机械设计第八版158页
5.计算带所需的基准长度:
L=2*400+3.14/2*(90+315)+(315-90)²/4/400=1467mm
由表8-2选带的基准长度Ld=1400mm
6.计算实际中心距a
a=400+(1400-1467)/2=366.5mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180-(315-90)*57.3/366.5=144>90
7.确定带的根数Z
机械设计第八版158页
由,查表8-4a和表8-4b得p0=1.07,Δp=0.17
查表8-5得:
kα=0.96,查表8-2得:
kl=0.91,则
Z=3*1.2/(1.07+0.17)/0.96/0.91=3.3
取Z=4根
8.计算预紧力
机械设计第八版158页
查表8-3得q=0.10(kg/m)
则F0min=500*(2.5-0.96)*3.6/0.96/4/6.69+0.1*6.69²=112.3N
9.计算作用在轴上的压轴力
FP=2*4*1.5*112.3*sin(165/2)=1336N
机械设计第八版158页
五.带轮结构设计
带轮的材料采用铸铁
主动轮基准直径d=90mm,故采用实心式,从动轮基准直径D=315mm,采用腹板式
六.齿轮的设计
1.选定齿轮的类型,精度等级,材料以及齿数;
(1).按传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动;
(2).减速器运输机为一般工作机器,工作速度不是太高,所以选用7级精度(GB10095-88);
(3).选择材料。
由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质),硬度为280HBS,大齿轮的材料为45刚(调质),硬度为240HBS,二者的材料硬度相差为40HBS。
(4).选小齿轮的齿数为20,则大齿轮的齿数为20×5.31=106.2,取z2=107
2按齿面接触强度进行设计
由设计公式进行计算,选用载荷系数Kt=1.3
计算小齿轮传递的转矩
T1=9550000*2.2334/405.71=52572N/mm
由表10-7选定齿轮的齿宽系数;机械设计第八版205页φa=1
由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极限
3.计算应力循环次数
N1=60Lhn1j=60*405.71*1*(2*8*8*365)=1137286272
N2=1137286272/9.29=214178205
取接触疲劳寿命系数KHN1=0.89,KHN2=0.895;机械设计第八版207页
4.计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,所以
机械设计第八版205页
5.计算接触疲劳许用应力。
1)试算小齿轮分度圆的直径,带入[σH]中较小的值
得d1t=59.15mm
(1)计算圆周的速度V
得v=3.14*59.15**405.17/60/1000=1.25m/s
(2)计算b
得齿宽为59.15mm
(3)计算齿宽和齿高之比。
模数
得m为2.9575
齿高
b/h=59.15/6.63=8.92
(4)计算载荷精度
根据V=1.25m/s;7级精度,插图可知kv=1.01机械设计第八版194页
直齿轮
可得使用系数KA=1.00,机械设计第八版193页
用插图法差得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,kH=1.423;查图可得KF=1.36故载荷系数
K=1*1.01*1*1.423=1.437
械设计第八版192页
(5)按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径
得d1=46.3mm
(6)计算模数
m=d1/z1=46.3/20=2.315
6.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的计算公式机械设计第八版201页
(1)确定公式内各计算数值
1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限αFE1=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限αFE2=380Mpa机械设计第八版209页
2)查表可得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.87;
3)计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式可得
计算载荷系数K
K=1*1.01*1*1.36=1.37
查取齿形系数。
查得YFa1=2.80YFa2=2.12
机械设计第八版200页
6)查取应力校正系数。
查表可得YSa1=1.55YSa2=1.865
机械设计第八版200页
计算,小齿轮的
并加以比较。
小齿轮=2.80*2.12/307.14=0.0193
大齿轮=1.55*1.865/236.14=0.0122
小齿轮的数值大
(2)设计计算。
m≧1.59并就近圆整为标准值m=2
按接触强度计算得的分度圆直径d1=46.3mm
算出小齿轮数z1=46.3/2=23.15取z1=24
大齿轮的齿数z2=24*5.31=127取128
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度,并做到结构紧凑,避免了浪费
4.几何尺寸的计算
(1)计算分度圆直径
d1=z1m=2*24=48mm
d2=z2m=2*128=256mm
2)计算中心距
a=(48+256)/2=152mm
(3)计算齿轮的宽度
b=1*48=48mm
七.轴的设计与校核
高速轴的计算。
(1)选择轴的材料
选取45钢,调制处理,参数如下:
硬度为HBS=220
抗拉强度极限σB=650MPa
屈服强度极限σs=360MPa
弯曲疲劳极限σ-1=270MPa
剪切疲劳极限τ-1=155MPa
许用弯应力[σ-1]=60MPa
二初步估算轴的最小直径
由前面的传动装置的参数可知n1=405.17r/min;p1=2.2334(KW);查表可取AO=115;机械设计第八版370页表15-3
dmin=20.31mm
三.轴的机构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案如图,从右到左依次为轴承、轴套、小齿轮1、轴承、轴承端盖、带轮。
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径,考虑有键槽,将直径增大5%,则取d1=21mm,为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上,,故Ⅰ段的长度应比带轮的宽度略短一些,取带轮的宽度为50mm,现取。
l1=47mm
带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度h=(0.07~0.1)d,取h=1.5mm,则d2=23mm
轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离l=30mm,故取l2=50mm
2.初步选择滚动轴承。
因为轴主要受径向力的作用,一般情况下不受轴向力的作用,故选用深沟球滚动轴承,由于轴d2=23mm,故轴承的型号为6005,其尺寸为d=25mm,D=47mm,B=12mm.所以轴d3=25mm,l3=12mm。
3.取齿轮距箱体内壁间距离a=10mm,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=4mm,则l4=s+a=10+4=14mm。
取d4=28mm。
4.取做成齿轮处的轴段的直径d5=30mm,l5=48mm
5.由于对称可知,d6=28mm,l6=14mm
6.d7=25mm.l7=12mm
至此,已经初步确定了各轴段的长度和直径
(3)轴上零件的轴向定位
齿轮,带轮和轴的轴向定位均采用平键链接(详细的选择见后面的键的选择过程)
(3)轴上零件的轴向定位
齿轮,带轮和轴的轴向定位均采用平键链接(详细的选择见后面的键的选择过程)
(4)确定轴上的倒角和圆角尺寸
参考课本表15-2,取轴端倒角为1×45°,各轴肩处的圆角半径R=1.0mm.
(四)计算过程
1.根据轴的结构图作出轴的计算简图,如图,对于6005深沟球轴承B=12mm简支梁的轴的支承跨距:
L=l1l2+l3+l4+l5+l6+l7=47+50+12+14+48+14+12=197mm
2.作用在齿轮上的力
Ft=2T1//d1=2*52572/48=2190.5N
Fr=Ft*tan20=2190.5*tan20=797N
Fn=Ft*cos20=2190.5/cos20=2331N
计算支反力
水平方向的ΣM=0,所以
FNH1=Ft/2=2190/2=1095N
FNH2=Ft/2=2190/2=1095N
垂直方向的ΣM=0,有
FNV1=Fr/2=797/2=398.5N
FNV2=Fr/2=797/2=398.5N
水平面的弯矩
M1=Fr*R1=797*24=19129N*mm
垂直面弯矩
M2=Fr*ln=398.5*44=17534N*mm
合成弯矩
得M=295.49N*m
3.按弯扭合成应力校核轴的硬度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面(即危险截面C)的强度。
根据课本式15-5及上表中的值,并扭转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的计算应力
得σ=11.21Mpa
已由前面查得许用弯应力[σ-1]=60Mpa,故安全。
4.精确校核轴的疲劳强度
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起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地确定的,所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,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V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况看,截面C上的应力最大。
截面VI的应力集中的影响和截面V的相近,但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大,故可不必作强度校核。
截面C上虽然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及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不必校核。
因而只需校核截面V的左侧即可,因为V的右侧是个轴环直径比较大,故可不必校核。
八.低速轴的计算
1.轴的材料选取
选取45钢,调制处理,参数如下:
硬度为HBS=220
抗拉强度极限σB=650MPa
屈服强度极限σs=360MPa
弯曲疲劳极限σ-1=270MPa
剪切疲劳极限τ-1=155MPa
许用弯应力[σ-1]=60MPa
2.初步估计轴的最小直径
轴上的转速n2功率P2由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知AO=115d=34.95mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应,故需要同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩,查表14-1,考虑到转矩变化小,故取Ka=1.5选HL5型弹性套柱销连轴器,半联轴器孔的直径d1=36mm,长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=42,
3.拟定轴的装配方案
4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
选取d1=36,L1=104mm,因I-II轴右端需要制出一个定位轴肩,故取d2=45mm,
初选滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用,,故选用深沟球轴承,参照工作要求,由轴知其工作要求并根据d2=45mm,L2=50mm选取单列圆锥滚子轴承
33007型,由机械设计手册(软件版)R2.0查得轴承参数:
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
取33215型轴承
的定位轴肩高度h=2mm,因此,取d3=55mm.L3=14mm,d5=55mm.L5=14mm
因为低速轴要和高速轴相配合,其两个齿轮应该相重合,所以取做成齿轮处的轴段的直径d4=65mm;L4=48mm,
5.轴上零件的周向定位。
齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接(详细选择
过程见后面的键选择)。
6.确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考课本表15-2,取轴端倒角为1×45°,各轴肩处的圆角半径为R=1.2mm
4.计算过程
1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。
确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。
计算支反力
作用在低速轴上的Fr=797N,Ft=2331N,
水平面的弯矩
M1=Fr*R2=797*148=117956N*mm
垂直面弯矩
M2=Fr*ln=398.5*44=17534N*mm
合成弯矩
得M=1192N*m
3.按弯扭合成应力校核轴的硬度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面(即危险截面C)的强度。
根据课本式15-5及上表中的值,并扭转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的计算应力
得σ=13.166MPa
已由前面查得许用弯应力[σ-1]=60Mpa,故安全。
6.精确校核轴的疲劳强度
1)判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起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地确定的,所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,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IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况看,截面C上的应力最大。
截面IV的应力集中的影响和截面V的相近,但截面V不受扭距作用,同时轴径也较大,故可不必作强度校核。
截面C上虽然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及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不必校核。
因而只需校核截面IV的右侧即可,因为IV的左侧是个轴环直径比较大,故可不必校核。
9.轴承强度的校核
1.高速轴上的轴承校核
寿命计划:
两轴承受纯径向载荷
P=
=797nX=1Y=0
从动轴轴承寿命:
深沟球轴承6209,基本额定功负荷
=25.6KN
=1
=3
=
=
=10881201
预期寿命为:
8年,两班制
L=8×300×16=38400<
轴承寿命合格
十.键的选择计算及校核
(一)从动轴外伸端d=42,考虑键在轴中部安装故选键10×40GB/T1096—2003,b=16,L=50,h=10,选45号钢,其许用挤压力
=100MPa
=
=
=
=82.75<
则强度足够,合格
(2)与齿轮联接处d=48mm,考虑键槽在轴中部安装,故同一方位母线上,选键14×52GB/T1096—2003,b=10mm,L=45mm,h=8mm,选45号钢,其许用挤压应力
=100MPa
=
=
=
=45.392<
则强度足够,合格
十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择
1.润滑方式的选择
在减速器中,良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦﹑磨损和发热,还可起到冷却﹑散热﹑防锈﹑冲洗金属磨粒和降低噪声的作用,从而保证减速器的正常工作及寿命。
齿轮圆周速度:
高速齿轮
V1=πd1n1/(60×1000)=3.14×48×405.7/(60×1000)=1.09m/s<2m/s
低速齿轮
V2=πd2n2/(60×1000)=3.14×256×76.39/(60×1000)=1.32m/s<2m/s
由于V均小于2m/s,而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。
所以轴承采用脂润滑,齿轮靠机体油的飞溅润
32
滑。
2.润滑油的选择
由于该减速器是一般齿轮减速器,故选用N200工业齿轮油,轴承选用ZGN-2润滑脂。
3.密封方式的选择
输入轴和输出轴的外伸处,为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀,要求设置密封装置。
因用脂润滑,所以采用毛毡圈油封,即在轴承盖上开出梯形槽,将毛毡按标准制成环形,放置在梯形槽中以与轴密合接触;或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封,然后用另一个零件压在毡圈油封上,以调整毛毡密封效果,它的结构简单。
所以用毡圈油封。
减速器附件的选择确定
列表说明如下:
计算及说明
名称
功用
数量
材料
规格
螺栓
安装端盖
12
Q235
M6×16
GB5782—1986
螺栓
安装端盖
24
Q235
M8×25
GB5782—1986
销
定位
2
35
A6×40
GB117—1986
垫圈
调整安装
3
65Mn
10
GB93—1987
螺母
安装
3
M10
GB6170—1986
油标尺
测量油
面高度
1
组合件
通气器
透气
1
箱体主要结构尺寸计算
箱座壁厚
=10mm箱座凸缘厚度b=1.5,
=15mm
箱盖厚度
=8mm箱盖凸缘厚度
=1.5,
=12mm
箱底座凸缘厚度
=2.5,
=25mm,轴承旁凸台高度h=45,凸台半径R=20mm
齿轮轴端面与内机壁距离
=18mm
大齿轮顶与内机壁距离
=12mm
小齿端面到内机壁距离
=15mm
上下机体筋板厚度
=6.8mm,
=8.5mm
主动轴承端盖外径
=105mm
从动轴承端盖外径
=130mm
地脚螺栓M16,数量6根
十二.设计总结
作为一名机械大三的学生,我觉得能做类似的课程设计是十分有意义,而且是十分必要的。
在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。
我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面,如何去锻炼我们的实践面?
如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢?
我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。
在做本次课程设计的过程中,我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。
为了让自己的设计更加完善,更加符合工程标准,一次次翻阅机械设计手册是十分必要的,同时也是必不可少的。
十三:
参考资料
1.《机械原理》孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社2006年
2.《机械设计》濮良贵