單級斜齒圓柱齒輪減速器設計P=3436wn=130rm含3張CAD圖
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機械設計減速器設計說明書 系 別: 專 業(yè): 學生姓名: 學 號: 指導教師: 職 稱:目 錄第一部分 設計任務書.4第二部分 傳動裝置總體設計方案.5第三部分 電動機的選擇.5 3.1 電動機的選擇.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數.7第五部分 齒輪傳動的設計.8第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計.15 6.1 輸入軸的設計.15 6.2 輸出軸的設計.20第七部分 鍵聯接的選擇及校核計算.26 7.1 輸入軸鍵選擇與校核.26 7.2 輸出軸鍵選擇與校核.26第八部分 軸承的選擇及校核計算.27 8.1 輸入軸的軸承計算與校核.27 8.2 輸出軸的軸承計算與校核.27第九部分 聯軸器的選擇.28 9.1 輸入軸處聯軸器.28 9.2 輸出軸處聯軸器.29第十部分 減速器的潤滑和密封.29 10.1 減速器的潤滑.29 10.2 減速器的密封.30第十一部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸.31設計小結.33參考文獻.34第一部分 設計任務書一、初始數據 設計一級斜齒圓柱齒輪減速器,初始數據P = 3436w,n = 130r/m,設計年限(壽命):10年,每天工作班制(8小時/班):1班制,每年工作天數:300天,三相交流電源,電壓380/220V。二. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計6. 鍵聯接設計7. 軸承設計9. 聯軸器設計10. 潤滑密封設計11. 減速器附件及箱體主要結構尺寸第二部分 傳動裝置總體設計方案一. 傳動方案特點1.組成:傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點:齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案:根據任務書要求,確定傳動方案為電動機-斜齒圓柱齒輪減速器-工作機。二. 計算傳動裝置總效率ha=h13h2h32h4=0.9830.970.9920.96=0.859h1為軸承的效率,h2為齒輪傳動的效率,h3為聯軸器的效率,h4為工作機的效率。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇工作機的功率Pw:Pw = 3.436 KW電動機所需工作功率為:Pd=Pwa=3.4360.859=4Kw工作機的轉速為:n = 130 r/min 經查表按推薦的傳動比合理范圍,一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i=26,電動機轉速的可選范圍為nd = in = (26)130 = 260780r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比,選定型號為Y160M1-8的三相異步電動機,額定功率為4KW,滿載轉速nm=720r/min,同步轉速750r/min。電動機主要外形尺寸:中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HLHDABKDEFG160mm60038525421015mm4211012373.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比: 由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比為:ia=nmn=720130= 5.54(2)分配傳動裝置傳動比:ia=i則減速器傳動比為:i=ia=5.54第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(1)各軸轉速:輸入軸:nI=nm=720rmin輸出軸:nII=nIi=7205.54=129.96rmin工作機軸:nIII=nII=129.96rmin(2)各軸輸入功率:輸入軸:PI= Pm3=40.99=3.96Kw輸出軸:PII= PI12=3.960.980.97=3.76Kw工作機軸:PIII= PII13=3.760.980.99=3.65Kw則各軸的輸出功率:輸入軸:PI= PI1=3.960.98=3.88Kw輸出軸:PII= PII1=3.760.98=3.68Kw工作機軸:PIII= PIII1=3.650.98=3.58Kw(3)各軸輸入轉矩:電動機軸:Td=9550Pmnm=95504720=53.06Nm輸入軸:TI=9550PInI=95503.96720=52.52Nm輸出軸:TII=9550PIInII=95503.76129.96=276.3Nm工作機軸:TIII=9550PIIInIII=95503.65129.96=268.22Nm各軸輸出轉矩為:輸入軸:TI= TI1=52.520.98=51.47Nm輸出軸:TII= TII1=276.30.98=270.77Nm工作機軸:TIII= TIII1=268.220.98=262.86Nm第五部分 齒輪傳動的設計1.選精度等級、材料及齒數(1)材料選擇:由表選小齒輪材料為40Cr調質處理,硬度范圍取為280HBS,大齒輪材料為45鋼調質處理,硬度范圍取為240HBS。(2)一般工作機器,選用8級精度。(3)選小齒輪齒數Z1 = 26,大齒輪齒數Z2 = 265.54 = 144.04,取Z2= 145。(4)初選螺旋角b = 14。(5)壓力角a = 20。2.按齒面接觸疲勞強度設計(1)由式試算小齒輪分度圓直徑,即d132KT1du+1uZEZHZZH21)確定公式中的各參數值。試選載荷系數KHt = 1.3。計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55103P1n1=9.551033.96720=52.52Nm選取齒寬系數d = 1.4。由圖查取區(qū)域系數ZH = 2.44。查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa計算接觸疲勞強度用重合度系數Z 。端面壓力角:t=arctantanncos=arctantan20cos14=20.561at1=arccosZ1costZ1+2ha*cos =arccos26cos20.56126+21cos14=29.402at2=arccosZ2costZ2+2ha*cos =arccos145cos20.561145+21cos14=22.494端面重合度:=12Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant=1226tan29.402-tan20.561+145tan22.494-tan20.561=1.679軸向重合度:=dZ1tan=1.426tan14=2.889重合度系數:Z=4-31-+=4-1.67931-2.889+2.8891.679=0.509由式可得螺旋角系數Z=cos=cos14=0.985計算接觸疲勞許用應力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應力循環(huán)次數:N1=60n1jLh=6072011018300=1.04109N2=N1i12=1.041095.54=1.87108查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.881=528MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.921=506MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力,即H=H2=506MPa2)試算小齒輪分度圓直徑d132KT1du+1uZEZHZZH2=3210001.352.521.45.54+15.54189.82.440.5090.9855062=28.943mm(2)調整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vv=d1tn1601000=28.943720601000=1.09ms齒寬bb=dd1t=1.428.943=40.52mm2)計算實際載荷系數KH由表查得使用系數KA = 1。根據v = 1.09 m/s、8級精度,由圖查得動載系數KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=2100052.5228.943=3629.202NKAFt1b=13629.20240.52=89.57Nmm 100 Nmm查表得齒間載荷分配系數KHa = 1.4。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時,KHb = 1.342。則載荷系數為:K=KAKVKHKH=11.081.41.342=2.0293)可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑d1=d1t3KKt=28.94332.0291.3=33.573mm及相應的齒輪模數mn=d1cosZ1=33.573cos1426=1.253mm模數取為標準值mn = 2mm。3.幾何尺寸計算(1)計算中心距a=Z1+Z2mn2cos=26+14522cos14=176.229mm中心距圓整為a = 175 mm。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos26+14522175=12.28即:b = 121648(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=mnZ1cos=226cos12.28=53.216mmd2=mnZ2cos=2145cos12.28=296.784mm(4)計算齒輪寬度b=dd1=1.453.216=74.502mm取b2 = 79 mm、b1 = 84 mm。4.校核齒根彎曲疲勞強度(1)齒根彎曲疲勞強度條件F=2KT1YFaYSaYYcos2dmn3Z121)確定公式中各參數值計算當量齒數ZV1=Z1cos3=26cos12.283=27.868ZV2=Z2cos3=145cos12.283=155.415計算彎曲疲勞強度的重合度系數Ye基圓螺旋角:b=arctantancost=arctantan12.28cos20.561=11.52當量齒輪重合度:v=cos2b=1.679cos11.522=1.749軸向重合度:=dZ1tan=1.426tan12.28=2.522重合度系數:Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.749=0.679計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YbY=1-120=1-2.52212.28120=0.742由當量齒數,查圖得齒形系數和應力修正系數YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.16YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.84計算實際載荷系數KF由表查得齒間載荷分配系數KFa = 1.4根據KHb = 1.342,結合b/h = 17.56查圖得KFb = 1.312則載荷系數為KF=KAKVKFKF=11.081.41.312=1.984計算齒根彎曲疲勞許用應力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數S=1.4,得F1=KFN1Flim1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.883801.4=238.86MPa2)齒根彎曲疲勞強度校核F=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12=210001.98452.522.561.620.6790.742cos212.281.423262=54.913MPaF1F=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12=210001.98452.522.161.840.6790.742cos212.281.423262=52.625MPaF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。主要設計結論 齒數Z1 = 26、Z2 = 145,模數m = 2 mm,壓力角a = 20,螺旋角b = 12.28= 121648,中心距a = 175 mm,齒寬b1 = 84 mm、b2 = 79 mm。齒輪參數總結和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數m2mm2mm齒數z26145螺旋角左121648右121648齒寬b84mm79mm分度圓直徑d53.216mm296.784mm齒頂高系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高hamha2mm2mm齒根高hfm(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高hha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2ha57.216mm300.784mm齒根圓直徑dfd-2hf48.216mm291.784mm第六部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計6.1 輸入軸的設計1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P1 = 3.96 KW n1 = 720 r/min T1 = 52.52 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 53.216 mm 則:Ft=2T1d1=2100052.5253.216=1973.8NFr=Fttanncos=1973.8tan20cos12.28=735.2NFa=Fttan=1973.8tan12.28=429.4N3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據表,取A0 = 112,得:dmin=A03P1n1=112 33.96720=19.8mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca = KAT1,查表,考慮轉矩變化很小,故取KA = 1.3,則:Tca=KAT1=1.352.52=68.3Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件,同時考慮電機軸直徑42mm,查標準GB/T 4323-2002或手冊,選用LT5型聯軸器。半聯軸器的孔徑為35 mm故取d12 = 35 mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度為60 mm。4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足聯軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II=III段的直徑d23 = 40 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 45 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 60 mm,為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上,故I-II段的長度應比聯軸器轂孔長度L略短一些,現取l12 = 58 mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d23 = 40 mm,由軸承產品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30209,其尺寸為dDT = 458520.75 mm,故d34 = d78 = 45 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l34 = l78 = 20.75+15 = 35.75 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30209型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm,因此,取d45 = d67 = 52 mm。 3)由于齒輪的直徑較小,為了保證齒輪輪體的強度,應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 84 mm,d56 = d1 = 53.216 mm 4)根據軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與聯軸器右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。 5)取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s = 8 mm,則l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計算簡圖(見圖a): 根據30209軸承查手冊得a = 18.6 mm 聯軸器中點距左支點距離L1 = 60/2+50+18.6 = 98.6 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 84/2+35.75+9-18.6 = 68.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 84/2+9+35.75-18.6 = 68.2 mm2)計算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1=FtL3L2+L3=1973.868.268.2+68.2=986.9NFNH2=FtL2L2+L3=1973.868.268.2+68.2=986.9N垂直面支反力(見圖d):FNV1=FrL3+Fad12L2+L3=735.268.2+429.453.216268.2+68.2=451.4NFNV2=Fad12-FrL2L2+L3=429.453.2162-735.268.268.2+68.2=-283.8N3)計算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH=FNH1L2=986.968.2=67307Nmm截面C處的垂直彎矩:MV1=FNV1L2=451.468.2=30785NmmMV2=FNV2L3=-283.868.2=-19355Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面C處的合成彎矩:M1=MH2+MV12=673072+307852=74013NmmM2=MH2+MV22=673072+-193552=70035Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強度條件校核軸的強度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面(即危險截面C)的強度。必要時也對其他危險截面(轉矩較大且軸頸較小的截面)進行強度校核。根據公式(14-4),取a = 0.6,則有:ca=McaW=M12+T12W=740132+0.652.52100020.153.2163=5.3MPa-1=60MPa 故設計的軸有足夠的強度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:7.2 輸出軸的設計1.求輸出軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2 = 3.76 KW n2 = 129.96 r/min T2 = 276.3 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 296.784 mm 則:Ft=2T2d2=21000276.3296.784=1862NFr=Fttanncos=1862tan20cos12.28=693.6NFa=Fttan=1862tan12.28=405.1N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據表,取:A0 = 112,于是得dmin=A03P2n2=112 33.76129.96=34.4mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca = KAT2,查表,考慮轉矩變化很小,故取KA = 1.3,則:Tca=KAT2=1.3276.3=359.2Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件,查標準GB/T 4323-2002或手冊,選用LT7型聯軸器。半聯軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足半聯軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II-III段的直徑d23 = 45 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上,故I-II段的長度應比L略短一些,現取l12 = 82 mm。 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d23 = 45 mm,由軸承產品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30210,其尺寸為dDT = 50mm90mm21.75mm,故d34 = d67 = 50 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l67 = 21.75+15 = 36.75 mm 右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm,因此,取d56 = 57 mm。 3)取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 55 mm;齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 79 mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取l45 = 77 mm。 4)根據軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與半聯軸器右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。 5)取小齒輪端面距箱體內壁之距離 = 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離s,取s = 8 mm,已知滾動軸承的寬度T = 21.75 mm,則l34 = T+s+2.5+2 = 21.75+8+16+2.5+2 = 50.25 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1)作軸的計算簡圖(見圖a): 根據30210軸承查手冊得a = 20 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 79/2-2+50.25-20 = 67.8 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 79/2+11.5+36.75-20 = 67.8 mm2)計算軸的支反力:水平面支反力(見圖b):FNH1=FtL3L2+L3=186267.867.8+67.8=931NFNH2=FtL2L2+L3=186267.867.8+67.8=931N垂直面支反力(見圖d):FNV1=FrL3+Fad22L2+L3=693.667.8+405.1296.784267.8+67.8=790.1NFNV2=Fad22-FrL2L2+L3=405.1296.7842-693.667.867.8+67.8=96.5N3)計算軸的彎矩,并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:MH=FNH1L2=93167.8=63122Nmm截面C處的垂直彎矩:MV1=FNV1L2=790.167.8=53569NmmMV2=FNV2L3=96.567.8=6543Nmm分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面C處的合成彎矩:M1=MH2+MV12=631222+535692=82789NmmM2=MH2+MV22=631222+65432=63460Nmm作合成彎矩圖(圖f)。4)作轉矩圖(圖g)。5)按彎扭組合強度條件校核軸的強度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面(即危險截面C)的強度。必要時也對其他危險截面(轉矩較大且軸頸較小的截面)進行強度校核。根據公式(14-4),取a = 0.6,則有:ca=McaW=M2+T22W=827892+0.6276.3100020.1553=11.1MPa-1=60MPa 故設計的軸有足夠的強度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:第七部分 鍵聯接的選擇及校核計算7.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核聯軸器處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 10mm8mm50mm,接觸長度:l = 50-10 = 40 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T=0.25hldF=0.25840351201000=336NmTT1,故鍵滿足強度要求。7.2 輸出軸鍵選擇與校核1)輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 16mm10mm70mm,接觸長度:l = 70-16 = 54 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T=0.25hldF=0.251054551201000=891NmTT2,故鍵滿足強度要求。2)輸出軸與聯軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為:bhl = 12mm8mm70mm,接觸長度:l = 70-12 = 58 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T=0.25hldF=0.25858401201000=556.8NmTT2,故鍵滿足強度要求。第八部分 軸承的選擇及校核計算根據條件,軸承預計壽命:LhLh=1018300=24000h8.1 輸入軸的軸承計算與校核1)初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=1735.2+0429.4=735.2N2)求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P10360n1Lh106=735.21036072024000106=5904N3)選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:30209軸承,Cr = 67.8 KN,由課本式11-3有:Lh=10660n1CP103=1066072067.81000735.2103=8.2107hLh所以軸承預期壽命足夠。8.2 輸出軸的軸承計算與校核1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=1693.6+0405.1=693.6N2)求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=P10360n2Lh106=693.610360129.9624000106=3332N3)選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:30210軸承,Cr = 73.2 KN,由課本式11-3有:Lh=10660n2CP103=10660129.9673.21000693.6103=7.12108hLh所以軸承預期壽命足夠。第九部分 聯軸器的選擇9.1 輸入軸處聯軸器1.載荷計算公稱轉矩:T=T1=52.52Nm由表查得KA = 1.3,故得計算轉矩為:Tca=KAT1=1.352.52=68.3Nm2.型號選擇 選用LT5型聯軸器,聯軸器許用轉矩為T = 125 Nm,許用最大轉速為n = 4600 r/min,軸孔直徑為35 mm,軸孔長度為60 mm。Tca=68.3NmT=125Nmn1=720rminn=4600rmin聯軸器滿足要求,故合用。9.2 輸出軸處聯軸器1.載荷計算公稱轉矩:T=T2=276.3Nm由表查得KA = 1.3,故得計算轉矩為:Tca=KAT2=1.3276.3=359.2Nm2.型號選擇 選用LT7型聯軸器,聯軸器許用轉矩為T = 500 Nm,許用最大轉速為n = 3600 r/min,軸孔直徑為40 mm,軸孔長度為84 mm。Tca=359.2NmT=500Nmn2=129.96rminn=3600rmin聯軸器滿足要求,故合用。第十部分 減速器的潤滑和密封10.1 減速器的潤滑1)齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動,其潤滑方法根據齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/s,將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣,齒輪在傳動時,就把潤滑油帶到嚙合的齒面上,同時也將油甩到箱壁上,借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高,但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起,造成齒面磨損,大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm,取齒頂距箱體內底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h = 4.5 mm 10 mm,取浸油深度為10mm,則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據齒輪圓周速度查表選用中負荷工業(yè)齒輪油(GB 5903-2011),牌號為150潤滑油,粘度薦用值為118 cSt。2)軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外,也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式,可以根據低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v = 1.09 m/s 2 m/s,所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高,能承受較大的載荷,不易流失,容易密封,一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂,需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂,它適用于溫度寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑,選用牌號為ZL-1的潤滑脂。10.2 減速器的密封 為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作,在構成箱體的各零件間,如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間,需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面,常用密封膠、耐油橡膠墊圈等;對于旋轉零件如外伸軸的密封,則需根據其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小,故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v 3 m/s,輸出軸與軸承蓋間v 3 m/s,故均采用半粗羊毛氈密封圈。第十一部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸11.1 減速器附件的設計與選取1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側間隙,還可用來注入潤滑油,故檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置,其尺寸大小應便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成,它和箱體之間應加密封墊,還可在孔口處加過濾裝置,以過濾注入油中的雜質。視孔蓋示意圖及相關尺寸計算如下:查輔導書手冊得具體尺寸如下:L1 = 120 ; L2 = 105 ; b1 = 90 ; b2 = 75 ; d = 7 ; R = 5 ; h = 42.放油螺塞 放油孔應設在箱座底面最低處或設在箱底。箱外應有足夠的空間,以便于放容器,油孔下也可制出唇邊,以利于引油流到容器內。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋,在六角頭與放油孔的接觸面處,應加封油圈密封。放油螺塞及對應油封圈尺寸如下圖所示:3.油標(油尺) 油標用來指示油面高度,應設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設計采用桿式油標,桿式油標結構簡單,其上有刻線表示最高及最低油面。油標安置的位置不能太低,以防油溢出。其傾斜角度應便于油標座孔的加工及油標的裝拆。查輔導書手冊,具體結構和尺寸如下:4.通氣器 通氣器用于通氣,使箱體內外氣壓一致,以避免由于運轉時箱體內溫度升高,內壓增大,而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔,常設置在箱頂或檢查孔蓋上,用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網及通氣曲路,可減少灰塵進入。查輔導書手冊,本設計采用通氣器型號及尺寸如下:5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設計中所采用吊孔(或吊環(huán))和吊耳的示例和尺寸如下圖所示:吊孔尺寸計算:b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)16 = 16 mm吊耳尺寸計算:K = C1+C2 = 16+14 = 30 mmH = 0.8K = 0.830 = 24 mmh = 0.5H = 0.524 = 12 mmr = 0.25K = 0.2530 = 8 mmb = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)8 = 16 mm6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋,可在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時,可先擰動此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應為圓柱形,以免損壞螺紋。本設計起蓋螺釘尺寸如下:7.定位銷 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度,應在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷,并盡量放在不對稱位置,以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆,定位銷長度應大于連接凸緣總厚度。本設計定位銷尺寸如下:11.2 減速器箱體主要結構尺寸名稱符號公式與計算結果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025175+3=5.4取8mm箱蓋壁厚10.02a+3=0.02175+3=4.5取8mm箱蓋凸緣厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸緣厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸緣厚度b22.5=2.58=20取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=0.036175+12=18.3取M20地腳螺釘數目na250時,取n=4取4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.7520=15取M16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)20=10-12取M10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200取150軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)20=8-10取M8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)20=6-8取M6定位銷直徑d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1根據螺栓直徑查表取26、22、16df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2根據螺栓直徑查表取24、20、14軸承旁凸臺半徑R1=20取20凸臺高度h根據低速級軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準外箱壁至軸承座端面距離L1C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10)取47大齒輪頂圓與內箱壁距離11.2=1.28=9.6取12齒輪端面與內箱壁距離=8取16箱蓋、箱座肋厚m1、m0.85=0.858=6.8取7設計小結 這次關于減速器的課程設計是我們真正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗,對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過兩個星期的設計實踐,使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎。 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程,它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、互換性與技術測量、工程材料、機械設計(機械設計基礎)課程設計等于一體。 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反應和解決工程實際問題的能力,鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。設計中還存在不少錯誤和缺點,需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識,繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。參考文獻1 濮良貴、陳國定、吳立言.機械設計.9版.北京:高等教育出版社,2013.052 陳立德.機械設計課程設計指導書3 龔桂義.機械設計課程設計圖冊4 機械設計手冊委員會.機械設計手冊(新版).北京機械工業(yè)出版社,2004
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