。
單根三角帶的預(yù)緊力:
F0=
m—三角帶每米長質(zhì)量,表22.1-12,m=0.1kg/m
三角帶作用在軸上的力:
Fr=2F0zsin
4、帶輪的材料及結(jié)構(gòu)
材料:HT150;
結(jié)構(gòu):帶輪槽數(shù)為4槽A型帶。由于帶輪直徑較小,采用腹板式結(jié)構(gòu),腹板上鉆有4孔,帶輪與軸用普通平鍵固定。
結(jié) 論
通過本次設(shè)計(jì),我綜合運(yùn)用了所學(xué)的專業(yè)課程知識(shí),理論聯(lián)系實(shí)際,所學(xué)的專業(yè)知識(shí)得到了系統(tǒng)的復(fù)習(xí)和鞏固,為以后的工作和進(jìn)一步的學(xué)習(xí)打下了良好的基礎(chǔ)。這次設(shè)計(jì)還培養(yǎng)了我的分析和解決實(shí)際問題的能力。通過對減速器的設(shè)計(jì)過程,我學(xué)到了以前所沒有學(xué)到的東西,學(xué)會(huì)了解決工程技術(shù)問題的基本方法,獨(dú)立工作能力增強(qiáng),計(jì)算機(jī)和繪圖的技能大大提高。這次設(shè)計(jì)使我受益非淺, 由于本人能力有限,還望各位老師多多批評(píng)指正。
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