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1、-.目录目录一、电动机的选择一、电动机的选择3 3二、传动比分配二、传动比分配4 4三、计算传动装置的运动和动力参数三、计算传动装置的运动和动力参数4 4四、传动零件的设计计算四、传动零件的设计计算4 4五、轴的设计计算五、轴的设计计算6 6六、蜗杆轴的设计计算六、蜗杆轴的设计计算1717七、键联接的选择及校核计算七、键联接的选择及校核计算1818八、减速器箱体构造尺寸确定八、减速器箱体构造尺寸确定1919九、润滑油选择:九、润滑油选择:2121十、滚动轴承的选择及计算十、滚动轴承的选择及计算2121十一、十一、 联轴器的选择联轴器的选择2222十二、设计小结十二、设计小结2222-.word
2、.zl.-.减速器种类:蜗杆链条减速器减速器在室工作,单向运转工作时有轻微震动,两班制。要求使用期限十年,大修期三年,速度误差允许 5%,小批量生产。设计计算及说明结果-.word.zl.-.一一 . .电动机的选择1、电动机类型选择按工作要求和工作条件,选用一般用途的卧式封闭型112M-4系列三相异步电动机。2、电动机容量1工作机所需功率PWPWFv2x102=2.4kw10002电动机的输出功率PdPdPwPW2.4kw传动装置的总效率1234567式中, 1、 2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由?机械设计课程设计?表 2-4 查得:单头蜗杆1 0.75;轴承2 0.98
3、7575三对 ;联轴器3 0.99;滚筒4 0.95链传动50.965那么1234567 0.6624故PdPw2.4/0.6624=3.6233kw3、电动机的转速1工作机滚筒主轴转速nw601000v45.84r /minD-.word.zl.-. 0.6624Pd3.6233kwnw=45.84r /min-.word.zl.-.型号Y112M-4额定功率4.0同步转速1500满载转速1440质量470ia=114.55有表中数据可知两个方案均可行,但方案1 的总传动比拟小,传动装置构造尺寸较小,并且节约能量。因此选择方案 1,选定电动机的型号为 Y112M-4,二传动比分配ia=nm=
4、 =114.55ni2 (0.03 0.06)i=35取i涡=30 所以i2=3.82三计算传动装置的运动和动力参数1各轴传速nD nm 960rmini涡=30i2=3.82n1nD960 960rminiD1n960n21 32rmini130n32n32 32rmini21n4 n 8.38r2 各轴输入功率minnD=960rminn1=960rmin-.word.zl.-.PD Pd 4kwP1 Pd33.96kwP2 P21 2.9106kw1P3 P223 2.824kwP工 P34w 2.63kw3各轴输入转矩 TNTn=9550p/niT1=95503.96/960=39.3
5、93 NmT2=95502.9106/32=868.63 NmT3=95502.824/32=842.79 NmT4=95502.63/8.38=2985.7995 Nm将以上算得的运动及动力参数列表如下:轴号功率 P/kw转矩T/(N m)电动机轴轴轴轴工作轴43.962.8242.91062.63239.4868.63842.7929854.7995转速n/r min196096032328.38n2=32rminn3=32rminn工=8.38r/minPD=4kwP1=3.96kwP22.9106kwP32.824kwP工2.63kwT1=39.393NmT2=868.63 NmT3=
6、842.79 NmT4=2985.7995 N m四、传动零件的设计计算-.word.zl.-. 蜗轮蜗杆蜗轮蜗杆1、选择蜗杆的传动类型根据 GB/T10085-1988 的推荐,采用渐开式蜗杆(ZI)2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用 45 钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为 4555HRC,蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造3、按齿面接触疲劳强度进展设计1).在蜗轮上的转矩,即T2,按 Z=1,估取效率 =0.75,那么T2=868630确定作用在蜗轮上的转矩,即 T2,按 Z=1,估取效率=0.75,那么 T2=8686
7、30确定载荷系数 K因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均系数 KB=1,由书上(机械设计)表 11-5,选取使用系数 KA=1.15;由于转速不高,冲不大,可取载荷 KV=1.05。那么K=KAKBKV=1.1511.051.21确定弹性影响系数 ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗轮相配,故 ZE=160mpa1/2蜗杆:45 钢确定接触系数 Zp蜗轮 :ZCuSn10P1先假设蜗杆分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值 d1/a=0.35,从图 11-8 得 Zp=2.9确定许用接触应力HT2=868630Nmm-.word.zl.-.根据蜗轮材料为铸锡磷青铜蜗轮,金属模铸造,蜗杆螺旋面齿面
8、硬度45HRC,据表 11-7 查得蜗轮的根本许用应力HKV=1.05 。 那 么K=KAKBKV=1.1511.051.21ZE=160mpa1/2H =268mpaN=11520000KHN=0.9825H= 262.8mpaa=160 ,i=30 =268mpa应 力 循 环 次 数N=60 1 32 (10 250 2 8 0.15)=11520000KHN=(107/11520000)1/8=0.9825寿命系数 H= KHNH =0.9825268mpa=262.8mpa计算中心距根据公式:aKT2(ZE ZP/H)21/3a1.21868630(1602.9/262.8)21/3
9、=148.53据实际数据验算,取中心距 a=160 ,i=30,故从表 11-2 中取模数m=8 mm,分度圆直径 d1=80mm,这时,d1/a=0.44、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆蜗杆轴向齿距 pa=25.133 mm,直径系数 q=10,齿顶圆直径 da1=96 mm ;齿根圆直径 df1=60.8,分度圆导程角 =5o4248;蜗杆轴向齿厚Sa=12.5664 mm 蜗轮Z2=31,变为系数 X2= -0.5验算传动比 i=31,传动比误差为(31-30)/30=3.3%,是允许的蜗轮分度圆直径:d2=m Z2=831=248 mm蜗轮喉圆直径:da2= d2+ 2ha2=2
10、48+28(1-0.5)=256 mm-.word.zl.-.蜗轮齿根圆直径:df2= d2- 2hf2=248-281.7=220.8 mm蜗轮咽喉母圆半径:rg2=a-1/2da2=160-(1/2)256=32 mm5、校核齿根弯曲疲劳强度f=(1.53KT/d1d2m)Yfa2YBf当量齿数 Zv2=Z2/cos3r=31/(cos5.71。)3=31.47根据 X2= -0.5,Zv2=31.47,查得齿形系数 Yfa2=3.34即,螺旋角系数 YB=1-r/140。=1-5.71。/140。=0.9592许用弯曲应力f= f KFNm=8mm,d1=80mm从表11-8中查得由 Z
11、CuSn10P1 制造蜗轮根本许用弯曲应力f =56mpa寿命系数 KFN=(106/11520000)1/9=0.762f=560.762=42.672 mpaf=(1.531.21868630/802488) 3.360.9592=32.6534 mpaf f,符合要求6、验算效率=(0.950.96) tan/tan(+)=5.71。;v=arctan fv;fv与相对滑速度 Vs有关Vs=d1n1/601000 cos=80960/601000 cos5.71。=4.784 m/s从表 11-8 中用插值法查得 fv=0.022432,v=1.285,代入式中得=0.770.75,大于
12、原估计值,因式不用重算。7、精度等级公差和外表粗糙度确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从d2=248 mmda2=256 mmdf2=220.8 mmrg2=32 mmZv2=31.47Yfa2=3.34YB=0.9592f =56 mpa-.word.zl.-.GB/T100891988 圆柱蜗杆,蜗轮精度中选择8 级精度,侧隙种类为 f, 标注为 8f GB/T10089-1988, 然后由有关手册查得要求公差工程以及外表粗糙度。 齿轮齿轮1、选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动KFN=0.762f=42.672 mpaf=32.6534 mpa符
13、合要求运输机为一般工作器,速度不高,应选用7 级精度(GB10095-88)材料选择,由表10-1 选择小齿轮材料40Cr(调质),硬度为=5.71。;280HBS,大齿轮材料为 45 钢,硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS初选齿数:小齿轮 Z1=29,大齿轮 Z2=3.7729=109.33=1102、按齿面接触强度设计d1t2.32(KT/d)(1/) (ZE/H)21/3确定公式的各计算数值 试选载荷系数 Kt=1.3 计算小齿轮转矩,由先前算得 T3=842790Nmm 由表 10-7 选齿宽系数d=1 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 189.8 mpa1/2
14、由图 10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 mpa; 大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2=550 mpa 计 算 应 力 循 环 次 数N1=60 32 (10 250 16 Vs=4.784 m/s-.word.zl.-.0.15)=11520000;N2=11520000/3.77=3.056106 由图 10-19 取接触疲劳强度寿命系数 KHN1=1.29 ; KHN1=1.06 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,平安系数 S=1,H1= KHN1lim1/S=1.29600 mpa=774 mpaH2= KHN2lim2/S=1.06550 mpa=58
15、3 mpa计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t,H中较小的值H2,d1t2.32小齿轮 Cr(调质)硬度 : 280HBS大齿轮 : 45 钢硬度 : 240HBS小齿轮 Z1=29,齿轮 Z2=110(KT/d) (1/) (ZE/H)21/3=2.32(1.3842790/1) (3.77T3=842790Nmm1/3.77) (189.8/583)21/3=122.42 mm 计算圆周速度 V。 ,V=d1tn1/601000=0.21m/s 计算齿宽 b=dd1t=1122.42=122.42mmd=1Hlim1=600 mpa 计算齿宽与齿高之比 b/hHlim2=550 mpa模数
16、mt= d1t/Z1=1.2122.42/29=5.064, mt=6, h=2.256=13.5,N1=11520000b/h=122.42/13.54=9.068 计算载荷系数,根据 V=0.21 m/s,7 级精度,Kv=1.02,直齿轮KH=KF=1,由表 10-2 查得使用系数 KA=1.25,由表 10-4 用插值法得 7 级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,KH=1.437。由 b/h=9.068,KH=1.437,K=KA KvKHKH=1.251.0211.437=1.832N2=3.056106KHN1=1.29 ;KHN1=1.06H1=774 mpa 按实际的载荷系数校
17、正所算得的分度圆直径 d1= d1t(K/ Kt)1/3=H2=583 mpa-.word.zl.-.122.42(1.832/ 1.3)1/3=137.25mm 计算模数 m,m=1.2 d1/Z1=1.237.25/29=5.679,取 m=63、按齿根弯曲强度设计由 m(2KT1/dZ12)(YFaYSa/F)1/3确定公式的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500 mpa,大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=380 mpa。 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.98,KFN2=1.07 计算弯曲疲劳许用应力, 取弯曲疲劳平安系数 S=1.4,
18、由式F1=KFN1FE1/S=0.98500/1.4=350 mpa,F2= KFN2FE2S=1.07380/1.4=290.43 mpa 计算载荷系数 K,K=KA KvKFKF=1.251.0211.352=1.724 查取齿形系数,由表 10-5 查得 YFa1=2.53 ;YFa2=2.172 ; 查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1=1.62 ;YSa2=1.798d1t122.42 mmV=0.21m/sb=122.42mmmt=6b/h=9.068Kv=1.02, KA=1.25KH=1.437K=1.832 计算大小齿数 YFa1YSa1/F1=2.531.62/3
19、50=0.01171,YFa2d1=137.25mmYSa2/F2=2.1721.798/290.43=0.01345,大齿轮的数值大设计计算m1.2(21.724842790/1292)0.013451/3=4.31,m 取 5,m=6小齿轮数Z1=d1/m=137.25/528,大齿轮齿数Z2=3.77FE1=500 mpa28=105.56;不能有公约数,要求互质,取 1074、几何尺寸计算FE2=380 mpa-.word.zl.-.计算分度圆直径d1=Z1m=285=140 mmd2=Z2m=1075=535 mm计算中心距a=(d1+d2)/2=337.5 mm计算齿轮宽度b=d
20、d1=1140=140 mm取 B2=140 mm,B1=145 mmKFN1=0.98,FN2=1.07F1=350 mpaF2=290.43 mpaK=1.724大齿轮的数值大m=5Z2=107d1=140 mmd2=535 mma=337.5 mmb=140 mmB2=140mm,B1=145 mm-.word.zl.-.五、轴的设计计算五、轴的设计计算1 1 轴径初算和联轴器选择轴径初算和联轴器选择根据公式 dC(P2/n2)1/3=112(2.911/32) 1/3=50.37这根是低速轴,所以选择 HL 型弹性柱销联轴器。根据公称转d50.37HL5 型弹性柱销联矩 x1.7 的工
21、况系数接近 2000,应选择 HL5。考虑到平安因素,即轴器选择轴孔直径为 63 mm,轴长取 140。根据密封圈确定第二段轴径,根据第一段轴径 63 mm,故取第二段轴径为 65 mm。第一段轴径 63 mm第二段轴径为65mm。第三段轴上安装圆锥滚子轴承,由轴承标准件取得径为70第三段轴径 70 mmmm。第四段要求直径扩大 610,又需要安装键槽,故再需乘上系数1.05,取直径为 80 mm,满足条件。第四段 :80 mm轴肩 :90 mm因为轴肩需比前一段轴径610, 又需大于 79, 故取为 90 mm 。 最后一段:70 mm理由同,取得 70 mm。 确定各段轴长确定各段轴长由上
22、述“得第一段轴长为 140 mm因为实际安装时轴承需推进 3 mm 润滑间隙,所以轴肩宽度取为 8 mm。 即上述的“这段轴肩宽度根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为 116, 以及蜗轮端面距离壁第一段轴:140mm轴肩宽 8 mm第三段 : 47.5 mm-.word.zl.-.距离为116-72/2=22。以及蜗轮轮毂长度为 96。让整体布局成为对称分布。但需要注意的是:我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。第四段轴长: 39mm因第三段上圆锥滚子轴承 T 为 26.25 mm,故轴长取为 47.5 mm,满足要求。上述“这段轴长也需安装轴承,要求大于 26.25(第三段轴上安装的圆锥滚子轴承宽
23、度),故取为 39 mm。最后确定第二段的轴长,因上面需安装端盖,故等确定了减速器箱体构造尺寸前方可推算而得,暂且搁置。先行计算箱体构造。确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为245,参考书上表 15-2,各轴肩处的圆角半径和倒角。 轴的校核计算轴的校核计算1、根据已求得的的功率 P2转速 n2和转矩 T2P2=2.9106kw ,T2=868630NmmFt=7005NFr=2562.35NKA=1.7Tca=1476671N mmP2 2.9106kw,T2868630Nmm2、求作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为d2248mm圆周力:Ft2T2868630 27005Nd2248径向力:Fr
24、 Ft tan/cos 7005tan20/cos571 2562.35NFa= Fttan = 7005tan54248= 700.8N-.word.zl.-.2、求轴上的载荷水平:FNH1 FNH2 7005NFNH169.168.6FNH2有FNH13489.8NFNH23515.2N垂直:FNV1FNV2 2562.35NFNv169.168.6FNv2有:FNV11276.48NFNV21285.87N水平弯矩:MH241145.18Nmm垂直弯矩:MV188204.768NmmFNH1 3489.8NFNH2 3515.2NFNV11276.48NFNV21285.87NMH 24
25、1145.18NmmMV1 88204.768NmmMV21305.5Nmm总弯矩:2M1M2 M 256770.47191NmmH2V122M2M2 M 241148.7138 NmmH2V22MV21305.5NmmM1256770.5Nmm根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图M2241148 .7N.mm-.word.zl.-.从轴的构造图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面 .现将计算出危险截面处的力矩值列于下表-.word.zl.-.载荷支反力F水平面 H垂直面 VFNH1 3489.8NFNV11276.48NFNV21285.87NFNH2 3515.2NMV1 88204.768Nmm
26、MV21305.5Nmm.18Nmm弯矩 MMH 241145总弯矩扭矩 T6) 按弯扭合成应力校核轴的强度T2=868630NmmM1M2 M2 256770.47191NmmH2V122M2M2 M 241148.7138 NmmH2V22进展校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的强根据式 15-5 及上表中的数值,并取=0.59,轴的计算应力=M2+(T)21/2/W=10.191 mpa=0.59前面以选定轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查=10.191 mpa得160MPa.-1,故平安.7) 准确校核轴的疲劳强度(1) 危险截面的左侧抗弯截面系数W1=0.1d3
27、=0.1703=34300 mm3抗扭截面系数W2=0.2d3=0.2703=68600 mm31 60MPa-1故平安.-.word.zl.-.截面左侧的弯矩 M 为M=25670.4791(69.1-47.5)/69.1=80264 Nmm截面上的扭矩 T2为T2=868630Nmm截面上的弯曲应力bM2.34MPaWW1=34300 mm3W2=68600 mm3M=80264 NmmT2=868630Nmm截面上的扭转切应力 =T2/W2=12.66轴的材料为 45 钢,调质处理.由表 15-1 查得bM 2.34MPaW=T2/W2=12.66B 640MPa,1 275MPa,11
28、55MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数,按表3-2 查取.因r/d=0.0285 , D/d=1.142 , 经 插 值 后 可 查 得 2.2112,1.52又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为=2.2112=1.52q 0.82,q 0.85q 0.82,q 0.85故有效应力集中系数按式(附 3-4)为k=1+q(-1)=1.993k=1+q(-1)=1.67由附图 3-2 得尺寸系数=0.66由附图 3-3 得扭转尺寸系数=0.8k=1.993k=1.67-.word.zl.-.轴 按 磨 削 加 工 , 由 附 图 3-4 得 外 表 质 量 系 数 为 0.92=0
29、.66轴未经外表强化处理,即q1,那么按式 3-12 及式 3-12a=0.8得综合系数值为K= k/+1/-1=3.1067K= k/+1/-1=2.174又由 3-1 节和 3-2 节得碳钢的特性系数 0.92q1K=3.1067K=2.174 0.1 0.2,取 0.1 0.05 0.1,取 0.05于是,计算平安系数S=-1/( K+m)=37.9S=-1/( K+m)=14.07Sca= SS/( S2+S2)1/2=13.191.5故可知其平安.S=37.9(3) 截面右侧S=14.07抗弯截面系数W1=0.1d3=0.1803=51200 mm3Sca=13.191.5抗扭截面系
30、数W2=0.2d3=0.2803=102400 mm3故平安.截面右侧的弯矩 M 为M=256770.479(69.1-47.5)/69.1=80264 NmmW1=51200 mm3截面上的扭矩 T2为T2=868630NmmW2=102400 mm3截面上的弯曲应力=M/W=1.5676截面上的扭转切应力 =T2/W2=8.483-.word.zl.-.过盈配合处的k/值,由附表 3-8 用插入法求出,并取M=80264 Nmmk/ 0.8k/k 3 .1,于是得T2=868630Nmm=M/W=1.5676=T2/W2=8.483k 0.83.1 2.48轴 按 磨 削 加 工 , 由
31、附 图 3-4 得 外 表 质 量 系 数 为 0.92轴未经外表强化处理,即q1,那么按式 3-12 及式 3-12a得综合系数值为KKk11 3.18kk 3 .12 .481 2.56k1 0.92于是,计算平安系数275 55.7663.181.5676155S13.6878.4838.4832.620.0522SSca= SS/( S2+S2)1/2=13.2841.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的至此,轴的校核计算完毕,设计符合要求,绘制输出轴的工S=58.13作图。S=14.45六、蜗杆轴的设计计算六、蜗杆轴的设计计算根据公式 dC(P1/n1)1/3=112(3.96/960
32、) 1/3=17.96mmSca=14.021.5T2=39.4NM-.word.zl.-.这根是高速轴, 所以选择 TL 型弹性套柱销联轴器。 因为蜗杆分截面右侧的强度度圆直径为 80, 齿根圆为 60.8, 按每个台阶差高度为 3-5mm 估算, 也是足够的.第一段轴径初选 40mm。考虑到平安因素,即选择轴孔直径为 62mm,轴长为 112 mm,实际情况轴长要略短一些,所以实际取110mm。根据密封圈确定第二段轴径,根据第一段轴径 40 mm,故取第二段轴径为 50 mm。第三段轴上安装圆锥滚子轴承,根据设计手册,蜗杆轴一般用03 系列的,所以由轴承标准件取得径为 60 mm。第四段是
33、轴肩,要求直径放大 610,取直径为 70 mm,满足条件。d17.96mmT2=39.4NMTL 型弹性套柱销联轴器第一段轴径 40mm第五段和第七段的尺寸,根据蜗杆齿根圆确定。齿根圆为60.8mm,两旁轴径那么比其缩小少许,故取整 60mm。第二段轴径为50第六段为蜗杆齿,蜗杆齿顶圆96mm,分度圆 80mm,齿根圆mm。60.8mm。第八段同5 ,取 70mm。第九段为轴承同,取 60mm。 确定蜗杆轴各段轴长确定蜗杆轴各段轴长由上述“得第一段轴长为 110 mm第六段蜗杆齿长度为公式a)变位系数 x2= -0.5第三段轴 60 mm。轴肩取直径为70mm第五段和第七段取整 60mm-.
34、word.zl.-.b)取11+0.06z2m 与(10.5+z1 )m 较大值,得 103mm。c)箱体主视图壁距离为 256+22=278mm,轴承座外端面距离外箱壁 6 毫米,因为是伸入式轴承座,又必须保证部斜面与蜗轮距离大约在一个箱壁厚度左右, 故取外端面距离伸最深处 55mm,预留 3 毫米的油润滑间隙,那么涡轮齿两第八段 70mm。第九段为轴承取60mm。侧到各段轴承各有 54mm 空间。 两轴肩各取 10mm常用值,各加溅油盘 10mm,尺寸正好吻合。所以,蜗轮杆两侧距离两轴肩 34mm,两轴肩外侧各加 33.5mm 宽的轴承和10mm 溅油盘,圆整后得44mm。 第二段为伸出端
35、盖,圆整后为 40mm。轴端倒角皆为245,参考书上表 15-2,各轴肩处的圆角半径和倒角。总轴长 429mm。七、键联接的选择及校核计算七、键联接的选择及校核计算低速轴上的键联接:低速轴上的键联接:1) 联接轴与联轴器的键(1) 键的类型和尺寸单圆头普通平键(A 型)键的根本尺寸为b.hL=1811125配合轴的直径为d=63 mm(2) 校核键联接的强度-.word.zl.-.键,轴和轮彀的材料都是钢,由表 6-2 查得许用挤压应力为单圆头普通平键(A型)d=63 mmP100 120MPa取其平均值P110MPa键的工作长度l=L-b/2=125-9=116 mm键与轮彀的接触长度k=0
36、.5h=0.510=5 mm由式 6-1 得p=2T2103/kld=2868630/511663=47.54 Mpap可见键的强度合格.2) 联接轴与齿轮的键(1) 键的类型和尺寸圆头普通平键(A 型)键的根本尺寸为. b.hL=221480配合轴的直径为d=80 mm(2) 校核键联接的强度P110MPal=116 mmk=5 mmp=47.54 Mpa键,轴和轮彀的材料都是钢,由表 6-2 查得许用挤压应pp力为强度合格圆头普通平键(A型)d=80 mmP100 120MPa取其平均值P110MPa键的工作长度l=L-b/2=80-11=69 mm键与轮彀的接触长度k=0.5h=0.51
37、4=7 mm由式 6-1 得-.word.zl.-.p=2T2103/kld=2868630/76980=44.96Mpap可见键的强度合格八、减速器箱体构造尺寸确定八、减速器箱体构造尺寸确定根据机械课程设计书 P22 表 4-1 箱座壁厚根据公式 0.04a+38, a=160 mm(前面蜗杆中心距) , 故圆整取为 11 mm。 箱盖壁厚1根据蜗杆在下:=0.858,取为 10mm。 箱座凸缘厚度 b根据 1.5,即为 16.5 mm。 箱盖凸缘厚度 b1根据 1.51,圆整取为 15 mm。 箱座底凸缘厚度 b21根据 2.51,即为 27.5 mm。 地脚螺栓直径 df根据 df=0.
38、036a+12,圆整取为 18 mm。但此为第二系列,故我们选用 20mm 地脚螺栓数目 n=4 轴承旁连接螺栓直径 d1根据 d1=0.75 df=0.7518=13.5,圆整取为 14 mm。派生 16mmP110MPal=69 mmk=7 mmp=44.96 Mpapp强度合格=11 mm1=10 mmb=16.5 mmb1 =15mm-.word.zl.-. 箱盖与箱座连接螺栓直径 d2根据 d2=(0.50.6) df,取为 9 mm。派生 10mm 轴承端盖螺钉直径 d3根据 d3=(0.40.5) df,取为 8 mm。 视孔盖螺钉直径 d4根据 d4=(0.30.4) df,取
39、为 8 mm。 定位销直径 d根据 d=(0.30.4) d2,取为 8 mm。 轴承旁凸台半径 R1由 R1 =c2,得出 R1 =22 mm。 外箱壁至轴承座端面距离 l1l1= c1+ c2+58,即取为 47 mm。 大齿轮顶圆与机壁距离1,取为 11 mm。 齿轮端面与机壁距离2,取为 11 mm。 箱盖、箱座肋厚 m1、mb21=27.5 mmdf=20 mmn=4d1=16 mmd2=10 mmd3=8 mmd4=8 mmd=8 mmR1 =22 mmm10.851、m10.851,故 m1取为 8.5 mm,m2取为 9.35 mm。其他:轴承端盖外径 D2凸缘式端盖:D2=D
40、+55.5d3,故取为 160 mm;l1=47 mm嵌入式端盖:D2=1.25D+10,D 为轴承外径,取为 120 mm。1=11 mm轴承旁联接螺栓距离 s,sD2=160 mm。2=11 mm-.word.zl.-.九、润滑油选择九、润滑油选择:蜗杆减速器按照滑动速度选择。应选用蜗轮蜗杆油 680 号M12=8.5 mmm2=9.35D2=160 mmD2=120 mmsD2=160 mm十、滚动轴承的选择及计算十、滚动轴承的选择及计算低速轴滚动轴承:低速轴滚动轴承:1、 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr21、 根据已求得的的功率P2转速 n2和转矩 T2P2=2.9106 kw,T
41、2=868630Nmm2、求作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为d2= 248 mm圆周力:Ft=2T2/d2=7005.1N径向力:Fr= Ft tan/cos=2562.35N轴向力 :Fa= Ft tan=700.8N(2) 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于 30214 型轴承,由手册查得 Cr=132kN,e=0.42,Y=1.4P2=2.9106kw ,T2=868630Nmm按表 13-7,轴承派生轴向力FdeFr,其中,e 为表 13-5 中的判断系数,其值由FaF=7005.1N的大小来决定,但现轴承轴向力FatC0-.word.zl.-.未知,取 e=0.42.Fr1=3
42、715.6NFr2=3743NFd1=Fr1/2Y=3715.6/(21.4)=1327NFd2=Fr2/2Y=3743/(21.4)=1336.79NFr=2562.35NFa=700.8NCr=132kN, e=0.42,Y=1.4e=0.42Fr1=3715.6NFr2=3743NFd1=1327N,Fd1 Fd2 Fa,轴承 2 放松,轴承 1 压紧Fa1 Fd2 Fae 2037.59NFa2 Fd21336.79NFa1/Fr1=2037.9/3715.6=0.548eX2=1Y2=0因为中等冲击,所以 fp=1.5P11.5(0.4371562037.591.45) 39948.
43、699NP2 1.5(13743) 5614.5NP1P2Fd2=1336.79NLh10C101320003()() 27985.7h60nP603239948.699166Fa1=2037.59NFa2=1336.79N转换成年数,可用 5 年,故 5 年检修便更换一套轴承十一、联轴器的选择十一、联轴器的选择由轴的设计计算可知蜗杆轴选用 TL4 型弹性套柱销联轴器, 低速轴依然选用 HL5 型弹性柱销联轴器 选择过程详见轴的设计计算 。fp=1.5-.word.zl.-.P1=39948.69NP2=5614.5N十二、设计小结十二、设计小结本次课程设计的尾声终于临近。堪称比考试还要困难的
44、十几天,体力透支是毋庸置疑的。每天就在数学的计算,力学的校核,以.7h及空间的统筹中转悠。不止一次在雨天撑伞进楼,忘了收起雨伞,Lh27985并且在考虑设计的问题。最长记录是走楼梯到二楼才发现伞没有收。本次负责的蜗杆减速器,从对它不知所云到最后把整个构造都刻进脑海,我花的心思与精力只有自己才能体会的到。计算数据阶段:这个是十分枯燥的,大家在一起用相近的数据演算,结果随着每个人的想法不同,一些有围的取值,大家的各抒己见导致了最后结果的分道扬镳。我从这里看见一个设计师对一件成品的价值表达。不同的设计师可以设计出不同特点一样功能的成品。这种关系巧妙映射成导演、剧本和最后电影的关系。在数据阶段,最怕的
45、就是小疏忽。 做考试卷,算错了也只不过是扣扣分而已。但在设计领域,算错意味着就是利益的损失,以及负面结果的共同作用。绝不反工,是我们的目标。箱体设计有了数据再设计箱体。由于我们组是蜗杆传动,所以整个箱体外型很小,几乎只有别组大小的 70%。但就是如此小的减速器让我废寝忘食得近乎两个礼拜。天天熬夜,咖啡成了必需品,-.word.zl.-.几乎每天可以欣赏到天华学院的日出。我们使用的是电脑中的绘图软件 CAD 与 CAXA。对软件的熟练运用,也对我们设计减速箱的效率有着很大的帮助。参考资料目录参考资料目录1?机械设计?第七版 ,濮良贵、纪名刚主编,高等教育,2003 年 5 月2 机械原理?第六版 ,恒、作模主编,高等教育,2001 年 6 月3.?机械设计课程设计?第四版 ,陆玉主编,立艳副主编,机械工业, 2006年 12 月-.word.zl.