一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书分解
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机械设计基础课程设计说明书
题目:一级直齿圆柱齿轮减速器
系别:XXX系
专业:
学生姓名:
学号:
指导教师:
职称:
二零一二年五月一日
目录
第一部分课程设计任务书-------------------------------3 第二部分传动装置整体设计方案-------------------------3
第三部分电动机的选择--------------------------------4
第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7 第五部分齿轮的设计----------------------------------8
第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17 第七部分键连结的选择及校核计算-----------------------20 第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22 第九部分润滑与密封----------------------------------24 设计小结--------------------------------------------25
参照文件--------------------------------------------25
第一部分课程设计任务书
一、设计课题:
设计一用于带式运输机上的一级直齿圆柱齿轮减速器. 运输机连续单向运行 , 载荷变化不大 , 空载起动 , 卷筒效率为 0.96( 包含其支承轴承效率的损失), 减速
器小批量生产 , 使用限期 5 年 (250 天/ 年),2 班制工作 , 运输允许速度偏差为5%, 车间有三相沟通 , 电压 380/220V。
二.设计要求:
1.减速器装置图一张 (A1 或 A0)。
2.CAD绘制轴、齿轮部件图各一张(A3 或 A2)。
3.设计说明书一份。
三.设计步骤:
1.传动装置整体设计方案
2.电动机的选择
3.确立传动装置的总传动比和分派传动比
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.转动轴承和传动轴的设计
8.键联接设计
9.箱体构造设计
10.润滑密封设计
11.联轴器设计
第二部分传动装置整体设计方案
1.构成:传动装置由电机、减速器、工作机构成。
2.特色:齿轮相对于轴承不对称散布,故沿轴向载荷散布不平均,要求轴有较大的刚度。
3.确立传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将 V 带设置在高速级。
其传动方案以下:
图一 :传动装置整体设计图
初步确立传动系统整体方案如: 传动装置整体设计图所示。
选择 V 带传动和一级圆柱直齿轮减速器。
计算传动装置的总效率a:
a=0.96×0.98
2×0.97× 0.99×0.96=0.85
1 为V带的效率,
2 为轴承的效率,
3 为齿轮啮合传动的效率,
4 为联轴器的效率 ,
5 为滚筒的效率(包含滚筒和对应轴承的效率)。
第三部分电动机的选择
1 电动机的选择
皮带速度 v:
v=1.35m/s
工作机的功率 p w:
F×V 1560×1.35
p w= 1000
= 1000 = 2.11 KW
电动机所需工作功率为 :
p w 2.11
p d= ηa = 0.85 = 2.48 KW
履行机构的曲柄转速为 :
n = 60×1000V
=
60×1000×1.35
π×D π×250 = 103.2 r/min
经查表按介绍的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=2~4,一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6,则总传动比合理范围为i a=6~24,电动机转速的可选范围为 n d = i a×n = (6×24)×103.2 = 619.2~2476.8r/min。
综合考虑电动机和传动装
置的尺寸、重量、价钱和带传动、减速器的传动比,选定型号为Y100L2-4 的三
2确立传动装置的总传动比和分派传动比
( 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 m/n=1430/103.2=13.9
( 2)分派传动装置传动比 :
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=3.5,则减速器传动比为 :
i=i a/i 0=13.9/3.5=4
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
( 1)各轴转速 :
n I = n m/i 0 = 1430/3.5 = 408.6 r/min
n II = n I/i = 408.6/4 = 102.2 r/min
n III = n II = 102.2 r/min
( 2) 各轴输入功
:
率
P I = P d×= 2.48×0.96 = 2.38 KW
= P I×= 2.38×0.98×0.97 = 2.26 KW
P I
I
II
P
I
= P II×=
2.26×
0.98×0
.99 =
2.19
KW
则各轴的输出功率:
P I ' = P I ×0.98 = 2.33 KW
P II ' = P II ×0.98 = 2.21 KW
P III ' = P III × 0.98 = 2.15 KW
(3) 各轴输入转矩 :
T I = T d × i 0×
电动机轴的输出转矩 :
p
d 2.48
T d = 9550×
= 9550×1430 = 16.6 Nm
n m
因此:
I
= T d × i 0×
× ×
T
= 16.6 3.5 0.96 = 55.8 Nm T II
= T I × i × × × ×
= 55.8 4 0.98 0.97 = 212.2 Nm
T III = T II ×
= 212.2× 0.98×0.99 = 205.9 Nm
输出转矩为:
T I ' = T I ×0.98 = 54.7 Nm
T II ' = T II × 0.98 = 208 Nm
T III ' = T III × 0.98 = 201.8 Nm
第五部分 V 带的设计
1 选择一般 V 带型号
计算功率 P c :
P c = K A P d = 1.1× 2.48 = 2.73 KW
依据手册查得悉其交点在 A 型交界限范围内,应采纳 A 型 V 带。
2确立带轮的基准直径,并验算带速取
小带轮直径为 d1 = 100 mm, 则:
d2 = n1×d1×(1- )/n2 = i 0×d1×(1- )
= 3.5× 100×(1-0.02) = 343 mm
由手册选用 d2 = 335 mm。
带速验算:
V= n m×d1×π/(60×1000)
=1430×100×π /(60×1000) = 7.48 m/s
介于 5~25m/s 范围内,故适合。
3确立带长和中心距 a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(100+335)≤a0≤2×(100+335)
304.5≤a0≤870
初定中心距 a0 = 587.25 mm,则带长为 :
L 0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×587.25+π×(100+335)/2+(335-100)2/(4×587.25)=1881 mm 由表 9-3 采纳 L d = 1800 mm,确立实质中心距为:
a = a0+(L d-L 0)/2 = 587.25+(1800-1881)/2 = 546.75 mm
4 验算小带轮上的包角:
= 1800-(d2-d1 )×57.30/a
=1800-(335-100)×57.30/546.75
=155.40>1200
5确立带的根数:
Z = P c/((P0+ P0)× K L× K
故要取 Z=2根A型V带。
6计算轴上的压力:
由初拉力公式有:
F0 = 500× P c×(2.5/K -1)/(Z × V)+q× V 2
= 500×2.73× (2.5/0.93-1)/(2× 7.48)+0.10×7.482 = 159.6 N 作用在轴上的压力:
F Q = 2× Z×F0×sin( 1/2)
= 2×2×159.6× sin(155.4/2) = 623.7 N
第六部分齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1齿轮资料、热办理及精度:
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,应采纳一级圆柱直齿轮减速器,小齿轮选硬齿面,大齿轮选软齿面。
资料:小齿轮采纳45 号钢调质,齿面硬度为小齿轮:250HBS。
大齿轮采纳45 号钢正火,齿面硬度为大齿轮:200HBS。
取小齿齿数: Z1 = 21,则:
2
= i 12×Z 1
× 取: 2
= 84
Z
=4 21=84 Z 2 初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:
3 2K T
u ± 1 Z Z
2 d 1t ≥
t 1 H E × u ×
ψd ε
α
[σH ]
确立各参数的值 :
1) 试选 K t = 1.2
2)
T 1 = 55.8 Nm
3) 选用齿宽系数 d = 1
4)
由表 8-5 查得资料的弹性影响系数 Z E = 189.8 MPa
5)
由图 8-15 查得节点地区系数 Z H = 2.5
6)
查得小齿轮的接触疲惫强度极限 : Hlim1 = 610 MPa ,大齿轮的接触疲惫强
度极限 :
Hlim2 = 560 MPa 。
7)
计算应力循环次数:
8
小齿轮应力循环次数: N 1 = 60nkt h = 60× 408.6×1×5×250×2×8 = 4.9×10
8
8
大齿轮应力循环次数: N 2 = 60nkt h = N 1/u = 4.9× 10 /4 = 1.23×10
8)
由图 8-19 查得接触疲惫寿命系数 : K HN1 = 0.9,K HN2 = 0.92
9) 计算接触疲惫许用应力 , 取无效概率为 1%,安全系数 S=1,得:
[ H ]1 =
K
HN1 σ
Hlim1
= 0.9×610 = 549 MPa
S
[ H ]2 = K
HN2σ
Hlim2
= 0.92× 560 = 515.2 MPa
S
许用接触应力 :
[ H ] = ([ H ]1+[ H ]2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa
3 设计计算 :
小齿轮的分度圆直径 : d 1t :
3 2K T
u ±1 Z Z 2
d 1t ≥
t 1
× u × H
E
ψd
[σ H ]
=
3
2×2.5×55.8×1000×4+1× 2.5× 189.8 2 = 65.2 mm
1 4 532.1
4 修正计算结果:
1)
确立模数:
d
1t
65.2
m n =
=
21 = 3.1 mm
Z 1
取为标准值 : 3 mm 。
2)
中心距:
a =
Z 1+Z 2 m n
=
(21+84)×3
= 157.5 mm
2
2
3) 计算齿轮参数:
d 1 = Z 1m n = 21× 3 = 63 mm d 2 = Z 2m n = 84×3 = 252 mm
b = φ d × d 1 = 63 mm
b 圆整为整数为: b = 63 mm 。
4)
计算圆周速度 v:
πd 1n 1
3.14× 63×408.6
v =
60× 1000
= 60× 1000
= 1.35 m/s
由表 8-8 选用齿轮精度等级为 9 级。
5 校核齿根曲折疲惫强度:
(1) 确立公式内各计算数值:
1)
由表 8-3 查得齿间载荷分派系数: K H = 1.1,K F = 1.1;齿轮宽高比为:
b =
b
=
63
= 9.33
h
* [(2 × ×
3]
[(2h +c* )m n ]
1+0.25)
a
求得 : K H = 1.09+0.26
2
+0.33×10 -3
2
-3
d b = 1.09+0.26×0.8 +0.33×10 × 63 = 1.37
,由图 8-12 查得: K F = 1.34
2) K = K A K V K F K F = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62
3) 由图 8-17 、 8-18 查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数 : Y Fa1 = 2.73 Y Fa2 = 2.23
应力校订系数 : Y Sa1 = 1.57 Y Sa2 = 1.77
4) 由图 8-22c 按齿面硬度查得大小齿轮的曲折疲惫强度极限为:
Flim1 = 245 MPa
Flim2 = 220 MPa
5) 同例 8-2 :
小齿轮应力循环次数 : N 1 = 4.9×108
大齿轮应力循环次数 : N 2 = 1.23×108
6) 由图 8-20 查得曲折疲惫寿命系数为:
K FN1 = 0.85
K FN2 = 0.89
7) 计算曲折疲惫许用应力,取 S=1.3,由式 8-15 得:
[ F ]1 =
K
FN1σ
Flim1
= 0.85× 245 = 160.2
S
1.3
[ F ]2 =
K
FN2σ
Flim2
= 0.89× 220 = 150.6
S
1.3
Y
Fa1
Y
Sa1 2.73× 1.57
= 0.02675
= 160.2
[σF]1
Y
Fa2
Y
Sa2 2.23× 1.77
= 0.02621
=
150.6
[σF]2
小齿轮数值大采纳。
(2)按式 8-23 校核齿根曲折疲惫强度:
3
2KT 1 ×
Y
Fa
Y
Sa
m n≥
2
[σF]
ψd Z1
3
2×1.62× 55.8×1000×0.02675
= = 2.22 mm
2
1× 21
2.22≤3 因此强度足够。
(3)各齿轮参数以下:
大小齿轮分度圆直径:
d1 = 63 mm
d2 = 252 mm
b =d×d1 = 63 mm
b 圆整为整数为: b = 63 mm
圆整的大小齿轮宽度为: b1
= 68 mm
2
b = 63 mm
中心距: a = 157.5 mm,模数: m = 3 mm
第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1 输入轴上的功率 P 1、转速 n 1 和转矩 T 1:
P = 2.38 KW
n = 408.6 r/min T 1
= 55.8 Nm
1 1
2 求作用在齿轮上的力 :
已知小齿轮的分度圆直径为 :
d 1 = 63 mm
则:
F t =
2T 1
2×55.8× 1000 = 1771.4 N
=
63
d 1
F r = F t × tan
3 初步确立轴的最小直径 :
先初步估量轴的最小直径。
选用轴的资料为
45 钢(调质),依据《机械设计
基础课程设计(第八版) 》表 15-3 ,取 A 0 = 112,得:
3
P 1 3 2.38
d min = A 0×
= 20.2 mm
n 1 = 112× 408.6
明显,输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径,因为安装键将轴径增大
4%,应选用 : d 12 = 21 mm 。
带轮的宽度: B = (Z-1) ×e+2× f = (2-1)×18+2×8 = 34 mm ,为保证大带轮定位靠谱取: l 12 = 32 mm 。
大带轮右端用轴肩定位, 故取 II-III
段轴直径为 : d 23。
大带轮右端距箱体壁距离为
,取 23。
= 26 mm
20: l
= 35 mm
4 依据轴向定位的要求确立轴的各段直径和长度
:
初选轴承的种类及型号。
为能顺利地在轴端 III-IV 、VII-VIII 上安装轴承,
其段知足轴承内径标准,故取 : d 34 = d 78 = 30 mm ;因轴只受径载荷作用,查轴承
样本采纳: 6206 型深沟球轴承,其尺寸为 : d ×D ×T = 30×62× 16 mm ,轴承右
端采纳挡油环定位, 由轴承样本查得: 6206。
型轴承的定位轴肩高度: h = 3 mm ,
故取: d 45
67
,取: 45 = l 67。
= d = 36 mm l
= 5 mm
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸确实定。
因为
: d 1≤ 2d 56 ,因此小齿轮应
该和输入轴制成一体,因此 : l 56
;则
= 68 mm :
l 34 = T+s+a-l 45 = 16+8+11-5 = 30 mm l 78 = T+s+a-l 67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm
5 轴的受力剖析和校核 : 1)作轴的计算简图(见图 a ) :
依据 6206 深沟球轴承查手册得 T = 16 mm
带轮中点距左支点距离 L 1 = (34/2+35+16/2)mm = 60 mm
齿宽中点距左支点距离 L 2 = (68/2+30+5-16/2)mm = 61 mm
齿宽中点距右支点距离 L 3 = (68/2+5+32-16/2)mm = 63 mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图 b ):
F NH1
= FtL3
= 1771.4×63 =900N
L2+L3
61+63
FtL2
1771.4×61
F NH2 = L2+L3
=
61+63
= 871.4 N
垂直面支反力(见图 d ):
FrL3-FQ(L1+L2+L3)
= 644.7×63-623.7×(60+61+63)
F NV1 =
L2+L3
61+63
= -597.9 N
F NV2
= FrL2+FQL1
= 644.7×61+623.7× 60 = 618.9 N
L2+L3 61+63
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面 C 处的水平弯矩:
M H = F NH1L 2 = 900×61 Nmm = 54900 Nmm
截面 A 处的垂直弯矩:
M V0 = F Q L 1 = 623.7× 60 Nmm = 37422 Nmm
截面 C 处的垂直弯矩:
M V1 = F NV1 L 2 = -597.9×61 Nmm = -36472 Nmm M V2 = F NV2 L 3 = 618.9×63 Nmm = 38991 Nmm
分别作水平面弯矩图(图 c )和垂直面弯矩图(图 e )。
截面 C 处的合成弯矩:
2 2
M 1 =
M H +M V1 = 65911 Nmm
2 2 M 2 =
M H +M V2 = 67337 Nmm
作合成弯矩图(图 f )。
4)作转矩图(图 g )。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
往常只校核轴上蒙受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面
C )的强度。
必需
时也对其余危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。
依据公式
( 14-4 ),取 = 0.6,则有:
2 2
2
Mca
M +(αT1)2 ca = =
1
=
65911 +(0.6×55.8× 1000)
MPa
W
W 0.1×63
3
= 3 MPa ≤[ ] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度,并有必定的裕度(注:计算
W 时,忽视单键槽的
影响)。
轴的弯扭受力争以下:
II轴的设计
1 求输出轴上的功率P2、转速 n2和转矩 T2:
P2 = 2.26 KW n2 = 102.2 r/min T2 = 212.2 Nm 2求作用在齿轮上的力 :
已知大齿轮的分度圆直径为 :
d2 = 252 mm
则:
F t = 2T2 2× 212.2×1000
= 1684.1 N = 252
d2
F r = F t×tan
3初步确立轴的最小直径 :
先初步估量轴的最小直径。
选用轴的资料为45 钢(调质),依据《机械设计基础课程设计(第八版)》表 15-3 ,取 : A 0 = 112,得 :
3
P2 3
2.26
min
= A 0×
d = 112×
102.2 = 31.4 mm
n2
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,因此同时需要选用联轴器的型号,联轴器的计算转矩 : T ca = K A T2,查《机械设计基础课程设计(第八版)》表14-1 ,因为转矩变化很小,故取: K A = 1.2,则 :
T ca = K A T2 = 1.2×212.2 = 254.6 Nm
因为键槽将轴径增大4%,选用联轴器型号为 : LT7 型,其尺寸为:内孔直径40 mm,轴孔长度 84 mm,则: d12 = 40 mm,为保证联轴器定位靠谱取:l12 = 82 mm。
半联轴器右端采纳轴端挡圈定位,按轴径采纳轴端挡圈直径为: D = 50 mm,左端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:d23= 45 mm。
4依据轴向定位的要求确立轴的各段直径和长度:
初选轴承的种类及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承,其段知足轴承内径标准,故取:d34 = d67 = 50 mm;因轴只受径载荷作用,查轴
承样本采纳 : 6210 型深沟球子轴承,其尺寸为:d×D× T = 50mm× 90mm×
20mm。
轴承端盖的总宽度为:20 mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面的距
离为: l = 20 mm,l23 = 35 mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸确实定。
取大齿轮的内径为:d2= 58 mm,因此:d45 = 58 mm,为使齿轮定位靠谱取: l 45 = 61 mm,齿轮右端采纳轴肩定位,轴肩高度: h ≥ 0.07d = 0.07× 58 = 4.06 mm,轴肩宽度:b ≥ 1.4h = 1.4×4.06 = 0 mm,因此: d56 = 67 mm,l 56 = 6 mm;齿轮的左端与轴承之间采纳套筒定位,
则:
l 34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mm
l67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm
5轴的受力剖析和校核 :
1)作轴的计算简图(见图a) :
依据 6210 深沟球轴承查手册得T= 20 mm
齿宽中点距左支点距离L 2 = (63/2-2+43.5+61-20/2)mm = 124 mm
齿宽中点距右支点距离L 3 = (63/2+6+37.5-20/2)mm = 65 mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
F NH1 =
FtL3
=
1684.1×65
= 579.2 N L2+L3 124+65
FtL2 1684.1× 124
F NH2 = L2+L3 = 124+65 = 1104.9 N
垂直面支反力(见图 d ):
NV1
FrL3 = 613× 65
= 210.8 N F
=
L2+L3 124+65
FrL2
613×124 F NV2 = L2+L3
= 124+65
= 402.2 N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面 C 处的水平弯矩:
M H = F NH1L 2 = 579.2× 124 Nmm = 71821 Nmm
截面 C 处的垂直弯矩:
M V = F NV1 L 2 = 210.8× 124 Nmm = 26139 Nmm
分别作水平面弯矩图(图 c )和垂直面弯矩图(图 e )。
截面 C 处的合成弯矩:
2
2
M =
M H +M V = 76430 Nmm
作合成弯矩图(图 f )。
4)作转矩图(图 g )。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
往常只校核轴上蒙受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面
C )的强度。
必需
时也对其余危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。
依据公式
( 14-4 ),取 = 0.6,则有:
2
αT3 )
2
M + 764302
+ 0.6×
212.2×1000
2
Mca
1
(
= W
=
(
3
)
ca = W
MPa
0.1× 58
= 7.6 MPa ≤ [
] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度,并有必定的裕度(注:计算 W 时,忽视单键槽的
影响)。
轴的弯扭受力争以下:
第八部分键联接的选择及校核计算
1输入轴键计算:
校核大带轮处的键连结:
该处采纳一般平键尺寸为: b× h× l = 6mm×6mm×28mm,接触长度 : l' = 28-6 = 22 mm,则键联接所能传达的转矩为:
T= 0.25hl'd[ F] = 0.25× 6× 22×21×120/1000 = 83.2 Nm
T≥T1,故键知足强度要求。
2输出轴键计算:
(1)校核大齿轮处的键连结:
该处采纳一般平键尺寸为:b×h×l = 16mm ×10mm× 50mm,接触长度 : l' = 50-16 = 34 mm,则键联接所能传达的转矩为:
T= 0.25hl'd[ F] = 0.25×10× 34×58×120/1000 = 591.6 Nm
T≥T2,故键知足强度要求。
(2)校核联轴器处的键连结:
该处采纳一般平键尺寸为:b× h× l = 12mm×8mm×70mm,接触长度 : l' = 70-12 = 58 mm,则键联接所能传达的转矩为:
T= 0.25hl'd[ F] = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 Nm
T≥T2,故键知足强度要求。
第九部分轴承的选择及校核计算
依据条件,轴承估计寿命:
L h = 5×2×8×250 = 20000 h
1 输入轴的轴承设计计算 : (1)
初步计算当量动载荷 P:
因该轴承只受径向力,因此 :
P = F r = 644.7 N
(2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:
ε
60n
3
60×408.6
×
1
10
6
×20000 = 5084 N
C = P
106 L
h = 644.7
(3)
选择轴承型号 :
查课本表 11-5 ,选择 : 6206 轴承, C r = 19.5 KN ,由课本式 11-3 有:
106
C 3
L h =
P
60n 1
10
6
19.5× 1000
3
6
=
60× 408.6
644.7
= 1.13× 10 ≥ L h
因此轴承预期寿命足够。
2 输出轴的轴承设计计算 :
(1)
初步计算当量动载荷 P:
因该轴承只受径向力,因此 :
P = F r = 613 N
(2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:
ε
60n 1
3
60×102.2
× 20000 = 3046
N
C = P
×
= 613 6
6 L h
10 10
(3) 选择轴承型号 :
查课本表 11-5 ,选择 : 6210 轴承, C r = 35 KN,由课本式11-3 有:
10
6
C 3
L =
h P
60n1
= 10
6
35×1000 3 7 ≥
L h
60×102.2 613 = 3.04×10
因此轴承预期寿命足够。
第十部分减速器及其附件的设计
1箱体(箱盖)的剖析:
箱体是减速器中较为复杂的一个部件,设计时应力争各部件之间配置适合,
并且知足强度,刚度,寿命,工艺、经济性等要求,以期获得工作性能优秀,便
于制造,重量轻,成本便宜的机器。
2箱体(盖)的资料:
因为本课题所设计的减速器为一般型,故常用HT15-33灰铸铁制造。
这是因为锻造的减速箱刚性好 , 易获得雅观的外形 , 易切削 , 适应于成批生产。
3箱体的设计计算,箱体尺寸以下:
代号名称计算与说明结果
箱体壁厚= 0.025a+3 ≥ 8 取 = 10 mm
箱盖壁厚= 0.02a+3 ≥ 8 取 = 10 mm '
箱体增强筋厚' = 0.85 = 0.85×10 = 8.5 取' = 10 mm
'
箱盖增强筋厚 '
= 0.85 = 0.85×10 = 8.5 取 '
= 10 mm
b
箱体分箱面凸缘厚 b ≈1.5 = 1.5×10 = 15mm
取 b = 15 mm
1
箱盖分箱面凸缘厚
b 1≈1.5
×
取 1 b
1.5 10 = 15mm b = 15 mm 2
平凸缘底厚
b 2≈2.35 = 2.35×10 = 23.5mm 取 b 2
= 24 mm b
d f
地脚螺栓 d f = 0.036a+12 = 18.37
取 d f = 20 mm
1
轴承螺栓
d 1
f
取 1
d
= 0.7d = 12.86
d = 14 mm 2
联接分箱螺栓
d 2
f
取 2
= 10 mm d
= (0.5-0.7)d = 10-14
d 3
轴承盖螺钉
d 3
= 10 mm
取 3
d
d = 10 mm 4
检查孔螺钉
M8×22
d
n 地脚螺栓数
取: n = 6
第十一部分
润滑与密封设计
对于一级圆柱齿轮减速器, 因为传动装置属于轻型的, 且传速较低, 因此其
速度远远小于 150-200 m/min ,因此采纳脂润滑,箱体内采纳 CKC150润滑油,装
至规定高度。
油的深度为: H+h 1:
H = 30 mm h 1 = 34 mm
因此: H+h 1 = 30+34 = 64 mm 。
此中油的粘度大, 化学合成油, 润滑成效好。
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
Ra=6.3,密封的表面要经过刮研。
并且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,为
150mm 。
并匀均部署,保证部分面处的密封性。
设计小结
此次对于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真实理论
联系实质、深入认识设计观点和设计过程的实践考验,对于提升我们机械设计基
础课程设计的综合素质大实用途。
经过两个礼拜的设计实践,使我对机械设计基
础课程设计有了更多的认识和认识. 为我们此后的工作打下了坚固的基础。
机械设计基础课程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》、《机械设计基础课程设计》、《理论力学》、《资料力学》、《交换性与技术丈量》、《工程资料》、《机械设计基础课程设计(机械设计基础课程设计基础)课程设计》等于一体。
此次的课程设计 , 对于培育我们理论联系实质的设计思想、训练综合运用机
械设计基础课程设计和相关先修课程的理论, 联合生产实质反响和解决工程实质
问题的能力,稳固、加深和扩展相关机械设计基础课程设计方面的知识等方面有
重要的作用。
本次设计获得了指导老师的仔细帮助和支持。
由衷的感谢老师的指导和帮
助。
设计中还存在许多错误和弊端,需要持续努力学习和掌握相关机械设计基础
课程设计的知识,持续培育设计习惯和思想进而提升设计实践操作能力。
参照文件
1《机械设计基础课程设计(第八版)》高等教育第一版社。
一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书分解
2《机械设计基础课程设计(机械设计基础课程设计基础)课程设计》高等教育第一版社。
3《机械部件手册》天津大学机械部件教研室。
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