机械课程设计

机械课程 机械课程设计1. 传动装置总体设计 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计 V 带和带轮 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构的设计 10.润滑密封设计 11.联轴器设计 2 二 2 三 2 3 4 5 5 6 8 19 26 27 30 30 四 五 设计小结 参考资料 31 32 一. 课程设计书设计课: 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.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 表一: 1 题号 1 参数 运输带工作拉力 (kN) 运输带工作速度 (m/s) 卷筒直径(mm) 2.5 1.0 250 2.3 1.1 250 2.1 1.2 250 1.9 1.3 300 1.8 1.4 300 2 3 4 5 二. 设计要求 1.减速器装配图一张(A1). 2.CAD 绘制轴,齿轮零件图各一张(A3). 3.设计书一份. 三. 设计步骤 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 传动装置总体设计方案 电动机的选择 确定传动装置的总传动比和分配传动比 计算传动装置的运动和动力参数 设计 V 带和带轮 齿轮的设计 滚动轴承和传动轴的设计 键联接设计 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 1.传动装置总体设计方案: 1.传动装置总体设计方案: 传动装置总体设计方案 1. 组成:传动装置由电机,减速器,工作机组成. 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, 要求轴有较大的刚度. 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. 其传动方案如下: 2 I η2 η3 η1 II η5 Pw Pd III η4 IV 图一:(传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示. 选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式). 传动装置的总效率 η a 3 2 η a = η 1η 2 3η 3 2η 4η 5 =0.96× 0.98 × 0.95 ×0.97×0.96=0.759; η1 为 V 带的效率,η1 为第一对轴承的效率, η 3 为第二对轴承的效率,η 4 为第三对轴承的效率, η 5 为每对齿轮啮合传动的效率(齿轮为 7 级精度,油脂润滑. 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算). 2.电动机的选择 2.电动机的选择电动机所需工作功率为: P =P /η =1900×1.3/1000×0.759=3.25kW, 执行机构的曲柄转 速为 n= 1000 × 60v =82.76r/min, πD 经查表按推荐的传动比合理范围,V 带传动的传动比 i =2,4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i =8,40, 则总传动比合理范围为 i =16,160,电动机转速的可选范围为 n =i ×n=(16,160)×82.76 =1324.16,13241.6r/min. 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, 选定型号为 Y112M—4 的三相异步电动机,额定功率为 4.0 额定电流 8.8A,满载转速 n m = 1440 r/min,同步转速 1500r/min. 3 方 案 电 动 机 型号 额 定 功率 P ed kw 电动机转速 电动机 重量 N 参考 价格 元 传动装置的传动比 r min 满载 转速 1440 同步 转速 1500 总 传 动比 16.15 V 带 减速器 7.02 1 Y112M-4 4 470 230 传动 2.3 中心高 外型尺寸 L×(AC/2+AD)×HD × ) 底脚安装尺 寸 A×B × 216 ×178 地脚螺栓 孔直径 K 12 轴 伸 尺 寸 D×E × 36× 80 装键部位尺 寸 F×GD × 10 ×41 132 515× 345× 315 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 确定传动装置的总传动比和分配传动比 传动装置的总传动比和分配 (1) 总传动比 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 i a =n /n= 1440/82.76=17.40 (2) 分配传动装置传动比 i a = i0 × i 式中 i0 , i1 分别为带传动和减速器的传动比. 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大,初步取 i0 =2.3,则减速器传动比为 i = ia / i0 =17.40/2.3= 7.57 根据各原则,查图得高速级传动比为 i1 =3.24,则 i2 = i / i1 =2.33 4.计算传动装置的运动和动力参数 计算传动装置的 传动装置 (1) 各轴转速 nΘ = n m / i0 =1440/2.3=626.09r/min n? = n? / i =626.09/3.24=193.24r/min 1 n? = n? / i2 =193.24/2.33=82.93 r/min 4 n? = n? =82.93 r/min (2) 各轴输入功率 P = p d × η1 =3.25×0.96=3.12kW ? P = p? ×η2× η 3 =3.12×0.98×0.95=2.90kW ? P? = P ×η2× η 3 =2.97×0.98×0.95=2.70kW ? P? = P? ×η2×η4=2.77×0.98×0.97=2.57kW 则各轴的输出功率: P ′ = P ×0.98=3.06 kW ? ? P ′ = P ×0.98=2.84 kW ? ? ′ P? = P? ×0.98=2.65kW ′ P? = P? ×0.98=2.52 kW (3) 各轴输入转矩 T1 = Td × i0 × η1 Nm 电动机轴的输出转矩 Td =9550 Pd =9550×3.25/1440=21.55 N nm 所以: T = Td × i0 × η1 =21.55×2.3×0.96=47.58 Nm ? T? = T × i1 × η1 × η 2 =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 Nm ? T? = T? × i2 × η 2 × η 3 =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35Nm T? = T? × η 3 × η 4 =311.35×0.95×0.97=286.91 Nm 输 出转矩: T ′ = T ×0.98=46.63 Nm ? ? ′ T? = T? ×0.98=140.66 Nm ′ T? = T? ×0.98=305.12Nm ′ T? = T? ×0.98=281.17 Nm 运动和动力参数结果如下表 轴名 功率 P KW 输入 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 3.12 2.90 2.70 2.57 输出 3.25 3.06 2.84 2.65 2.52 47.58 143.53 311.35 286.91 输入 转矩 T Nm 输出 21.55 46.63 140.66 305.12 281.17 1440 626.09 193.24 82.93 82.93 转速 r/min 6.齿轮的设计 5 (一)高速级齿轮传动的设计计算 1.齿 轮材料,热处理及精度 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 (1) 齿轮材料及热处理 280HBS 取小齿齿数 Z1 =24 ? 材料:高速级小齿轮选 用 45# 钢调质,齿面硬度为小齿轮 高速级大齿轮选用 45# 钢正火,齿面硬度为大齿轮 取 Z 2 =78. ? 齿轮精度 按 GB/T10095-1998,选择 7 级,齿根喷丸强化. 2.初步设计齿轮传动 的主要尺寸 按齿面接触强度设计 3 240HBS Z 2 =i×Z 1 =3.24×24=77.76 d1t ? 2 K t T1 υd ε α × u ?1 ZH ZE 2 ×( ) u [σ H ] 确定各参数的值: ?试选 K t =1.6 查课本 P215 图 10-30 选 取区域系数 Z H =2.433 由课本 P214 图 10-26 ε α 1 = 0.78 ε α 2 = 0.82 则 ε α = 0.78 + 0.82 = 1.6 ?由课本 P202 公式 10-13 计算应力值环数 N 1 =60n 1 j L =60×626.09×1×(2×8×300×8) h =1.4425×10 9 h N 2 = =4.45×10 8 h #(3.25 为齿数比,即 3.25= K ΗΝ 2 =0.96 Z2 ) Z1 ?查课本 P203 10-19 图得:K ΗΝ1 =0.93 ?齿轮的疲劳强度极限 取 失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 P202 公式 10-12 得: [σ H ] 1 = K HN 1σ H lim 1 =0.93×550=511.5 MPa S [σ H ] 2 = K HN 2σ H lim 2 =0.96×450=432 MPa S 许用接触应力 [σ H ] = ([σ H ]1 + [σ H ] 2 ) / 2 = (511.5 + 432) / 2 = 471.75MPa ?查课本由 P198 表 10-6 得: Z E =189.8MP a 由 P201 表 10-7 得: υd =1 6 T=95.5×10 5 × P1 / n1 =95.5×10 5 ×3.19/626.09 =4.86×10 4 N.m 3.设计计算 ?小齿轮的分度圆直径 d 1t 3 d1t ? 3 2 K t T1 υd ε α × u +1 ZH ZE 2 ×( ) u [σ H ] = 2 × 1.6 × 4.86 × 10 4 4.24 2.433 × 189.8 2 × ×( ) = 49.53mm 1 × 1 .6 3.25 471.75 ?计算圆周速度 , ,= πd1t n1 3.14 × 49.53 × 626.09 = 1.62m / s = 60 × 1000 60 × 1000 ?计算齿宽 b 和模数 mnt 计算齿宽 b b= υ d × d 1t =49.53mm 计算摸数 m n 初选螺旋角 β =14 ? mnt = d1t cos β 49.53 × cos 14 = = 2.00mm Z1 24 h ?计算齿宽与高之比 b 齿高 h=2.25 mnt =2.25×2.00=4.50 mm b h = 49.53 4 .5 =11.01 ?计算纵向重合度 ε β =0.318 Φ d Ζ1 tan β = 0.318 × 1 × 24 × tan 14 o =1.903 ?计算载荷系数 K 使用系数 K A =1 根据 v = 1.62m / s ,7 级精度, 查课本由 P192 表 10-8 得 动载系数 K V =1.07, 查课本由 P194 表 10-4 得 K Hβ 的计算公式: K Hβ = 1.12 + 0.18(1 + 0.6υ d ) × υ d +0.23×10 3 ×b 2 2 =1.12+0.18(1+0.6 × 1) ×1+0.23×10 3 ×49.53=1.42 查课本由 P195 表 10-13 得: K Fβ =1.35 查课本由 P193 表 10-3 得: K Hα = K Fα =1.2 故载荷系数: K =K K K Hα K Hβ =1×1.07×1.2×1.42=1.82 3 ?按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 3 d 1 =d 1t K / Kt =49.53× 1.82 =51.73 mm 1 .6 7 ?计算模数 mn mn = d1 cos β 51.73 × cos14 = = 2.09mm Z1 24 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 3 mn ? 2 KT1Yβ cos 2 β YF YS ( ) [σ F ] υ d Z 21ε a ? ? 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 确定齿数 z =48.6kNm z =3.24×24=77.76 因为是硬齿面,故取 z =24,z =i 传动比误差 i=u=z / z =78/24=3.25 i=0.032% 5%,允许 ? 计算当量齿数 z =z /cos z =z /cos ? =24/ cos 3 14 =26.27 =78/ cos 3 14 =85.43 ? ? 初选齿宽系数 按对称布置,由表查得 =1 ? ? 初选螺旋角 初定螺旋角 载荷系 数 K K=K K K K =1×1.07×1.2×1.35=1.73 =14 ? 查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y 查 课本由 P197 表 10-5 得: 齿形系数 Y =2.592 Y =2.211 =1.774 应力校正系数 Y =1.596 Y ? 重合度系数 Y =[1.88-3.2× ( 1 1 + ) cos β =[1.88-3.2× 1/24+1/78) cos14 ? ] ( ]× Z1 Z 2 端面 重合度近似为 =1.655 =arctg(tg /cos )=arctg(tg20 /cos14 ? )=20.64690 =14.07609 因为 = /cos , 则重合度系数为 Y =0.25+0.75 cos / =0.673 8 ? 螺旋角系数 Y = =0.78 YFα FSα [σ F ] 49.53 × sin 14 o =1.825, π × 2.09 轴向重合度 Y =1- ? 计算大小齿轮的 安全系数由表查得 S =1.25 工作寿命两班制,8 年,每年工作 300 天 小齿轮应力循环次数 N1=60nkt =60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 大齿轮应力循环次数 N2=N1/u=6.255×10 /3.24=1.9305×10 查课本由 P204 表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 σ FF 1 = 500 MPa K FN 1 =0.86 K FN 2 =0.93 大齿轮 σ FF 2 = 380 MPa 查课本由 P197 表 10-18 得弯 曲疲劳寿命系数: 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 K FN 1σ FF 1 0.86 × 500 = = 307.14 S 1 .4 K σ 0.93 × 380 = 252.43 [ σ F ] 2 = FN 2 FF 2 = S 1 .4 YFα 1 FSα 1 2.592 × 1.596 = = 0.01347 [σ F ]1 307.14 [σ F ]1 = YFα 2 FSα 2 [σ F ]2 = 2.211 × 1.774 = 0.01554 252.43 大齿轮的数值大.选 用. ? 3 设计计算 ? 计算模数 mn ? 2 × 1.73 × 4.86 × 10 4 × 0.78 × cos 2 14 × 0.01554 mm = 1.26mm 1 × 24 2 × 1.655 对比计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n 大于 由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数, 按 GB/T1357-1987 圆整为模数,取 m n =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 1 =51.73 mm 来 计算应有的齿数.于是由: z 1= 51.73 × cos 14 ? =25.097 mn 取 z 1 =25 那么 z 2 =3.24×25=81 ? 几何尺寸计算 计算中心距 a= ( z1 + z 2 )mn (25 + 81)2 = =109.25 mm 2 cos β 2 × cos 14 ? 9 将中心距圆整为 110 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 ( Ζ1 + Ζ 2 ) m n (25 + 81) × 2 = arccos = 14.01 2α 2 × 109.25 因 β 值改变不多,故参数 ε α , k β , Z h 等不必修正. β =arccos 计算大.小齿轮的分度圆直径 d1 = d2 = z1 m n 25 × 2 =51.53 mm = cos β cos 14.01 z 2 mn 81 × 2 =166.97 mm = cos β cos 14.01 计算齿轮宽度 B= Φd1 = 1 × 51.53mm = 51.53mm 圆整的 (二) ? B2 = 50 B1 = 55 低速级齿轮传动的设计计算 280HBS 取小齿齿数 Z1 =30 圆整取 z 2 =70. 材料:低速级小齿轮选用 45# 钢调质,齿面硬度为小齿轮 240HBS 速级大齿轮选用 45# 钢正火,齿面硬度为大齿轮 ? ? 1. 齿轮精度 按齿面接触强度设计 确定公式内的各 计算数值 z 2 =2.33×30=69.9 按 GB/T10095-1998,选择 7 级,齿根喷丸强化. ?试选 K t =1.6 ?查课本由 P215 图 10-30 选取区域系数 Z H =2.45 ?试选 β = 12 o ,查课本由 P214 图 10-26 查得 ε α 1 =0.83 ε α 2 =0.88 ε α =0.83+0.88=1.71 应力循环次数 N 1 =60×n 2 ×j×L n =60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×10 8 N 1 4.45 × 10 8 N2 = = = 1.91×10 8 i 2.33 由课 本 P203 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.94 K HN 2 = 0.97 查课本由 P207 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim 1 = 600MPa , 大齿轮的接触疲 劳强度极限 σ H lim 1 = 550MPa 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 [σ H ] 1 = K HN 1σ H lim 1 0.94 × 600 = = 564 MPa S 1 10 K HN 2σ H lim 2 =0.98×550/1=517 MPa S (σ + σ H lim 2 ) [ σ H ] = H lim 1 = 540.5 MPa 2 查课本由 P198 表 10-6 查材料的弹 性影响系数 Z E =189.8MP a [σ H ] 2 = 选取齿宽系数 υ d = 1 T=95.5×10 5 × P2 / n2 =95.5×10 5 ×2.90/193.24 =14.33×10 4 N.m 3 d1t ? 2 K t T1 υd ε α × u ? 1 Z H Z E 2 3 2 × 1.6 × 14.33 × 10 4 3.33 2.45 × 189.8 2 ×( ) = × ×( ) u [σ H ] 1 × 1.71 2.33 540.5 =65.71 mm 2. 计算圆 周速度 ,= 3. πd1t n2 π × 65.71 × 193.24 = = 0.665 m / s 60 × 1000 60 × 1000 计算齿宽 b= υ d d 1t =1×65.71=65.71 mm 4. 计算齿宽与齿高之比 b 模数 m nt = h d1t cos β 65.71 × cos 12 = = 2.142mm Z1 30 齿高 h=2.25×m nt =2.25×2.142=5.4621 mm 5. =65.71/5.4621=12.03 h 计算 纵向重合度 b ε β = 0.318υ d z1 tan β = 0.318 × 30 × tan 12 = 2.028 6. 计算载荷系数 K K Hβ =1.12+0.18(1+0.6 υ d2 )υ d2 +0.23×10 3 ×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 3 ×65.71=1.4231 使 用系数 K A =1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值 K v =1.04 K Fβ =1.35 K Hα =K Fα =1.2 故载荷系数 K= K A K v K H K Hβ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776 7. 按实际载荷系数校正所算 的分度圆直径 3 3 K Kt d 1 =d 1t =65.71× 1.776 = 72.91mm 1 .3 计算模数 mn = 3. d1 cos β 72.91 × cos 12 = = 2.3772mm z1 30 3 按齿根弯曲强度设计 m? 2 KT1Yβ cos 2 β υ d Z 1ε 2 × YF YS [σ F ] 11 一确定公式内各计算数值 (1) (2) 计算小齿轮传递的转矩 确定齿数 z =143.3kNm 因为是硬齿面,故取 z =30,z =i ×z =2.33×30=69.9 传动比误差 i=u=z / z =69.9/30=2.33 i=0.032% 5%,允许 (3) 初选齿宽系数 =1 按对称布置,由表查得 (4) (5) K=K 初选螺旋角 载荷系数 K K K K 初定螺旋角 β =12 =1×1.04×1.2×1.35=1.6848 ? (6) 当量齿 数 z =z /cos z =z /cos =30/ cos 3 12 =32.056 =70/ cos 3 12 =74.797 ? 由课本 P197 表 10-5 查 得齿形系数 Y 和应力修正系数 Y YFα 1 = 2.491, YFα 2 = 2.232 (7) 螺旋角系数 Y = =0.797 计算大小齿轮的 YFα FSα [σ F ] =2.03 YSα 1 = 1.636, YSα 2 = 1.751 轴向重合度 Y =1- (8) 查课本由 P204 图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限 σ FE1 = 500MPa K FN 1 =0.90 [σ F ]1 = σ FE 2 = 380MPa K FN 2 =0.93 S=1.4 查课本由 P202 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 K FN 1σ FE1 0.90 × 500 = = 321.43MPa S 1 .4 K σ 0.93 × 380 [ σ F ] 2 = FN 2 FF 2 = = 252.43MPa S 1 .4 Y F 计算大小齿轮的 Fa Sa ,并加以比较 [σ F ] YFa1 FSa1 2..491 × 1.636 = = 0.01268 [σ F ]1 321.43 YFa 2 FSa 2 2.232 × 1.751 = = 0.01548 [σ F ] 2 252.43 12 大齿轮的数 值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. ? 计算模数 3 mn ? 2 × 1.6848 × 1.433 × 10 5 × 0.797 × cos 2 12 × 0.01548 mm = 1.5472mm 1 × 30 2 × 1.71 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算 的法面模数 m n 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 n =3mm 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 1 =72.91 mm 来计算应有的齿数. z 1= 72.91 × cos 12 ? =27.77 mn 初算主要尺寸 a= ( z1 + z 2 )mn (30 + 70) × 2 = =102.234 mm 2 cos β 2 × cos 12 ? 取 z 1 =30 取 z 2 =70 z 2 =2.33×30=69.9 ? 计算中心距 将中心距圆整为 103 mm 修正螺旋角 ( Ζ1 + Ζ 2 ) m n (30 + 70) × 2 = arccos = 13.86 2α 2 × 103 因 β 值改变不多,故参数 ε α , k β , Z h 等不必修正 β =arccos 分度圆直径 d1 = d2 = z1 m n 30 × 2 =61.34 mm = cos β cos 12 z 2 m n 70 × 2 =143.12 mm = cos β cos 12 计算齿轮宽度 b = υ d d 1 = 1 × 72.91 = 72.91mm 圆整后取 B1 = 75mm B2 = 80mm 13 低速级大齿轮如上图: 低速级大齿轮如上图: V 带齿轮各设计参数附表 1.各 传动比 各传动比 V带 高速级齿轮 低速级齿轮 3.2 1.6 14 2.3 2. 各轴转速 n (r/min) 3.24 2.33 n? (r/min) 626.09 3. 各轴输入功率 P (kw) 3.12 4. 各轴输入转矩 T (kNm) (kNm) 47.58 5. 带轮主要参数小 轮 直 径 (mm) 90 大 轮 直 径 (mm) 224 471 中心距 a(mm) (r/min) 82.93 (r/min) 82.93 193.24 (kw) 2.90 (kw) 2.70 P? (kw) 2.57 T? (kNm) 311.35 (kNm) 286.91 143.53 基 准 长 度 (mm) 1400 带的根数 z 5 7.传动轴承和传动轴的设计 传动轴承和传动 轴的 传动轴 1. ?. 传动轴承的设计 求输出轴上的功率 P 3 ,转速 n3 ,转矩 T3 n3 =82.93r/min P 3 =2.70KW T3 =311.35N.m ?. 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分 度圆直径为 15 d 2 =143.21 mm 而 Ft = 2T3 2 × 311.35 = = 4348.16 N d 2 143.21 × 10 3 tan α n tan 20 o = 4348.16 × = 1630.06 N cos β cos 13.86 o Fr = Ft F a = F t tan β =4348.16×0.246734=1072.84N 圆周力 F t ,径向力 F r 及轴向力 F a 的方向如图示: ?. 初 步确定轴的最小直径 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 , 根据课本 P361表15 3 取 Ao = 112 d min = Ao 3 P3 = 35.763mm n3 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 查课本 P343 表14 1 ,选取 K a = 1.5 Tca = K a T3 = 1.5 × 311.35 = 467.0275 N m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》 22 112 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 d1 = 40mm, 故 取d?? = 40mm.半联轴器的长度L = 112mm.半联轴器 与轴配合的毂孔长度为L1 = 84mm ?. ? 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 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?-?的直 径 d?? = 47 mm ; 左 端 用 轴 端 挡 圈 定 位 , 按 轴 端 直 径 取 挡 圈 直 径 D = 50mm 半 联 轴 器 与轴配合的 轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故?-?的长 度应比 略短一些,现取 l?? = 82mm ? 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 d?? = 47 mm ,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. d 45 45 45 50 D 85 85 100 80 B 19 19 25 16 d2 58.8 60.5 66.0 59.2 D2 73.2 70.2 80.0 70.9 轴承代号 7209AC 7209B 7309B 7010C 16 50 50 80 90 16 20 59.2 62.4 70.9 77.7 7010AC 7210C 2. 从动轴的设计 对 于 选 取 的 单 向 角 接 触 球 轴 承 其 尺 寸 为 的 d × D × B = 50mm × 80mm × 16mm , 故 d ? =? = d ?? = 50mm ;而 l ?? = 16mm . 右 端 滚 动 轴 承 采 用 轴 肩 进 行 轴 向 定 位 . 由 手 册 上 查 得 7010C 型 轴 承 定 位 轴 肩 高 度 h > 0.07 d , 取h = 3.5mm,因此d ?? = 57 mm, ? 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 毂 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 ?? = 72mm . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5, 取 d?? = 65mm .轴环宽度 b ? 1.4h ,取 b=8mm. ? 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 l = 30mm ,故取 l?? = 50mm . ? 取齿轮距箱 体内壁之距离 a=16 mm ,两圆柱齿轮间的距离 c=20 mm .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 mm ,已知滚动轴承宽度 T=16 mm , 高速齿 轮轮毂长 L=50 mm ,则 l ?? = T + s + a + (75 72) = (16 + 8 + 16 + 3)mm = 43mm l?? = L + s + c + a l ? ? l?? = (50 + 8 + 20 + 16 24 8)mm = 62mm 至此,已初步确定了轴的各 端直径和长度. 5. 求轴上的载荷 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, 17 查《机械设计手册》20-149 表 20.6-7. 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. L2 + L3 = 114.8mm + 60.8mm = 175.6mm L3 60.8 FNH 1 = Ft = 4348.16 × = 1506 N L2 + L3 175.6 L2 114.8 FNH 2 = Ft = 4348.16 × = 2843N L2 + L3 175.6 FD Fr L3 + a 2 = 809 N FNV 1 = L2 + L3 FNV 2 = Fr FNV 2 = 1630 809 = 821N M H = 172888.8 N mm M V 1 = FNV 1 L2 = 809 × 114.8 = 92873.2 N mm M V 2 = FNV 2 L3 = 821 × 60.8 = 49916.8 N mm 2 2 M 1 = M H + M V 1 = 172889 2 + 92873 2 = 196255 N mm M 2 = 179951N mm 传动轴总体设计结构图: (从动轴) (中间轴) 18 (主动轴) 从动轴的载荷分析图: 19 6. 根据 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 σ ca = M 1 + (T3 ) 2 2 W = 196255 2 + (1 × 311.35) 2 = 10.82 0.1 × 27465 前已选轴材料为 45 钢,调质处理. 查表 15-1 得[ σ 1 ]=60MP a 20 σ ca 〈 [ σ 1 ] 7. ?. 此轴合理安全 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面 ? ? B 无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来 截面 A,?,?,B 只受扭矩作用. 所以 A 看, 截面?和?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?的 应 力集中的影响和截面?的相近,但是截面?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? 和?显然更加不必要做强度校核.由第 3 章的附录可知,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?左右两侧需验证即可. ?. 截面?左 侧. W=0.1 d 3 = 0.1 × 50 3 =12500 抗弯系数 抗扭系数 wT =0.2 d 3 =0.2 × 50 3 =25000 截面 ?的右侧的弯矩 M 为 M = M 1 × 60.8 16 = 144609 N mm 60.8 截面?上的扭矩 T3 为 T3 =311.35 N m 截面上的弯曲应力 M 144609 = = 11.57 MPa W 12500 截面上的扭转应力 σb = σT = T3 311350 = = 12.45MPa WT 25000 轴的材料为 45 钢.调质处理. 由课本 P355 表 15-1 查得: σ B = 640 MPa 因 r 2 .0 = = 0.04 d 50 经插入后得 σ 1 = 275MPa T1 = 155MPa D 58 = = 1.16 d 50 σ = 2.0 轴性系数为 qσ = 0.82 σ T =1.31 qτ =0.85 ? K σ =1+ qσ (σ 1) =1.82 K τ =1+ qτ ( σ T -1)=1.26 所以 ε σ = 0.67 ε τ = 0.82 K σ =2.8 β σ = β τ = 0.92 综合系数为: K τ =1.62 碳钢的特性系数 σ = 0 .1 0 .2 ,取 0.05 取 0.1 τ = 0.05, 0.1 安全系数 S ca 21 Sσ = Sτ S ca σ 1 = 25.13 K σ σ a + aσ m τ 1 = 13.71 kτ σ a + t τ m S σ Sτ 2 S σ + Sτ2 = 10.5 ?S=1.5 所以它是安全的 截面?右侧 抗弯系数 抗扭系数 W=0.1 d 3 = 0.1 × 50 3 =12500 wT =0.2 d 3 =0.2 × 50 3 =25000 M=133560 T3 =295 截面?左侧的弯矩 M 为 截面?上的扭矩 T3 为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 σb = M 133560 = = 10.68 W 12500 τT = T3 294930 K 1 = = 11.80 ? K σ = σ + 1 = 2.8 WT 25000 ε σ βσ Kτ Kτ = ετ + 1 βτ 1 = 1.62 所以 ε σ = 0.67 综合系数为: K σ =2.8 K τ =1.62 取 0.1 碳钢的特性系数 ε τ = 0.82 β σ = βτ = 0.92 σ = 0 .1 0 .2 ,安全系数 S ca Sσ = Sτ S ca τ = 0.05, 0.1 取 0.05 σ 1 = 25.13 K σ σ a + aσ m τ 1 = 13.71 kτ σ a + t τ m S σ Sτ 2 S σ + Sτ2 = 10.5 ?S=1.5 所以它是安全的 8.键的设计和计算 设 计和计算 ?选择键联接的类型和尺寸 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. 根据 d 2 =55 d 3 =65 键宽 b 2 =16 h 2 =10 查表 6-1 取: L 2 =36 22 b 3 =20 ? 校和键联接的强度 查表 6-2 得 工作长度 [ σ p ]=110MP a h 3 =12 L3 =50 l 2 = L2 b2 = 36-16=20 l 3 = L3 b3 = 50-20=30 ?键与轮毂键槽的接触高度 K 2 =0.5 h 2 =5 K 3 =0.5 h 3 =6 由式(6-1)得: σ p2 = σ p3 = 两者都合适 2T2 × 10 3 2 × 143.53 × 1000 = = 52.20 K 2l2 d 2 5 × 20 × 55 2T3 × 10 3 2 × 311.35 × 1000 = = 53.22 K 3l3 d 3 6 × 30 × 65 <[ σ p ] <[ σ p ] 取键标记 为: 键 2:16×36 A GB/T1096-1979 键 3:20×50 A GB/T1096-1979 9.箱体结构的设计 箱体结 构的设计 结构的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, 大端盖分机体采用 H7 配合. is 6 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋,外轮廓为长方形, 增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热. 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 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 6.3 3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为 10,圆角半径为 R=3.机体外型简单,拔模方便. 4. A 对附件设计 视孔盖和窥视孔 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 23 密封,盖板用铸铁制成,用 M6 紧固 B 油螺塞: 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. C 油标: 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处. 油尺安置的部位不能太低,以 防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔: 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 盖螺钉: 启盖螺钉 上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度. 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. F 位销: 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. G 吊钩: 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. 减速器机体结构尺寸如下: 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱 座底凸缘厚度 符号 计算公式 结果 10 9 12 15 25 σ σ1 b1 b σ = 0.025a + 3 ? 8 σ 1 = 0.02a + 3 ? 8 b1 = 1.5σ 1 b = 1.5σ b2 b2 = 2.5σ 24 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓 直 径 机盖与机座联接 螺栓直径 轴承端盖螺钉直 径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 d f ,d 1 ,d 2 至外 df d f = 0.036a + 12 M24 6 M12 n d1 查手册 d 1 = 0.72d f d2 d 2 =(0.5~0.6) d f M10 d3 d 3 =(0.4~0.5) d f 10 d4 d d 4 =(0.3~0.4) d f d =(0.7~0.8) d 2 8 8 34 22 18 C1 查机械 课程设 计指导 书表 4 机壁距离 d f ,d 2 至凸缘边 C2 查机械 课程设 计指导 书表 4 28 16 50 缘距离 外机壁至轴承座 端面距离 大齿轮顶圆与内 机壁距离 齿轮端面与内机 壁距离 机 盖,机座肋厚 轴承端盖外径 l1 l1 = C1 + C 2 +(8~12) 1 1 >1.2 σ 15 2 2 >σ 10 m1 , m D2 m1 ? 0.85σ 1 , m ? 0.85σ D2 = D +(5~5.5) d 3 m1 ? 9 m ? 8.5 120(1 轴)125(2 轴) 150(3 轴) 轴承旁 联结螺栓 距离 S S ? D2 120(1 轴)125(2 轴) 150(3 轴) 25 10. 润滑密封设计 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 (1.5 ~ 2) × 105 mm.r / min , 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. 油 的深度为 H+ h1 H=30 h1 =34 所以 H+ h1 =30+34=64 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效 果好. 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 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 大,国 150mm.并匀均布置,保证部分面处的密封性. 11.联轴器设计 1.类型选择. 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 2.载荷计算. 公称转矩:T=9550 p 2.64 = 9550 = 333.5 n 75.6 查课本 P343 表14 1 ,选取 K a = 1.5 所以转矩 Tca = K a T3 = 1.5 × 311.35 = 467.0275 N m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》 22 112 选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm 26