范文一:直齿圆柱齿轮
10.1 齿轮
10.1.1齿轮的基本知识
齿轮是机械传动中广泛应用的传动零件,它可以用来传递动力、改变转动方向和速度以及改变运动方式等,但必须成对使用。
齿轮的种类很多,常见的齿轮有圆柱齿轮(用于两平行轴传动)、 圆锥齿轮(用于两相交轴传动,最常见情况是两轴相交成90°)和 蜗轮蜗杆(用于两垂直交叉轴传动)三种,如图10.1.1-1所示。
10.1.1-1
齿轮上的齿称为轮齿,轮齿是齿轮的主要结构,只有当轮齿符合国家标准中规定的齿轮才能称为标准齿轮。在齿轮的性能参数中,只有模数和齿形角已标准化。本节只介绍标准齿轮的基本知识及其规定画法。
10.1.2直齿圆柱齿轮的基本参数、各部分的名称和尺寸关系
当圆柱齿轮的轮齿方向与圆柱的素线方向一致时,称为直齿圆柱齿轮。表10.1.2-1列出了直齿圆柱齿轮各部分的名称和基本参数。
表10.1.2-1 直齿圆柱齿轮各部分的名称和基本参数
模数m是设计和制造齿轮的重要参数。不同模数的齿轮要用不同的刀具来加工制造。为了便于设计和加工,模数数值已标准化,其数值如表10.1.2-2所示。
表10.1.2-2 齿轮模数标准系列(摘录GB/T1357-1987)
注:选用模数时,应优先选用第一系列;其次选用第二系列;括号内的模数尽可能不用。 标准直齿圆柱齿轮各部分的尺寸与模数有一定的关系,计算公式如表10.1.2-3。
表10.1.2-3 标准直齿圆柱齿轮轮齿各部分的尺寸计算
一对相互啮合的齿轮,模数、压力角必须相等。标准齿轮的压力角(对单个齿轮而言即为齿形角)为20°。
10.1.3直齿圆柱齿轮的规定画法(GB/T4459.2-1984)
1. 单个齿轮的画法(如图10.1.3-1)
齿轮一般用两个视图或一个视图和一个局部视图表示。国家标准规定了齿轮的画法:
⑴ 齿顶圆和齿顶线用粗实线绘制;分度圆和分度线用点画线绘制(分度线应超出轮廓线2~3mm);齿根圆和齿根线用细实线绘制,也可省略不画。
⑵ 在剖视图中,当剖切平面通过齿轮的轴线时,轮齿一律按不剖绘制,齿根线用粗实线绘制。 ⑶ 如需表明齿形时,可在图形中用粗实线画出一个或两个齿,或用适当比例的局部放大图表示。
(a)不剖画法
图10.1.3-1
(b) 剖视画法
2. 直齿圆柱齿轮的啮合画法(如图10.1.3-2)
一对模数、压力角相同且符合标准的圆柱齿轮处于正确的安装位置(装配准确)时,其分度圆和节圆重合。啮合区的画法规定如下:
⑴ 在垂直于圆柱齿轮轴线的投影面的视图中,两节圆应相切;啮合区内的齿顶圆用粗实线绘制,也可省略不画;齿根圆全部不画。
⑵ 在平行于圆柱齿轮轴线的投影面的视图中,啮合区内的齿顶线不需要画出,节线用粗实线绘制。
⑶ 在剖视图中,当剖切平面通过两啮合齿轮的轴线时,在啮合区内,将一个齿轮的轮齿用粗实线绘制,另一个齿轮的轮齿被遮挡的部分用虚线绘制,这根虚线也可省略不画。当剖切平面不通过啮合齿轮的轴线时,齿轮一律按不剖绘制。
图10.1.3-2
图10.1.3-3为一直齿圆柱齿轮的零件图,供画图时参考。
图10.1.3-3
雷斯达 2009-10-19 15:33:44 回复
我想问一个问题 知道齿轮的齿数和外径 怎样求模数 谢谢
是不是少条件啊?11齿 3/4英尺
1昊晟昱设计联盟 2009-10-19 15:36:01 回复
范文二:直齿圆柱齿轮
圆柱齿轮
圆柱齿轮根据轮齿的方向,可分为直齿圆柱齿轮,斜齿圆柱齿轮和人字圆柱齿轮。这里主要介绍直齿圆柱齿轮。
圆柱齿轮
1) 节圆直径d,分度圆直径D----连心线O1,O2上两相切的圆称为节圆。对单个齿轮而言,
作为设计,制造齿轮时进行各部分尺寸计算的基准圆,也是分齿的圆,称为分度圆。标准齿轮D=d。
2) 齿顶圆直径Da----通过轮齿顶部的圆,称为齿顶圆。
3) 齿根圆直径Df----通过齿槽根部的圆,称为齿根圆。
4) 齿顶高Ha齿根高Hf齿高H----齿顶圆于分度圆的径向距离称为齿顶高;分度圆与齿根圆
的径向距离称为齿根高:齿顶圆与齿根圆的径向距离称为齿高。其尺寸关系为:H=Ha-Hf
5) 齿厚s 槽宽e齿距p----每个轮齿在分度圆上的弧长称为齿厚:每个齿槽在分度圆上的弧
长称为槽宽:相邻两齿轮廓对应点间在分度圆上的弧长称为齿距。两啮合齿轮的齿距必须相等。齿距p,齿厚s,槽宽e间的尺寸关系为:p=s+e,标准齿轮的s=e.
6) 模数----若以Z表示齿轮的齿数,则:分度圆周长=πD=Zp,即D=Zp/π。令p/π=m,m为
齿数,则D=mz,即---分度圆直径=模数×齿数。因为两啮合齿轮的齿距p必须相等,所以他们的模数也相等。
为了齿轮设计与加工的方便,模数的数值已标准化。如下表所列。模数越大,轮齿的高度,厚度也越大,承受的载荷也越大,在相同的条件下,模数越大,齿轮也越大。 标准模数(GB-1357-78)
第一系列:1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50 第二系列:1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.5 (3.75) 4.5 5.5 (6.5) 7 9 (11)
14 18 22 28 (30) 36 45 (选用模数时应选择第一系列:其次选用第二系
列:括号内的模数尽可能不用。
7) 压力角A----在两齿轮节圆相切点处,两齿轮廓曲线的公法线(即齿廓的受力方向)与两
节圆的公法线(即相切点出的瞬时运动方向)所夹的锐角称为压力角,也称啮合角。对单个齿轮称为齿形角。标准齿轮的压力角一般为20度。
8) 中心距a----两啮合圆柱齿轮轴线间的最短距离 a=m(Z1+Z2)/2.
9) 传动比i----主齿轮的转速n1与从动齿轮的转速n2之比,即n1/n2.因为n1Z1=n2Z2,故可
得i=n1/n2=z2/z1.一对互相啮合的齿轮,其模数,压力角必须相等。
10) 齿轮的模数与各部分的尺寸都有重要的关系,其计算公式见下表:
名称 计算公式
齿顶高Ha
齿根高Hf
齿高H
分度圆直径D
齿顶圆直径Da
齿根圆直径Df
Ha=m Hf=1.25m H=2.25m D=mZ Da=m(Z+2) Df=m(Z-2.5) 齿顶高=模数 齿根高=1.25×模数 齿高=2.25×模数 分度圆直径=模数×齿数 齿顶圆直径=模数×(齿数+2) 齿顶根直径=模数×(齿数-2.5)
范文三:UG直齿圆柱齿轮画法
a,b 表示渐开线的角度范围(0~360°),alpha 表示压力角,m 为模数,z 为齿轮齿数,r 为基圆半径,s 表示角度变量(0~360°), 各个参数在UG 中的设置如下:
渐开线表达式:
Xt=0
Yt=r*cos(s)+r*rad(s)*sin(s)
Zt=r*sin(s)-r*rad(s)*cos(s)
主要步骤:
齿轮画法中难点就是齿廓形状的确定,这牵扯到齿轮的一些基本知识和渐开线函数以及渐开线在UG 中的画法(函数公式画曲线)。
1. 大体模型不用说,都是一些简单的拉伸、旋转。需要注意的是,齿轮中的齿顶圆的尺寸
一定要与ra=m*z+2*m(ra=(z+2h)*m,其中h=1)来确定。
2. 随便画四个圆,分别是齿轮的齿顶圆、基圆、分度圆和齿根圆。创建尺寸的时候随便给
个值,不需要修订尺寸,因为这些尺寸将由定义的表达式来驱动。工具——》表达式,出来表达式对话框,随便点击四个尺寸中的一个即可在表达式对话框中对这四个尺寸进行编辑,如图:
3. 创建渐开线表达式,即是:xt,yt,zt ,方法同其它表达式的创建方法,不在赘述。
4. 绘制齿轮渐开线
曲线——》规律曲线——》根据方程
出来如下规律曲线对话框:
输入定义X 的参数表达式,接受默认值,确定以后如下:
定义X ,默认即可。
至此,X 已经定义完成,还有Y ,Z ,分别重复上面的步骤即可:
5. 绘制齿廓曲线
(1)先隐藏实体,方便画图
选择分度圆与渐开线的交点和圆心来绘制一根直线,然后把此直线顺时针绕X 轴旋转1.2度,注意草图的方位,如下的方位才是顺时针,如果翻过来就是逆时针。
移动之后的直线如图:
移动方法如下:
编辑——》移动对象,参数设置如图:
该旋转角度跟齿数有关,该角度的关系是:360°/(4*z),本例z=77,此角度是1.2°,注意旋转方向,通常需要结合预览来观察旋转方位,输入负值可以反转方向。
(2)镜像渐开线曲线,镜像面是由上面旋转得到的直线和X 轴建成的基准面,比较简单,在此略过。
(3)选择ZC-YC 作为草图平面新建草图,然后把渐开线曲线(包括镜像以后的)和四个圆的草图投影到新建的草图上。用到的是投影曲线命令。
(4)修剪曲线
编辑——》曲线——》修剪配方曲线和快速修剪,将草图中的曲线修剪成如图所示的封闭形状。并绘制两个圆角,0.38°。
6. 以上图绘制的封闭曲线拉伸切除材料,然后再圆周阵列77个,便得到齿轮的基本结构。
对于一些倒斜角等一些修饰操作都很简单和常规,在此不单独说明。完成如下图:
范文四:直齿圆柱齿轮设计
1、题目要求
齿圆柱齿轮传动。已知低速级小齿轮传递的功率P =17Kw ,小齿轮的转速 n 1
=30r /min ,传动比 i =4,单向传动,工作平稳,每天工作8小时,
每年工作300天,预期寿命10年 。
2、材料及齿数选择
由参考资料选择小齿轮材料为40Cr (调质),硬度为280HBS ,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS ,二者材料硬度差为40HBS 。
选小齿轮齿数z 1
=20,大齿轮齿数z 2=4?20=80。
齿轮精度选择8级精度。
3、按齿面接触强度设计
由参考资料公式进行试算,即
1
KT 1i ±1?Z E ?
?d 1t ≥2. 32?? φd i ?σH ??
2
3、1确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数K t
=1. 3。
(2)计算小齿轮传递的转矩。
9. 55?105P 9. 55?105?17
T 1===5. 42?105N ?mm
n 130
(3)由参考资料选取齿宽系数φd
=0. 8。
(4)由参考资料查得材料的弹性影响系数Z E
=189. 8MPa
1
2
。
(5)由参考资料按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
σH lim 1=600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 2=550MPa 。
(6)计算应力循环次数。
N 1=60n 1jL h =60?30?1(1?8?300?10) =4. 32?107
N 14. 32?107
N 2===1. 08?107
i 4
(7)由参考资料取接触疲劳寿命系数K HN 1(8)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%,安全系数S
=0. 90;K HN 2=0. 95。
=1,则
K HN 1σlim 1[σH ]1==0. 9?600=540MPa
S
3、2计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d 1t ,代入
[σH ]2
K HN 2σlim 2==0. 95?550=522. 5MPa
S
[σH ]中较小的值。
2
5
K t T 1i +1?Z E ?1. 3?5. 42?105?189. 8? ?d 1t ≥2. 32?=2. 32? ?=121. 96mm ?φd i ?σH ?0. 84?522. 5?
2
(2)计算圆周速度v 。
3. 14?121. 96?30v ===0. 19m /s
60?100060?1000
(3)计算齿宽b 。
πd 1t n 1
b =φd ?d 1t =0. 8?121. 96=97. 57mm
b
(4)计算齿宽与齿高之比。
h
d 1t 121. 96==6. 09mm 模数 m t =z 120
齿高 h =2. 25m t
=2. 25?6. 09=13. 72mm
b 97. 57
==7. 11 h 13. 72
(5)计算载荷系数。
根据v =0. 19m /s ,8级精度,由参考资料查得动载系数K v 直齿轮,K H α
=1. 06;
=K F α=1;
由参考资料查得使用系数K A 荷系数
=1;K H β=1. 334;K F β=1. 28;故载
K =K A K v K H αK H β=1?1. 06?1?1. 334=1. 414
(6)校正分度圆直径。
d 1=d 1t K 1. 414=121. 96=125. 43mm K t 1. 3
(7)计算模数m 。
3
m =
d 1125. 43==6. 27mm z 120
4、按齿根弯曲强度设计
由参考资料得弯曲强度的设计公式为
2KT 1?Y Fa Y Sa ?
?m ≥ 2 φd z 1?σF ??
4、1确定公式内的各值
(1)由参考资料查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 1轮的接触疲劳强度极限σFE 2
=500MPa ;大齿
=380MPa ;弯曲疲劳寿命系数K FN 1=0. 85,
K FN 2=0. 88。
(2)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S
=1. 4,则
[σF ]1
K FN 1σFE 10. 85?500
===303. 57MPa
S 1. 4
S
=
0. 88?380
=238. 86MPa
1. 4
K FN 2σFE 2
[]σ= F 2
(3)计算载荷系数K 。
K =K A K v K F αK F β=1?1. 06?1?1. 28=1. 36
(4)查取齿形系数。 由参考资料查得 Y Fa 1
=2. 80;Y Fa 2=2. 22。 =1. 55;Y Sa 2=1. 77。
(5)查取应力校正系数。 由参考资料查得 Y Sa 1
(6)计算大、小齿轮的
Y Fa Y Sa
σF 并加以比较。
Y Fa 1Y Sa 1
σF 1
2. 80?1. 55
==0. 014
303. 57
4
Y Fa 2Y Sa 2
σF 2
=
2. 22?1. 77
=0. 016
238. 86
大齿轮的数值大。 4、2设计计算
5
2?1. 36?5. 42?10m ≥?0. 016=4. 19mm 2
0. 8?20
对比计算结果,选择模数m =5,则小齿轮齿数
d 1125. 43z 1===26
m 5
大齿轮齿数 z 2
=z 1?i =4?26=104
5、几何尺寸计算
5、1计算分度圆直径
d 1=z 1m =26?5=130mm d 2=z 2m =104?5=520mm
5、2计算中心距
d 1+d 2130+520
a ===325mm
22
5.3计算齿轮宽度
b =φd ?d 1=0. 8?130=104mm
取B 2
=104mm ;B 1=109mm
6、齿轮零件图
小齿轮
5
大齿轮
6
7、参考文献
【1】 机械设计(第八版)/濮良贵,纪名刚 主编 ——北京:高等教育出版社 【2】 机械设计课程设计手册/吴宗泽,高志 主编——北京:高等教育出版社 【3】 机械设计课程设计指导书(第二版)/龚溎义 主编——北京:高等教育出版社
7
范文五:直齿圆柱齿轮传动
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目 带式运输机传动装置
目 录
一 课程设计任务书 2
二 设计要求 2
三 设计步骤 2
1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
. 计算传动装置的运动和动力参数 6 4
5. 设计V带和带轮 7
6. 齿轮的设计 9
7. 滚动轴承和传动轴的设计 14
8. 键联接设计 28
9. 箱体结构的设计 29
10.润滑密封设计 31
11.联轴器设计 32
四 设计小结 32
五 参考资料 32
- 1 -
111 一 课程设计任务书
课程设计题目:
设计带式运输机传动装置(简图如下)
1——V带传动
2——运输带
3——一级圆柱齿轮减速器
4——联轴器
5——电动机
6——卷筒
原始数据:
数据编号 A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8
运送带工作拉力1100 1150 1200 1250 1300 1350 1450 1500
F/N
运输带工作速度1.50 1.60 1.70 1.50 1.55 1.60 1.55 1.65
v/(m/s)
卷筒直径D/mm 250 260 270 240 250 260 250 260
工作条件:连续单向运转,载荷平稳,空载启动,使用期限10年,小批量生产,两班
制工作,运输带速度允许误差为?5%
二. 设计要求
1.减速器装配图一张。
2.绘制轴、齿轮零件图各一张。
3.设计说明书一份。
- 2 -
1(传动装 三. 设计步骤
置总体设 1. 传动装置总体设计方案 计方案
F,1200N 本组设计数据:
v,1.7ms第三组数据:运送带工作拉力F/N 1200 。
D,270mm 运输带工作速度v/(m/s) 1.7 。
卷筒直径D/mm 270 。
1)外传动机构为V带传动。
2)减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。
3) 方案简图如上图
4)该方案的优缺点:该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动
能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这
种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。减速器部分一级圆
柱齿轮减速,这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异
步电动机。总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,
此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
- 3 -
2、电动 2、电动机的选择 机的
1)选择电动机的类型 选择 1)选择 按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电电动机
压380V。 的类型 2)选择 2)选择电动机的容量
电动机 P,2.04kww工作机的有效功率为 的容量
P,Fv w
从电动机到工作机传送带间的总效率为 ,,0.86 ,
3
,,,,,,,,,,, ,12345
由《机械设计课程设计指导书》表9.1可知:
,, : V带传动效率 0.96 :滚动轴承效率 0.99(球轴承) 12
, :齿轮传动效率 0.97 (7级精度一般齿轮传动) 3
, :联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器) 4
, :卷筒传动效率 0.96 5
所以电动机所需工作功率为
P,2.37kw dP w,Pd ,,
3)确定电动机转速 3)确定 电动 '按表9.2推荐的传动比合理范围,一级圆柱齿轮减速器传动比 i,4~30,机转 速 而工作机卷筒轴的转速为
v n,120rmin,nw w ,D
所以电动机转速的可选范围为
'n,in,(4~30),120rmin,(480~3600)rmin d,w
rminrminrmin符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和
rmin3000四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动
- 4 -
rmin装置结构紧凑,决定选用同步转速为1500的电动机。
根据电动机类型、容量和转速,由《机械设计课程设计指导书》表14.1选定电
选定电动机型
动机型号为Y100L2-4。其主要性能如下表: 号Y100L2-4
电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 启动转矩最大转矩 额定转矩额定转矩
Y100L2-4 3 1420 2.2 2.2
电动机的主要安装尺寸和外形如下表:
中心外型尺寸 底脚安装地脚螺轴伸装键部位 高 L×(AC/2+AD)尺寸A栓孔直尺寸尺寸F× GD ×HD ×B 径K D×E
380× 350× 28× 100 160 ×140 12 8 ×7 3、计算 245 60 传动装
i3.计算传动装置的总传动比并分配传动比 置的总 ,
传动比
i(1).总传动比为 和分配 ,
i,11.83传动比,nm(1)总 i, ,n传动比 w
i ,(2).分配传动比 (2)分 i,ii ,,,,配传动 比 考虑润滑条件等因素,初定
- 5 -
i,3.2i,3.2 ,,
4.计算 i,3.7i,3.7 ,,,,传动装
置的运 4. 计算传动装置的运动和动力参数
动和动
1).各轴的转速 力参数 1)各轴 n,n,1420rmin I轴 ,m n,1420rmin的转速 ,
n, n,443.75rminn,,443.75rmin ,,,, II轴 i ,
n,120rmin ,,,n,,n,,120rmin ,,, III轴 i n,120rmin,, w
n,n,120rmin卷筒轴 w,,, 2)各轴 2).各轴的输入功率
的输入 功率 P,P,2.37kw I轴 ,d
P,2.37kw ,
P,P,,,2.25kw II轴 ,,,12 P,2.25kw ,,
P,P,,,2.16kwIII轴 ,,,,,32 P,2.16kw ,,,
P,P,,,2.12kw 卷筒轴 ,,,42卷 P,2.12kw3)各轴卷
3).各轴的输入转矩 的输入 转矩 T电动机轴的输出转矩为 d
Pd64T,9.55,10,,1.59,10N,mmd I
mn
4 T,T,1.59,10N,mmI轴 ,d
4T,T,,i,4.84,10N,mm II轴 ,,,12,
5 T,T,,i,1.72,10N,mmIII轴 ,,,,,32,,
5T,T,,,1.69,10N,mm卷筒轴 ,,,42卷
- 6 -
将上述计算结果汇总与下表,以备查用。
i轴名 功率P/kw 转矩T/(N?mm) 转速n/(r/min) 传动比 效率 ,
4I轴 2.37 1420 3.2 0.95 1.59,10
4II轴 2.25 444 4.84,10
3.7 0.96
5 III轴 2.16 120 1.72,10
1 0.98
5 卷筒轴 2.12 120 1.69,10
5.设计 V带和 5. 设计V带和带轮
带轮
n,n,1420rminP,2.37kw电动机输出功率 ,转速,带传动传动比 P,2.84kw1mdca1).确
i=3.2,每天工作16小时。 定计算选用A型带
功率P1).确定计算功率 ca P caP,KP,2.84kwK,1.2由《机械设计》表8-7查得工作情况系数,故 caAdA 2).选 2).选择V带类型
择V带nP 根据,,由《机械设计》图8-11可知,选用A型带 ca1类型
d3).确定带轮的基准直径并验算带速 d13).确
d定带轮(1).初选小带轮基准直径 d1
的基准d,100mm 由《机械设计》表8-6和8-8,选取小带轮基准直径,而d1 d,100mmd1直径
dd1 ,H,100mmd并,其中H为电动机机轴高度,满足安装要求。 d1 2
验算带v(2).验算带速 速 dn,d11 v,7.43ms v,,7.43ms 60,1000
- 7 -
5ms,v,30ms因为,故带速合适。
(3).计算大带轮的基准直径
d,id,320mm d,d21 d,320mmd2
dd 2 ,,3.15id,315mm 根据《机械设计》表8-8,选取,则传动比, ,d2 dd1 选取
n1 n,,450.8rmind,315mm从动轮转速 d22i,4).确
4).确定V带的中心距和基准长度 La d定V带
的中心0.7(d,d),a,2(d,d) (1).由式 得 dd0dd1212 a,700mm0距和a
a,700mm290.5,a,830 ,取 00基准长
(2).计算带所需的基准长度 L d度 Ld 2(d,d), dd21 L,2a,(d,d),,2068mm 0ddd01224a L,2000mm0d
由《机械设计》表8-2选取V带基准长度 L,2000mm d
(3).计算实际中心距 a
L,Ldd0a,a,,666mm a,666mm02
a,a,0.03L,726mm maxd
a,726mmmax
a,a,0.015L,636mm mind
,a,636mm5).验算小带轮上的包角 5).验1min算小带 ,57.3,,, ,,180,(d,d),161.5,90轮上的1dd 21 a
包角
z6).计算带的根数 , 1
P (1) 计算单根V带的额定功率 6).计r
算带的
- 8 -
根数 zn,1420rmind,100mm由和,查《机械设计》表8-4a得 P,1.31kwd101
i,3.2n,1420rmin,P,0.17kw根据,和A型带,查《机械设计》表8-4b得 ,01
K,0.95K,1.03查《机械设计》表8-5得,查表8-2得,于是 ,L
P,(P,,P),K,K,1.448kwP,1.448kw r00,Lr
z (2)计算V带的根数
P2.844 caz,,,1.96z,2 P1.448r
取2根。
7).计
(F) 7).计算单根V带的初拉力的最小值 0min算单根
q,0.1kgm由《机械设计》表8-3得A型带的单位长度质量,所以 V带的
初拉力(2.5,K)P(F),162N,2ca0min(F),500,qv,162N 0min Kzv的最小,
值F,(F)应使带的实际初拉力 。 00min
(F)0minF 8).计算压轴力 p
8).计压轴力的最小值为 算压轴 ,1(F),640Npmin(F),2z(F)sin,640Npmin0min F力 p2
9).带 9).带轮的结构设计
选用直齿圆轮的结 小带轮采用实心式,大带轮为腹板式,由单根带宽为13mm,取带轮宽为35mm。 柱齿轮传动
构设计 6. 齿轮的设计
7级精度 6. 齿1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
小齿轮材料轮的设(1)按简图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。
45钢 计 (2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88)。 (调质)
大齿轮材料1) 选(3)材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质),硬度为280HBS,45钢 定齿轮大齿轮为45钢(正火),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 (正火) 类型、z,24z,24z,iz,89(4)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 112,,1
- 9 -
精度等2) 初步设计齿轮主要尺寸 z,892级、材 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。
料及齿 (2) 按齿面接触疲劳强度设计,即
数 KTZu,1 21E3d,2.32,() 1t ,u[], dH 2) 初1> 确定公式内的各计算数值
步设计K,1.3?.试选载荷系数。 t 齿轮主 ?.计算小齿轮传递的转矩
要尺寸 595.5,10P 4,,T,,4.84,10N,mm 1 n2
,,1?.由《机械设计》表10-7选取齿宽系数。 d 1
2 Z,188MPa?.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数。 E
?.由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
,,600MPa,,550MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限。 Hlim1Hlim2
?.计算应力循环次数
9 N,60njL,1.56,10 h12
N8 1 N,,4.21,10 2 i,,
K,0.97K,1.25?.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数;。 HNHN 12
?.计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1
K, HNlim11[],,0.97,600MPa,582MPa ,H1 S
K, HN2lim2[],,1.25,550MPa,687.5MPa, H2 S
2>.计算
d[,]?. 试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值。 1tH
- 10 -
KTZu,121Ed,47.05mm3d,2.32,(),47.05mm1t 1t,u[], dH
?.计算圆周速度。 v
dn,1t2v,1.09msv,,1.09ms 60,1000
b?.计算齿宽。
b,47.05mmb,,,d,47.05mm d1t
b ?.计算齿宽与齿高之比 h
d1t m,,1.96mm 模数 t z1
h,2.25m,4.41mm齿高 t
b b47.05,10.67,,10.67 hh4.41
?.计算载荷系数
K,1.11v,1.09ms 根据,7级精度,由《机械设计》图10-8查得动载系数; V
K,K,1 直齿轮,; H,F,
K,1 由《机械设计》表10-2查得使用系数; A
由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时,
K,1.310; H,
b ,10.67K,1.310K,1.27 由,查《机械设计》图10-13得 H,F, h
故载荷系数
K,KKKK,1.454 AVH,H, K,1.454
?.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
K 3d,d,48.84mm 1ttKtd,48.84mmt
- 11 -
?.计算模数
dm,2.04mmtm,,2.04mm z 1
(3).按齿根弯曲强度设计
YYKT2FaSa13m(), 弯曲强度的设计公式 2[],,z Fd1
1>.确定公式内的各计算数值
?.由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大,,500MPa FE1
齿轮的弯曲强度极限; ,,380MPa FE2
?.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数,; K,0.87K,0.90 FN1FN2
?.计算弯曲疲劳许用应力;
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,有
K, FN1FE1[],,311MPa, F1 S
K, FN2FE2[],,244.3MPa, F2 S
K?.计算载荷系数;
K,KKKK,1.41 AVF,F,K,1.41
?.查取齿形系数;
Y,2.65Y,2.20 由《机械设计》表10-5查得; Fa1Fa2
?.查取应力校正系数;
Y,1.58Y,1.78由《机械设计》表10-5查得; Sa1Sa2
YY FaSa?.计算大、小齿轮的并加以比较; [,]F
YYFa1Sa1 ,0.0135 ,[]F1
- 12 -
YYFa2Sa2,0.016 ,[] F2
大齿轮的数值较大。
?.设计计算
YY2KTFaSa13m,(),1.56mm 2,[],z Fd1
m 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计
m算的模数,由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面
接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取
m,2mmm,2mm 由弯曲强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值,按接触强度算得的分度
圆直径,算出小齿轮齿数
d 1z,,251 mz,25 1
z,93大齿轮齿数,取。 2
z,93 这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强2
度,并做到结构紧凑,避免浪费。
(4).几个尺寸计算
1>.计算分度圆直径
d,50mm1d,zm,50mm 11
d,186mm2 d,zm,186mm 22
2>.计算中心距
d,d12a,,118mm a,118mm2
3>.计算齿轮宽度
b,,d,50mm d1B,50mm2
B,50mmB,55mm取,。 21B,55mm1
- 13 -
(5).结构设计及绘制齿轮零件图
首先考虑大齿轮,因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹
板式结构为宜。其他有关尺寸按《机械设计》图10-39荐用的结构尺寸设计,并绘制
大齿轮零件图如下。
其次考虑小齿轮,由于小齿轮齿顶圆直径较小,若采用齿轮结构,不宜与轴进行
安装,故采用齿轮轴结构,其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。
7. 滚
动轴承
和传动 7. 滚动轴承和传动轴的设计
轴的设(一).轴的设计 计 PnT?.输出轴上的功率、转速和转矩 ,,,,,,,,, (一).
5T,1.72,10N,mmn,120rminP,2.16kw 由上可知,, 轴的设,,,,,,,,,
计 ?.求作用在齿轮上的力
因已知低速大齿轮的分度圆直径
d,mz,2,93,186mm 22
2TF,1849.5N,,,tF,,1849.5N 而 t d2
- 14 -
,tanF,F,673.1N rtF,673.1Nr,cos
F,0F,0 aa
?.初步确定轴的最小直径
材料为45钢,正火处理。根据《机械设计》表15-3,取,于是 A,110 0 d,28.8mmmin
P ',,,' 3d,A,28.8mm ,由于键槽的影响,故 d,1.03d,29.7mmmin0minmin n,,,
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径dd ,,,,,,,,
与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
T,KT 联轴器的计算转矩,查《机械设计》表14-1,取,则: K,1.5caA,,,A
T,KT,258000N,mm caA,,,
T按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用HL2型弹性柱销联轴器,ca
345000N,mmd,30mm其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ,故取,d,30mmd,30mm,,,,,,,,,
L,82mm半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L,60mm,
?.轴的结构设计
(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1).为了满足办联轴器的轴向定位要求,?-?段右端需制出一轴肩,故取?-?段 d,36mm?,?d,36mm的直径;左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度?,?
- 15 -
, L,60mm,
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故?-?段的长度应比 l,58mmL?,?,
略短一些,现取 l,58mm?,?
选取单列角 2).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,故选用角接触球
接触球轴承
轴承。按照工作要求并根据,查手册选取单列角接触球轴承7008AC,其7008AC d,36mm?,?
d,40mm?,?
d,40mmd,D,B,40mm,68mm,15mm尺寸为,故d,d,40mm;而l,29mm。 ?,??,??,??,?
l,29mm?,?d,42mm 3).取安装齿轮处的轴端?-?的直径;齿轮的左端与左轴承之间采?,?
d,42mm?,? 用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为50mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴端
h,0.07dl,47mm应略短于轮毂宽度,故取。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度,?,?
l,47mm?,?
h,3mmb,1.4hd,48mm故取,则轴环处的直径。轴环宽度,取 ?,? d,48mm?,?
l,9mm。 ?,?
l,9mm?,? 35mm 4).轴承端盖的总宽度为(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
l,53mml,18mml,53mm距离,故。 ?,??,?
a,11mm 5).取齿轮距箱体内壁的距离,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承
s,10mmT,15mm位置时,应距箱体内壁一段距离,取,已知滚动轴承宽度,大齿s
L,50mm轮轮毂长度,则
l,39mm?,?l,T,s,a,(50,47),(15,10,11,3)mm,39mm ?,?
至此,已初步确定了轴的各段和长度。
(2).轴上零件的周向定位
d 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由《机械设计》表6-1?,?
b,h,12mm,8mm43mm查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为,同时为了保证
H7 齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配额为;同样,半联轴器 n6
- 16 -
H7 8mm,7mm,52mm与轴的连接,选用平键为,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承k6
m6与轴的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为。
(3).确定轴上圆角和倒角尺寸
, 参考《机械设计》表15-2,取轴端圆角。 2,45
?.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时,应从手册中
a,15mm查取值。对于7008AC型角接触球轴承,由手册中查得。因此。作为简支梁a
L,L,46mm,46mm,92mm的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图23
和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处
MM的截面C处的、及的值列于下表。 MVH
载荷 水平面H 垂直面V
F支反力 F,925N,F,925NF,337N,F,337N NH1NH2NV1NV2
M弯矩 M,42540N,mm,M,42540N,mm, M,15480N,mmV1V2H
总弯矩 , M,45270N,mmM,45270N,mm 12
T,172000N,mm T扭矩
- 17 -
?.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。
- 18 -
,,0.6根据上表数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计
算应力
22 M,(T),1 ,,15.21MPa ,ca W
前已选定轴的材料为45钢,正火处理,由《机械设计》表15-1查得 [,],55MPa,1
因此,,[,],故安全。 ca,1
?.精确校核轴的疲劳强度
(1).判断危险截面
截面A,?,?,B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均
将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面
A,?,?,B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面?和?处过盈配合引起的应力集中
最严重;从受载的情况来看,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
最然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且
这里轴的直径最大,故截面C也不必校核。截面?显然更不必校核。由《机械设计》
第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴
只需校核截面?左右两侧即可。
(2).截面?左侧
333W,0.1d,0.1,40,6400mm 抗弯截面系数
333 抗扭截面系数 W,0.2d,0.1,40,12800mm T
M 截面?左侧的弯矩为
46,23M,M,,22635N,mm 1 46
T 截面? 上的扭矩为
T,172000N,mm
截面上的弯曲应力
- 19 -
M,,,3.54MPa bW
截面上的扭转切应力
T,,,13.44MPa TWT
轴的材料为45钢,正火处理,由《机械设计》表15-1得,,,590MPaB
,。 ,,255MPa,,140MPa,1,1
,, 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表3-2查取。,,
D42r2.0,,0.05,,1.05因,,经差值后可查得 d40d40
,,1.24 , ,,1.72,,
又由《机械设计》附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
q,0.80q,0.85 , ,,
故有效应力集中系数为
k,1,q(,,1),1.576 ,,,
k,1,q(,,1),1.204 ,,,
,,0.77,,0.86由《机械设计》附图3-2 的尺寸系数;由附图3-3的扭转尺寸系数 ,,
轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为
,,,,0.93 ,,
,,1轴未经表面强化处理,即,则综合系数为 q
k1,,,,1,2.13K , ,,,,
k1,,,,1,1.48K , ,,,,
查手册得碳钢的特性系数
,,0.1~0.2,,0.1 ,取 ,,
- 20 -
,取 ,,0.05~0.1,,0.05,,
于是,计算安全系数值,则 Sca
,,1 S,,33.82 ,K,,,,,,am
,,1 S,,16.62 ,K,,,,,,am
SS,, S,,14.92,,S,1.5 ca22S,S,,
故可知其安全。
(3).截面?右侧
333W,0.1d,0.1,42,7408.8mm抗弯截面系数
333 抗扭截面系数 W,0.2d,0.1,42,14817.6mmT
M 截面?右侧的弯矩为
46,23M,M,,22635N,mm 1 46
T 截面? 上的扭矩为
T,172000N,mm
截面上的弯曲应力
M,,,3..06MPa b W
截面上的扭转切应力
T,,,11.61MPa T WT
kkk,,,,0.8过盈配合处的,由附表3-8用插值法求出,并取,于是得 ,,,,,,
kk,,,1.84,2.30 , ,,,,
轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为
- 21 -
,,,,0.93,,
故得综合系数为
1k,,,,1,2..38 K, ,,,,
k1,,,,1,1..92 K, ,,,,
所以轴在截面?右侧的安全系数为
,,1S,,35.01 , K,,,,,,am
,,1S,,12.24 , K,,,,,,am
SS,,S,,11.55,,S,1.5 ca22 S,S,,
故该轴在截面?右侧的强度也是足够的。
?.绘制轴的工作图,如下:
- 22 -
(二).
齿轮轴
的设计 (二).齿轮轴的设计
PnT?.输出轴上的功率、转速和转矩 ,,,,,,
4T,4.84,10N,mmn,444rminP,2.25kw 由上可知,, ,,,,,,
?.求作用在齿轮上的力
因已知低速大齿轮的分度圆直径
d,mz,2,25,50mm 11
2T,,F,,1936N 而 td 1
,tanF,F,704.6N rt,cos
F,0 a
?.初步确定轴的最小直径
A,115 材料为45钢,正火处理。根据《机械设计》表15-3,取,于是 0
- 23 -
P,,,'3d,A,19.75mm ,由于键槽的影响,故 d,1.03d,20.3mmmin0minminn ,,,
dd,22mm 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径,取,根据带轮结构?,??,?
l,35mm和尺寸,取。 ?,?
?.齿轮轴的结构设计
(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1).为了满足带轮的轴向定位要求,?-?段右端需制出一轴肩,故取?-?段的直径
d,26mm; ?,?
2).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,故选用角接触球
d,26mm轴承。按照工作要求并根据,查手册选取单列角接触球轴承7006AC,其?,?
d,D,B,35mm,62mm,14mmd,d,30mml,28mm尺寸为,故;而。 ?,??,??,?
d,54mml,55mm 3).由小齿轮尺寸可知,齿轮处的轴端?-?的直径,。?,??,?
h,0.07dh,3mmd,d,36mm轴肩高度,故取,则轴环处的直径。轴环宽?,??,?
b,1.4hl,l,6mm度,取。 ?,??,?
35mm 4).轴承端盖的总宽度为(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
l,15mml,50mm距离,故。 ?,?
a,8.5mm 5).取齿轮距箱体内壁的距离,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴
- 24 -
s,10.5mmT,13mm承位置时,应距箱体内壁一段距离,取,已知滚动轴承宽度,,s
则
l,T,s,a,l,(13,10.5,8.5,6)mm,26mm?,??,?
至此,已初步确定了轴的各段和长度。
(2).轴上零件的周向定位
带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d由《机械设计》表6-1查得平键截面?,?
b,h,6mm,6mm27mm,键槽用键槽铣刀加工,长为。滚动轴承与轴的周向定位是
m6由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为。
(3).确定轴上圆角和倒角尺寸
,2,45参考《机械设计》表15-2,取轴端圆角。
?.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时,应从手册中
a,13mm查取值。对于7008AC型角接触球轴承,由手册中查得。因此。作为简支梁a
L,L,46.5mm,46.5mm,93mm的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩23
图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处
MM的截面C处的、及的值列于下表。 MVH
载荷 水平面H 垂直面V
F支反力 F,484N,F,484NF,176N,F,176NNH1NH2NV1NV2
M弯矩 M,7840N,mm,M,7840N,mm,M,21540N,mm V1V2H
总弯矩 M,22900N,mmM,2290N,mm , 12
T,48400N,mm T扭矩
- 25 -
?.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。
,,0.6根据上表数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计
算应力
22M,(T),1,,34.7MPa, caW
[,],55MPa前已选定轴的材料为45钢,正火处理,由《机械设计》表15-1查得 ,1(三).
,,[,]因此,故安全。 ca,1滚动轴
- 26 -
承的校(三).滚动轴承的校核
'核 轴承的预计寿命 L,10,8,2,365,58400hH
?计算输入轴承
(1).已知,两轴承的径向反力 n,444rminF,F,484N,,R1R2
由选定的角接触球轴承7006AC,轴承内部的轴向力 F,0.63FSr
F,F,0.63F,304.9N S1S2R
(2).因为F,F,F,所以F,0 S1aS2a
F,F,304.9NF,F,304.9N 故, A1S1A2S2
e,0.68 (3). ,,查手册可得 FF,0.63FF,0.63A1R1A2R2
由于,故; FF,eX,1,Y,0A1R111
,故 FF,eX,1,Y,0A2R222
(4).计算当量载荷、 PP12
f,1.5 由《机械设计》表13-6,取,则 p
P,f(XF,YF),726N 1p1r1A
P,f(XF,YF),726N 2p2r2A
(5).轴承寿命计算
P,726N,,3f,1 由于,取,角接触球轴承,取, P,Pt12
查手册得7006AC型角接触球轴承的,则 C,14.5r
6 fC10,'tL,(),299474h,L HH60nP
故满足预期寿命。
?. 计算输出轴承
n,120rminF,F,924.75N (1).已知,两轴承的径向反力 ,,,R1R2
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由选定的角接触球轴承7006AC,轴承内部的轴向力 F,0.63FSr
F,F,0.63F,582,6NS1S2R
(2).因为,所以 F,F,FF,0S1aS2a
故, F,F,582.6NF,F,582.6NA1S1A2S2
e,0.68 (3). ,,查手册可得 FF,0.63FF,0.63A1R1A2R2
由于,故; FF,eX,1,Y,0A1R111
,故 FF,eX,1,Y,0A2R222
(4).计算当量载荷、 PP12
f,1.5 由《机械设计》表13-6,取,则 p
P,f(XF,YF),1387.13N 1p1r1A
P,f(XF,YF),1387.13N 2p2r2A
(5).轴承寿命计算
P,726N,,3f,1 由于,取,角接触球轴承,取, P,Pt12
查手册得7006AC型角接触球轴承的,则 C,14.5r
6fC10,'tL,(),356916h,L 8. 键HH60nP联接设 故满足预期寿命。
计 8. 键联接设计
?.带轮与输入轴间键的选择及校核
d,22mmL,35mm轴径,轮毂长度,查手册,选A型平键,其尺寸为
b,6mmh,6mmL,27mm,,(GB/T 1095-2003)
hk,l,L,b,21mmT,48.4N,mm现校核其强度:,, 2
3,,2T,10kld,69.84MPa p
[,],110MPa,,[,]查手册得,因为,故键符合强度要求。 ppp
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?.输出轴与齿轮间键的选择及校核
d,42mmL,47mm轴径,轮毂长度,查手册,选A型平键,其尺寸为
b,12mmh,8mmL,43mm,,(GB/T 1095-2003)
hk,l,L,b,31mmT,172N,mm现校核其强度:,, 2
3 ,,2T,10kld,66.05MPa p
[,],110MPa,,[,] 查手册得,因为,故键符合强度要求。 ppp
?.输出轴与联轴器间键的选择及校核
d,30mmL,58mm轴径,轮毂长度,查手册,选A型平键,其尺寸为
b,8mmh,7mmL,52mm,,(GB/T 1095-2003)
h k,l,L,b,44mmT,169N,mm现校核其强度:,, 2
3,,2T,10kld,73.16MPa 9.箱体 p
结构的 9.箱体结构的设计
设计 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,
H7 大端盖分机体采用配合. is6
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大于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 6.3,粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8mm,圆角半径为R=5。机体外型简单,拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
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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M8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 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.
F 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 符号 计算公式 结果
,,,0.025a,3,8箱座壁厚 8
箱盖壁厚 8 ,,,0.02a,3,811
箱盖凸缘厚度 12 bb,1.5,111
bb,1.5,箱座凸缘厚度 12
箱座底凸缘厚20 b b,2.5, 22
度
地脚螺钉直径 M18 d,0.036a,12d ff
n 地脚螺钉数目 查手册 4
轴承旁联接螺M14 d,0.75d d 1f1 栓直径
机盖与机座联M12 dd=(0.5~0.6) d f22
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接螺栓直径
轴承端盖螺钉M10 =(0.4~0.5) dd d f33
直径 M8
视孔盖螺钉直M8 =(0.3~0.4) dd df44 径
d 定位销直径 10 d=(0.7~0.8) d2
查《机械设计课程设24 ,,至ddd Cf211 计指导书》表4.2 20
外机壁距离 18
查机械课程设计指导22 ,至凸缘dd Cf22
书表4 16 边缘距离
外机壁至轴承48 =++(8~12) llCC1211
座端面距离
大齿轮顶圆与10 >1.2 ,,,11 内机壁距离
齿轮端面与内11 > ,,,22
机壁距离
m,0.85,m,8机座肋厚 mm 1
轴承端盖外径 118 +(5~5.5) dDD,D322
96
10. 润
滑密封10. 润滑密封设计
设计
对于单级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度
5 (1.5~2)10./min,mmr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。油的深度为H+h,H=30 h=34。所以H+h=30+34=64 111
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。
从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封,凸缘应有足够的宽度,连接表面
应精刨,密封的表面要经过刮研。而且,凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大,并均匀
布置,保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖,易于加工和安装。
11.联
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轴器设11.联轴器设计
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.
见轴的设计。
四 设计小结
这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实
际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验,对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过
两个星期的设计实践,使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基
础.
1(机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程,它融《机械原理》、《机械设计》、
《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、
《机械设计手册》等于一体,使我们能把所学的各科的知识融会贯通,更加熟悉机械类知识的实际
应用。
2(这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课
程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知
识等方面有重要的作用。
3(在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节
进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别
是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基
础。
4(本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.
5(设计中还存在不少错误和缺点,需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识,继续培养设计
习惯和思维从而提高设计实践操作能力。
五( 参考资料
《机械设计》 高等教育出版社 主编 濮良贵 纪名刚
《机械原理》 高等教育出版社 主编 孙桓 陈作模 葛文杰
《工程制图》 中国林业出版社 主编 霍光青 刘洁
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《材料力学》 高等教育出版社 主编 刘鸿文 《互换性与技术测量基础》 高等教育出版社 主编 胡凤兰 《金属工艺学》 高等教育出版社 主编 邓文英 《机械设计课程设计》 北京航空航天出版社 主编 任嘉卉 李建平 《机械设计课程设计指导书》高等教育出版社 主编 宋宝玉 《机械设计课程设计》 高等教育出版社 主编 席伟光 杨光 李波 《机械设计基础课程设计》 东北工学院出版社 主编 高泽远 王金 《机械设计手册》 机械工业出版社 主编 王文斌 《机械传动设计手册》 煤炭工业出版社 主编 江耕华 胡来瑢
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