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零件CAD课程设计

零件 CAD 课程设计 说明书及样本图

装备制造系

班级: 姓名: 学号: 组号: 日期:

数控 C042 班 张 越 1号 1组 2007 年 6 月 29 日 张光

指导教师:

零件 CAD 课程设计说明书 一、设计题目…………….……………………………………. .第 1 页 二、概述…………………………………………………………第 2 页 三、电动机的选择……………………………………….……. .第 3 页 四、计算总传动比及分配各级的传动比……………….……. .第 4 页 五、运动参数及动力参数计算………………………….……. .第 5 页 六、传动零件的设计计算………………………………….…...第 6 页 七、轴的设计计算…………………………………………........第 12 页 八、滚动轴承的选择及校核计算………………………......…..第 20 页 九、键联接的选择及校核计算………..……………………… 第 22 页 十、润滑的选择………………………..……………………… 第 25 页 十一、联轴器的选择..……………..…...…..…..…..………… 第 27 页 十二、轴承盖的选择…………..…....…..…....…..………..…. 第 27 页 十三、减速器箱体和附件设计..……..........…..….................…第 28 页 十四、设计心得…………………………….…….…….…….…第 34 页

一、 设计题目: 一级圆柱齿轮减速器(CAD) 1.运动简图:

图中标注是: (1)电动机; (2)V 带(三角带)传动; (3)减速器(4,4’,4”)联轴器; (5)卷筒(运输平皮带) 。 2. 工作条件: 工作时间两班制(也可设定三班制) ,卷筒可连续转 动,单向传动,载荷平稳,空载起动(一般情况) ,使用期 限(5~10 年) ,每年工作 243 天(两班制) 。 3. 原始数据 输送带(牵引力)F=2500N 输送带带速 v=1m/s 滚筒直径 D=200mm

二、概述:
1. 机械设计基础课程设计的目的 (1) 培养我们综合运用所学的机械设计课程的知识去解 决机械工程问题的能力, 并使所学知识得到巩固和发

展。 (2) 学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设 计步骤。 (3) 进行机械设计基本技能的训练, 如计算、 绘图和学习 使用设计资料、手册、标准和规范。 2. 机械设计基础课程设计的内容 (1) 拟定和分析传动装置的设计方案。 (2) 选择电动机,计算传动装置的运动和动力参数。 (3) 进行传动件的设计计算,结构设计,校核轴、轴承、 连轴器、键等零部件的强度,选择润滑和密封方式。 (4) 绘制减速器装配图。 (5) 绘制零件工作图。 (6) 编写设计计算说明书,准备答辩。 3. 课程设计的进行方式 课程设计是在教师指导下进行的。设计从分析任务书 开始,经过必要地计算和结构设计,最后用设计计算说明书 和图纸表达设计结果。 由于减速器装配图的设计和绘制过程比较复杂,它不 是通过一次计算、一次绘制既可完成的,往往需要经过多次 绘图、计算、修改。为此,应先进行装配草图的设计和绘制, 然后再完成装配图。设计分阶段进行,每一阶段的设计经过 认真检查无误后,方可进行下一阶段的设计。完成规定的全 部设计任务后,方可参加设计答辩。 4.课程设计的要求 (1) 理论联系实际,力求设计合理,同时鼓励创新。 (2) 认真阅读教材中与课程有关的内容, 认真查阅有关资 料。 (3) 正确运用课程设计指导书,按步骤进行设计和计算, 不要急于求成;按时完成全部设计任务。

三、电动机的选择:
1.选择电动机的类型: 按电动机的特性及工作条件选择。 若无特殊要求一般 选择 Y 系三相异步电动机,其优点是可直接接在三相交流 电路中,结构简单,价格便宜,维护方便。 2.选择电动机的容量: 电动机的容量选择是否合适,对电动机的工作和经济 性都有影响。容量选择过大,则电动机的价格高,传动能力 又不能充分利用, 而且由于电动机经常在轻载下运转, 基效 率和功率数都较低从而造成能源的浪费。 对于长期运行、载荷比较稳定的机械,通常按照电动 机的额定功率选择, 而不校核电动机的发热和起动转矩, 选 择电动机容量时应保证电动机的额定功率 Ped 应略大于工 作机所需的电动机功率 Pd 即 3.电动机输出功率: Pw=Fv/1000=2500?1/1000=2.5kw 4.电动机至输送带的总功率: η 总=η 1?η 2?η 3……η 根据表 2—1 查得 η 1=0.95(三角胶带传动) η 2=0.99(弹性连轴器) η 3=0.99(滚动轴承) η 4=0.97(8 级精度的一般齿轮传动) η 5=0.98(开式平型带传动) Ped≥Pd

η

总=

η 1?η

3 2



3 3

?η 4?η

5

=0.95?0.993?0.993?0.97?0.98 =0.85 5.电动机所需的工作功率: Pd=Pw/η 总=2.5/0.85=2.9kw 6. 电动机额定功率:

Ped 为 3kw 7.确定电动机转速: 电动机输出轴转速: nw=60?1000V/π D =60?1000?1/3.14?200 =95.54r/min 表 2—2 查得 三角胶带传动的传动范围 i`1=2~4 闭式直齿圆柱齿轮传动的传动范围 i`2=3~ 4 总传动比范围为 i`=(2~4) (3~4) =6~16 故电动机转速的可选范围为 nd= i`?nw =(6~16)?95.54 =573.24~1528.64 r/min 所以 nd=960 r/min(满载时转数) 8、确定电动机型号: 查附表 3,选定电动机型号为 Y132S—6

四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比: i 总=nd/nw=960/95.54=10.05 2、分配各级传动比: ∵三角带传动比〈齿轮传动比 ∴三角带传动的传动比 i 带=2.6 根据表 2—2 查得

∴齿轮传动比为 i 齿轮= i 总/i 带=3.87

五、运动参数及动力参数计算
0 轴:电机轴 P0= Pd=2.94kw n0=960 r/min To=9550?P0/n0=9550?2.94/960=29.25N?m

1 轴:三角带传入轴 P1=Pdη 1=2.94?0.99=2.9106kw n1= n0=960 r/min T1=9550?P1/n1=9550?2.9106/960=28.95N?m 2 轴:三角带输出轴 P2=Pdη 1η 2=2.9106?0.95=2.76kw n2= n0/ i 带=960/2.6=369.23 r/min T2=9550?P2/n2=9550?2.76/369.23=71.39N?m 3 轴:减速器高速轴 P3=Pdη 1η 2η 3η 4=2.94?0.99?0.95?0.99?0.99=2.71kw n3= n2=369.23 r/min T3=9550?P3/n3=9550?2.71/369.23=70.09N?m 4 轴:减速器低速轴 P4=Pdη 1 η 2η 3 η 4 η 5 η 6=2.94?0.99?0.95?0.99?0.99 ?0.97?0.99=2.6kw n4= n0/ i 带 i 齿轮=960/2.6 ?3.87=95.41r/min T4=9550?P4/n4=9550?2.6/95.41=260.25N?m 5 轴:滚筒轴 P4=Pdη 1 η 2η 3 η 4 η 5 η 6 η 7 η 8=2.94?0.99?0.95?0.99 ?0.99?0.97?0.99?0.99?0.99=2.55kw n5= n4=95.41r/min T5=9550?P5/n5=9550?2.55/95.41=255.24N?m

序号 内容 功率 P(kw) 转速 (r/min) 转矩 (N?m) i 效率 T 传动比

/

n

η 0 2.94 960 29.25 1 1

1 2 3 4 5

2.91 2.76 2.71 2.6 2.55

960 369.23 369.23 95.41 95.41

28.95 71.39 70.09 260.25 255.24

1 2.6 2.6 3.87 1

0.99 0.95 0.98 0.96 0.98

六、 (一)传动零件的设计计算
1.带轮传动的设计计算 解: (1)确定计算功率 PC,选择 V 型带。由于载荷平稳, 工作时间两班制。 所以由书表 11—7 查得 k=1.3, 故计算功率为 ?3=3.9kw 由于 PC=3.9kw,n1=960 r/min。由书表 11—8 得,确定带的 型号为 A 型号。 2.确定带轮的基准直径 d1 和 d2 由书表 11—8,根据 d1〉dmin 的要求,取 d1=100mm。 ∵d2= d1 n1/ n2=100?960/369.23=260mm 3.验算带速 V= π d1n1/60 ? 1000=3.14 ? 100 ? 960/60 ? 1000=5.024 m/s ∴带速 V 在 5~25 m/s 范围内,故合适。 4.计算中心距 a,带长 Ld 初定中心距为 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)得 0.7(100+260)≤a0≤2(100+260) 252mm≤a0≤720mm 取 a0=500mm 初定带长为 L0=2a0+π (d1+d2)/2+(d2-d1) /4a0 =2?500+3.14(100+260)/2+ (260-100) /4?500
2 2

PC=kP=1.3

=1578mm 由书表 11—1 取 Ld=1600mm 中心距 a≈a0+Ld-L0/2=500+1600-1578/2 =510mm 中心距变化范围为 amin=a-0.015Ld=510-0.015?1600 =486mm amax=a+0.03Ld=510+0.03?1600 =558mm 5.验算小带轮包角 小带轮包角可按下列公式得 α 1=1800-(d2-d1)/a?57.30=1800-(260-100)/510 ?57.30 =162.10 ∵α 1=162.10〉1200 ∴小带轮包角α 1 合适。 6.确定 V 带的根数 Z 根据书表 11—4 查得,单根普通 V 带所能传递的功率 P0=0.96kw 根据书表 11—5 查得,单根普通 V 带功率增量为△ P0=0.11kw 根据书表 11—6 查得,包角修正系数为 Ka=0.95 根据书表 11—1 查得,带长修正系数为 KL=0.99 Z=PC/(P0+△P0)Kα KL =3.9/(0.96+0.11) ?0.95?0.99 =3.88 取 Z=4 7.计算初压力 F0 由书表 11—2 查得 q=0.1kg/m,单根 V 带的初拉力: F0=500PC/ZV(2.5/Kα -1)+qV2

=500?3.9/4?5.024?(2.5/0.96-1)+0.1?5.0242 =160.65N 8.计算轴上的力 Fy Fy=2ZF0sinα 1/2=2?4?160.65sin167.6/2 =1233.792N 9.带轮的材料选用 小带轮的材料为铸铁(AT150)因为直径采用实心式带轮。 大带轮的材料为 HT150,因为直径 d2=260mm。采用腹板式 带轮。 10.普通 V 带轮的轮槽尺寸 ∵V 带为 A 型号,查书表 11—3 查得 ∴ bd=11mm
hamin=2.75mm

e=15 ± 0.3mm

fmin=9mm

hfmin=8.7mm

δ

min=6mm

φ =34° 根据《机械设计手册》 235 页 查得 轮宽 B=(Z-1)e+2f=(4-1)?15+2?9 =63mm 11.带轮的安装与维护 安装时,两轮的轴线应平行,否则带间磨损严重,一 般应使小轮包角α 1≥120°。要先将中心距缩小,带套在带 轮上再慢慢拉紧,不要硬撬,带装好后,带的张紧程度是大 拇指能按下 12mm 为宜,在使用过程中对带传递应进行定期 检查,发现有疲劳破坏现象时,应及时将 V 带更换,用安全 防护罩将带传动罩起来,即保证人身安全,又防止酸碱等腐 蚀腰带,而发生意外。 (二)圆柱齿轮的设计 以知:电动机驱动载荷平稳,齿轮相对于支撑面对称 布置,卷筒可连续转,单向传动。空载起动,工作时间两班 制。单向运动传递功率 P1=2.71kw,主动轮转速 n1=369.23

r/min,齿数比 u=3.87 解:1.选择齿轮材料、热处理方式 该直齿圆柱齿轮无特殊要求,可选用一般齿轮材料,根 据书表 13—1 和表 13—2 查得, 并考虑 HBW1=HBW1+ (30~ 50)的要求,小齿轮选用 45 钢,调质处理,齿面硬度取 230HBW。 大齿轮选用 45 钢, 正火处理齿面, 硬度取 190HBW。 2.确定精度等级 减速器为一般齿轮传动,常用的是 6~9 级精度。 3.确定许用应力 由书图 13—11c,图 13—14c 分别查得 ζ ζ
Hlim1=570Mpa bblim1=190Mpa

ζ ζ

Hlim2=530Mpa bblim2=175Mpa

由书表 13—5 查得 SH=1.1 和 SF=1.4 [ζ H]1=ζ [ζ H]2=ζ [ζ [ζ
Hlim1/SH=570/1.1=518.18Mpa Hlim2/SH=530/1.1=481.8Mpa

bb]1=ζ bblim1/SF=190/1.4=135.71 bb]2=ζ bblim2/SF=175/1.4=125

Mpa

Mpa

因齿面硬度小于 350HBW,属于软齿面,所以按齿面接 触疲劳强度进行设计。齿面按弯曲疲劳强度进行校核。 4. 按齿面接触疲劳强度设计 计算中心距 a≥ (u+1)[(335/ζ H) 2Ψ akT/ u]1/3 (1)取[ζ H] = [ζ H]2=481.8 Mpa (2) 小齿轮转矩 T1=9.55?106P1/n1=9.55?106?2.71/369. 23=70093.17 N?mm (3)取齿宽系数Ψ a=0.4 u=3.87 (4)由于原动机为电动机,载荷平稳支撑为对称布置。 查书表 13—4。选 k=1 将上述数据代入,得初算中心距

a0 ≥ (3.87+1) ? [ ( 335/481.8) 3.87]1/3=136mm

2

? 1 ? 70093.17/0.4 ?

5.确定基本参数计算齿轮的主要尺寸 (1)选择齿数 取 Z1=23,则 Z2=i?Z1=3.87?23=89 (2)确定模数 m=2 a0/ (Z1+ Z2)=2?136/(23+89)=2.43mm 由书表 5—2 取 m=2.5mm (3)确定中心距 a=m(Z1+ Z2) =2.5?(23+89)/2=140mm 根据《机械设计手册》805 页圆柱齿轮减速器标准中心 取 a=150mm (4)确定齿宽 b2=Ψ a a=0.4?150=60mm 为了补偿两轮轴向尺寸的误差,使小轮宽度略大于大轮 (5~10)mm,故取 b2=60mm,b1=66mm (5)分度圆直径: d1=mZ1=2.5?23=57.5mm d2=mZ2=2.5?89mm=222.5mm ∵d2〉200mm ∴从动齿轮设计为腹板式 压力角α =20° 齿顶高 ha1=ha*m=1?2.5=2.5mm 齿根高 hf=(ha*+ c*)m=(1+0.25)?2.5=3.125mm 全齿高 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625mm 齿顶高直径 da1= d1+2 ha=62.5mm da2 = d2+2 ha=227.5mm 齿根高直径 df1= d1-2 hf=51.25mm df2 = d2-2 hf=216.25mm 基圆直径 d b 1= d1 cosα =57.5?cos20°=54.69mm

d b 2= d2 cosα =222.5?cos20°=211.61mm 齿距 齿厚 P=π m=3.14?2.5=7.85mm s=π m/2=3.925mm

齿槽宽 s=e=3.925mm 基 圆 齿 距 与 法 向 齿 距 Pb= Pn=Pcos α =7.85 ? cos20 ° 7.47mm (6)验算齿根弯曲疲劳强度 取 Z1=23,Z2=89 由书图 13—13 查得 YF1=2.71 和 Y F2=2.35 代入得 ζ
bb1=2kT1

YF1/bm2Z1=40.04Mpa Mpa〈[ζ
bb] 1=135.71

∵ζ ∴

bb1=40.04

Mpa

安全 ζ
bb2=ζ bb1

Y F2/ YF1=34.72Mpa
bb] 2=125

∵ζ ∴

bb2=34.72

Mpa〈[ζ

Mpa

安全

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (7)验算圆周速度 v=π d1n1/(60?1000)=1.11 m/s 由书表 13—3 查得 确定公差为 9 级精度 由书表 13—10 查得 v〈2.5 采用油润滑 运动黏度 v=220m2/s

根据《机械设计手册》 表 8—119 434 页 因为主动轴齿轮采用实心式齿轮 所以 L=(1.2~1.5)D1=60mm 因为从动轴齿轮采用腹板式齿轮 所以 D1= 1.6D1=88mm L=(1.2~1.5)D=66mm δ =4m=10mm c=0.2B=18mm

D2= df2-2δ ?=203.75mm D0=0.5(D1+D2)=145.88mm d0=0.25(D2-D1)=28.94mm n=0.5m=1.25mm 设定腹板 6 个孔

七、轴的设计计算
(一)从动轴的设计计算 已知:P4=2.6kw,从动齿轮转速 96.41 r/min。 分度圆直径 d2=222.5mm,单向传动,载荷平稳,工作时 间两班制。 (1)选择轴的材料,确定许用应力 查书表 16—2 得选用 45 钢, 正火处理, 硬度在 170~ 217HBW,抗拉强度ζ b=600Mpa 查书表 16—4 得许用弯曲应力[ζ -1bb]=55Mpa (2)按扭转强度计算最小直径 d≥C(P/n)1/3 由书表 16—3,C=118~107 取 C=115 d2≥34.49mm 考虑到轴颈上有一键槽,应将轴径增大 3%,但因为从动轴传 递的功率较小,故不用将轴径增大。 根据弹性套柱销连轴器 TL6 内孔直径取 d2=35mm,查附表 2 —10。选弹性套柱销联轴器(GB4324—1984) (3)轴的结构设计 (a) 确定轴上零件布置在箱中央, 轴承对称地布置在 两侧,轴在外轴端安装联轴器,齿轮以轴环和套筒实现轴向 定位和固定,以平键联接和过盈配合 H7/r6 实现周向固定。 查 5—3 表,为便于装拆和调整等要求,通常将轴设计成阶 梯轴。 (b)确定轴各段直径和长度

根据轴各段直径确定的原则,采用阶梯轴尺寸按由 小至大,由两端到中央的顺序确定。而装有密封件和滚动轴 承处的直径,则应与密封件和轴承的内径一致。轴上两个支 点的轴承,应尽量采用相同的型号,便于轴承座孔的加工。 查表 5—1 ①外伸轴直径 d1=35mm ②联轴器定位肩高度 a=3mm ,圆角半径 R=2,直径 d2=41mm ③为安装轴承便于安装,两滚动轴承处的轴 径直径 d3〉d2。且查表 5—1 查得,轴颈的 直径 d3=47mm。 因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表 面,所以两直径略有差值。即轴颈直径 d3=45mm。 因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载 荷, 所以选深沟球轴承来承受径向载荷。 选择轴承型号 60209 宽度系列代号为窄,直径系列代号为轻,内径代号 09。 ④安装齿轮,采用标准系列值,取 d4=55mm。 ⑤轴环处考虑齿轮定位和固定直径。查《机 械设计手册》 771 页 8 — 355 查 d5=

得 , a= ( 0.07 ~ 0.1 ) d4 , a=5.5 d4+2a=66mm

⑥轴上两轴承的轴径的直径应一致 d6=45mm。 (c)确定各段轴的长度 因为选用弹性套柱销联轴器(GB4323—1984) 。主 动端 Z 型轴孔,C 型键槽 dz=35mm,L=60mm,A=45mm。

TL6 型号。对于安装联轴器的轴段,应使轴段的长度略短 于相配轮毂的宽度。 ∴l1=58mm

为保证齿轮固定可靠,而且齿轮端面与箱体之间不 相碰及轴承拆卸方便,齿轮端面与箱体壁间应留有一定间 隙,为使轴承含在箱体内取两者之间间距为 15.79mm。选 择凸缘式轴承盖,密封圈 B=(6~14)mm,取 B=6mm。 根据 《机械设计手册》 6—92 1493 页。 表 轴承盖 b1=12mm, L`=16mm。 ∴l2=43.79mm 查《机械设计手册》 986 页 轴承宽度 b=19mm, r=2,套筒设定为 8mm。 ∴l3=41mm 安装齿轮的轴段,应使轴段的长度略短于相配轮毂 的宽度,因为轮毂宽度 L=66mm,所以跟齿轮联接的轴段 l4=64mm。 轴环宽度 l5=b=1.4a=7.7mm 根据《 机械设 计手 册 》 表 8—355 查得 轴径 l6=21mm 为防止传动件润滑油飞溅到轴承内,轴承面向箱体 内壁侧应加挡油环 l=(10~15)mm, 设定挡油环长度为 12mm。 ∴l6=33mm (二)主动轴的设计计算 已知:P3=2.71kw,主动齿轮转速 369.23 r/min。 分度圆直径 d1=57.5mm,单向传动,载荷平稳,工作时间 两班制 (1)选择轴的材料,确定许用应力 查书表 16—2 得选用 45 钢, 调质处理, 硬度在 217~ 255HBW,抗拉强度ζ b=650Mpa 查书表 16—4 得许用弯曲应力[ζ -1bb]=60Mpa (2)按扭转强度计算最小直径

d≥C(P/n)1/3 由书表 16—3,C=118~107 取 C=118 d2≥23.93mm 考虑到轴颈上有一键槽,应将轴径增大 3%,但因为从动轴传 递的功率较小,故不用将轴径增大。 根据弹性套柱销连轴器 TL4 内孔直径取 d1=24mm,查附表 2 —10。选弹性套柱销联轴器(GB4324—1984) (3)轴的结构设计 (a) 确定轴上零件布置在箱中央, 轴承对称地布置在 两侧,轴在外轴端安装联轴器,齿轮以轴环和套筒实现轴向 定位和固定,以平键联接和过盈配合 H7/r6 实现周向固定。 查 5—3 表,为便于装拆和调整等要求,通常将轴设计成阶 梯轴。 (b)确定轴各段直径和长度 根据轴各段直径确定的原则,采用阶梯轴尺寸按由 小至大,由两端到中央的顺序确定。而装有密封件和滚动 轴承处的直径,则应与密封件和轴承的内径一致。轴上两 个支点的轴承,应尽量采用相同的型号,便于轴承座孔的 加工。 查表 5—1 ①外伸轴直径 d1=24mm ②联轴器定位肩高度 a=2.5mm,圆角半径 R=1.5,直径 d2=29mm ③为安装轴承便于安装,两滚动轴承处的轴 径直径 d3〉d2。且查表 5—1 查得,轴颈的 直径 d3=24mm。 因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表 面,所以两直径略有差值。即轴颈直径 d3=35mm。 因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载荷,所以 选深沟球轴承来承受径向载荷。选择轴承型号 60207

宽度系列代号为窄,直径系列代号为轻,内径代号 07。 ④安装齿轮, 采用标准系列值, d4=40mm。 取 ⑤轴环处考虑齿轮定位和固定直径。查《机 械设计手册》 771 页 8 — 355 查 d5=

得 , a= ( 0.07 ~ 0.1 ) d4 , a=4.5 d4+2a=54mm

⑥轴上两轴承的轴径的直径应一致 d6=35mm。 (c)确定各段轴的长度 因为选用弹性套柱销联轴器(GB4323—1984) 。主 动端 Z 型轴孔,C 型键槽 dz=24mm,L=52mm,A=35mm。

TL4 型号。对于安装联轴器的轴段,应使轴段的长度略短 于相配轮毂的宽度。 ∴l1=50mm 为保证齿轮固定可靠,而且齿轮端面与箱体之间不 相碰及轴承拆卸方便,齿轮端面与箱体壁间应留有一定间 隙,为使轴承含在箱体内取两者之间间距为 18.69mm。选 择凸缘式轴承盖,密封圈 B=(6~14)mm,取 B=6mm。 根据 《机械设计手册》 6—92 1493 页。 表 轴承盖 b1=12mm, L`=20mm。 ∴l2=50.69mm 查《机械设计手册》 986 页 轴承宽度 b=17mm, r=2,套筒设定为 8mm。 ∴l3=39mm 安装齿轮的轴段,应使轴段的长度略短于相配轮毂 的宽度,因为轮毂宽度 L=66mm,所以跟齿轮联接的轴段 l4=64mm。 轴环宽度 l5=b=1.4a=6.3mm 根据《 机械设 计手册 》 表 8—355 查得 轴径

l6=19mm 为防止传动件润滑油飞溅到轴承内,轴承面向箱体 内壁侧应加挡油环 l=(10~15)mm, 设定挡油环长度为 12mm。 ∴l6=31mm (三)从动轴校核轴受力图 圆周力:Ft=2T/ d2=339.33N 径向力:Fr= Ft?tanα =760.1N

作用在右端带轮上的力 F=2500N,方向向下。 K=136mm L=56.2mm 解(1)画出轴的空间受力图 (2) 根据水平受力图求水平面支反力, 并画出水平弯矩图。 F1H=F2H=Ft/2=1169.67N 截面 a 处弯距为 MaH=F1HL/2=32.87N?m (3)根据垂直面受力图求垂直面支反力,并画出垂直 面弯距图。 F1V=Fr L/2L=380.05 N?m F2V= Fr- F1V=380.05 N?m ∴F1V= F2V 垂直面弯距 Mav=F2VL/2=10.68N?m (4)求 F 力在支点所产生的反力,并画出其弯距图 F1F=Fr K/L=6049.82N?m F2F= F- F1F=8549.82N?m F 力产生的弯距 MaF=FK=340N?m 在轴的 a—a 截面,F 力产生的弯距为

MaF=F 1FL/2=170N?m (5)求合成弯距,并画出合成弯距图 按 F 力作用的最不利的情况考虑, MaF 与 把 (Mav2+ MaH2)1/2 直接相加,得 Ma=(Mav2+ MaH2)1/2+MaF=204.56 N?m 画出转距图 T=260.25 N?m 由图可见,a—a 截面最危险,求当量弯距。 Me=[Ma2+ (2T)]21/2 由于轴的转距变化规律不清楚,所以按脉动变化转 距计算。 α =[ζ -1bb] / [ζ
0bb]

根据《机械设计手册》表 8—346 762 页 [ζ -1bb]=60Mpa ∴α =[ζ -1bb] / [ζ [ζ
0bb]=100Mpa

0bb]=0.6

Me=[Ma2+(α T)2]1/2=257.35 N?m (6)计算危险截面的直径 轴 的 材 料 选 用 45 钢 调 质 处 理 , 已 查 得 [ ζ -1bb]=60Mpa d≥(Me/0.1[ζ -1bb])1/3=35mm 说明:因截面 a 处有一键槽,应将直径增大 3%, 但因为轴传递的功率小。所以不增加。 结构设计图中此处直径为 55mm,故强度足够。

八、滚动轴承的选择及校核计算
1.从动轴滚动轴承的设计 a 选择轴承类型:由于单向传动主要受径向载荷,同 时也承受轴向载荷,选择深沟球轴承。 D=85mm b 选择轴承型号,根据轴径 d=45mm,选择轴承型号 60209 型滚动轴承。 c 验算 T=9550p/n=260.25 N?m Ft=2T/d2=2339.33 N?m Fr=Ft?tanα =760.1N 已知:轴承的使用期限(5~10 年) ,每年工作 243 天(两班制) 。 ∴Lh=19440h ∵直齿圆柱齿轮不承受轴向力

∴当量动载荷 P=x Fr 根据书表 ∴P=760.1N 根据《机械设计手册》 986 页 18—8 查得 x=1

Cr=2560KN C0=1810KN 根据书表 18—5 查得 当轴承的工作温度 100°C ft=1 根据书表 18—6 查得 载荷性质:为冲击,平稳。 fp=1.2 ∵轴承为深沟球轴承 ∴轴承的寿命指数ε =3 ∴Cr′= fp?p/ ft(60n/106?Lh′)1/ε =4387.3N ∵4.3873KN〈Cr ∴轴承型号 60209 型滚动轴承满足要求。 2.主动轴滚动轴承的设计 a 选择轴承类型:由于单向传动主要受径向载荷,同 时也承受轴向载荷,选择深沟球轴承。 D=72mm b 选择轴承型号,根据轴径 d=35mm,选择轴承型号 60207 型滚动轴承。 c 验算 T=9550p/n=70.09 N?m Ft=2T/d2=2437.91 N?m Fr=Ft?tanα =792.12N 已知:轴承的使用期限(5~10 年) ,每年工作 243 天(两班制) 。 ∴Lh=19440h

∵直齿圆柱齿轮不承受轴向力 ∴当量动载荷 P=x Fr 根据书表 ∴P=792.12N 根据《机械设计手册》 986 页 18—8 查得 x=1

Cr=2010KN C0=1390KN 根据书表 18—5 查得 当轴承的工作温度 100°C ft=1 根据书表 18—6 查得 载荷性质:为冲击,平稳。 fp=1.2 ∵轴承为深沟球轴承 ∴轴承的寿命指数ε =3 ∴Cr′= fp?p/ ft(60n/106?Lh′)1/ε =7176.6N ∵7.1766KN〈Cr ∴轴承型号 60207 型滚动轴承满足要求。

九、键联接的选择及校核计算
从动轴与齿轮配合处的键 已知:d=55mm 动。 (1) 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好,以防止啮合 不良。故联接选用平键。 根据轴径 d=55mm 由《机械设计手册》表 4—99 4—100 849 页查得 选用 A 型平键,尺寸为 b=16mm 说明:查《机械设计手册》可得键的长度应比 n=95.41r/min 载荷平稳,单向传

轴段短 5~10mm 故取 L=56mm h=10mm (2) 验算键联接挤压强度 A 型键 工作长度 l=L-b=40mm 查书表 15—3 查得许用应力挤压应力 [ζ F]=125~150Mpa ζ P=4000T/hld=47.32Mpa〈[ζ F] ∴合格 (3) 相配键槽设计 由《机械设计手册》表 4—99 查得 槽深 t=6 毂槽深 t1=4.4 尺寸偏差 宽度 轴 N9 -0.04 毂 JS±0.02 深度 轴 t0 0 毂 t1 0 ∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 5~10 ∴取轮毂装入侧的轴段端 5mm (4) 从动轴联轴器相配键槽的设计 已知:d2=35mm 向传动。 a 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好,以防止啮 合不良。故联接选用平键。 根据轴径 d=35mm 由《机械设计手册》表 4—99 849 页查得 选用 A 型平键,尺寸为 b=10mm h=8mm n=95.41 r/min 载荷平稳,单

说明:查《机械设计手册》可得键的长度应比 轴段短 5~10mm

故取 L=50mm 槽深 t=5 偏差 宽度 N9 -0.04 深度 t0 0 ∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 5~10mm ∴取轮毂装入侧的轴段端 3mm。 主动轴与齿轮配合处的键 已知:d=40mm 动。 (1) 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好,以防止啮合 不良。故联接选用平键。 根据轴径 d=40mm 由《机械设计手册》表 4—99 4—100 849 页查得 选用 A 型平键,尺寸为 b=12mm 说明:查《机械设计手册》可得键的长度应比 轴段短 5~10mm 故取 L=56mm h=8mm (2) 验算键联接挤压强度 A 型键 工作长度 l=L-b=44mm 查书表 15—3 查得许用应力挤压应力 [ζ F]=125~150Mpa ζ P=4000T/hld=19.91Mpa〈[ζ F] ∴合格 (3) 相配键槽设计 由《机械设计手册》表 4—99 查得 槽深 t=5 毂槽深 t1=3.3 尺寸偏差 n=369.23r/min 载荷平稳,单向传

宽度

轴 N9 -0.04 毂 JS±0.02

深度

轴 t0 0 毂 t1 0

∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 5~10 ∴取轮毂装入侧的轴段端 5mm (4) 主动轴联轴器相配键槽的设计 已知: 1=24mm d 向传动。 a 齿轮传动要求轴与齿轮对中要好,以防止啮 合不良。故联接选用平键。 根据轴径 d=24mm 由《机械设计手册》表 4—99 849 页查得 选用 A 型平键,尺寸为 b=8mm h=7mm n=369.23r/min 载荷平稳, 单

说明:查《机械设计手册》可得键的长度应比 轴段短 5~10mm 故取 L=40mm 槽深 t=4mm 偏差 宽度 N9 -0.04 深度 t0 0 ∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短 5~10mm ∴取轮毂装入侧的轴段端 3mm。

十、润滑的选择
1.齿轮的圆周速度 v=1.11m/s〈12m/s 采用池浴润滑,为 了减少搅拌损失和避免润池温度过高,大齿轮侵入油 池中的深度为 1 个全齿高,但不小于 10mm。但为避免 传动零件转动时将沉积在油底的污物搅起,造成齿面

磨损,应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于 30~ 50mm。根据书表 4—14 查得,齿轮传动润滑油粘度为 220cSt。 2.轴承的润滑 ∵ d1n1=0.13?105 mm? 〈 r/min (1.5~2) ?105 mm? r/min d2n2=0.043 ? 105 mm ? r/min 〈 1.5 ~ 2 ) ? 105 ( mm?r/min ∴ 采用脂润滑,润滑脂填充量不得超过轴承空隙的

1/3~1/2,过多会引起轴承发热。 3.轴承密封的选择:密封是为了防止灰尘,水份等侵 入轴承,并且防止润滑剂流入。 根据密封类型的特点:选用毡圈密封,轴颈圆周速 度 v〈5m/s 合适。毡圈材料为毛毡,安装前用热矿物油 浸渍。 主动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。d0=29mm, 毛毡尺寸 d= d0-1=28mm D= d0+(14~20)=45mm B=6mm 槽的尺寸 d1= d0+(1~2)=30mm D1=D+(1~2)=46mm B1=B+(0.5~1.5)=5mm 从动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。d0=41mm, 毛毡尺寸 d= d0-1=40mm D= d0+(14~20)=55mm B=6mm 槽的尺寸 d1= d0+(1~2)=42mm D1=D+(1~2)=56mm B1=B+(0.5~1.5)=5mm

十一、联轴器的选择

根据其特点,补偿两轴相对偏移、减振、缓冲、绝 缘性能,重量较轻,承载能力大,工作温度〈100°C。 由附表 2—10 选择弹性套柱销联轴器。 主动轴联轴器型号为 TL4 型。 从动轴联轴器型号为 TL6 型。

十二、轴承盖的选择
选用可穿透端盖结构,故选用凸缘式轴承盖。 主动轴 D=72mm,根据《机械设计手册》表 4—230 986 页 轴承外径,根据表 4—2 查得,d3=9mm 端盖上 螺钉数目为 4。 d0= d3+1=10mm D0= D+2.5 d3=94.5mm D2= D0+2.5 d3=117mm e=1.2 d3=10.8mm e1≥e=10.8 D4= D-(10~15)=60mm L=0.15D=10.8mm 选用可穿透端盖结构,故选用凸缘式轴承盖。 从动轴 D=85mm,根据《机械设计手册》表 4—230 986 页 轴承外径, 根据表 4—2 查得, 3=10mm 端盖上 d 螺钉数目为 4。 d0= d3+1=11mm D0= D+2.5 d3=110mm D2= D0+2.5 d3=135mm e=1.2 d3=12mm e1≥e=12 D4= D-(10~15)=70mm L=0.15D=10.8mm

十三、减速器箱体和附件设计
(1) 减速器箱体: 1. 箱座壁厚δ =0.025a+1=3.6mm ∵一级齿轮减速器δ ≥8mm ∴箱体壁厚取δ 1=8mm 2. 箱盖壁厚δ 1=0.2a+1=2.175mm ∵一级齿轮减速器δ 1≥8mm ∴箱体壁厚取δ 1=8mm 3. 箱盖凸缘厚度 b1=1.5δ 1=12mm 4. 箱座凸缘厚度 b=1.5δ =12mm 5. 箱座凸缘厚度 b=1.5δ =12mm 6. 地脚螺钉直径 df=0.036a+12=18 7. 地脚螺钉数目 ∵a=150mm〈250mm ∴ n=4

8. 轴承旁连接螺栓直径 d1=0.75 df=M14 9. 盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5~0.6)df=M9 10. 连接螺栓 d2 的距离 l=125~200 11. 轴承端盖螺钉直径 d3=M10 12. 检查孔盖螺钉直径 d4=(0.3~0.4)df=7.2 根据表 4—4 取 d4=M8 13. 定位销直径 d=(0.7~0.8)d2=7.2mm 14. 箱座加强肋厚度 m=0.85δ =6.8mm 15. 箱盖加强肋厚度 m1=0.85δ 1=6.8mm 16. 轴承盖螺钉分布圆直径 主动轴 D=72mm 根据《机械设计手册》表 8—401 查得 轴承盖螺钉分布圆直径 D1=95mm 轴承座凸缘端面直径 D2=115mm 从动轴 D=85mm

根据《机械设计手册》表 8—401 查得 轴承盖螺钉分布圆直径 D1=110mm 轴承座凸缘端面直径 D2=130mm 17. 地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸 df=18mm 根据《机械设计手册》表 8—398 查得 到外箱壁距离 C1′=25 到凸缘边距离 C2′=22 D0′=45 18. 轴承座旁连接螺栓孔凸缘的配置尺寸 d1=14mm 根据《机械设计手册》表 8—397 查得 到外箱壁距离 C1=22 到凸缘边距离 C2=18 D0=30 r=4 19. 盖与座连接螺栓孔凸缘的配置尺寸 d2=9mm 根据《机械设计手册》表 8—397 查得 到外箱壁距离 C1=15 到凸缘边距离 C2=13 D0=20 r=3 20. 箱座铸造壁相交部分的尺寸δ =8mm 根据《机械设计手册》表 8—399 查得 X=3 Y=15 R=5 21. 箱盖铸造壁相交部分的尺寸δ 1=8mm 根据《机械设计手册》表 8—399 查得

X=3 Y=15 R=5 22.箱体内壁和齿顶的间隙 △〉1.2δ =9.6mm 故取△=10mm 23.箱体内壁与齿轮端面的间隙△1≈10~15 取△1=12mm 24.底座深度 Hd=0.5d+(30~50)=156mm 25.底座高度 H=Hd+δ +(5~10)=171mm 26.外箱盖至轴承座端面距离 l1= C1 +C2+(5~10)=46mm 27.轴承座连接螺栓间的距离 说明: 因尽量靠近, 以与端盖螺栓互不干涉为准。 主动轴 S= D1+(2~2.5)d1=70 从动轴 S2= D2+(2~2.5)d1=80 但因为距离太近 取 S=124 (二)附件设计: 1.挡油环设计 采用脂润滑时, 为防止箱体内润滑油飞溅到轴承 内, 稀释润滑脂而变质, 同时防止油脂泄入箱内 轴承面向箱体内壁一侧应加挡油环。 挡油板做成齿状, 主动轴, 挡油环厚度为 6.9mm, 挡油环与轴承间隔为 3.9mm,置于轴承内侧。 从动轴, 挡油环厚度为 7.2mm, 挡油环与轴承间 隔为 5mm,置于轴承内侧。 2.视孔盖 为检查传动零件的啮合情况,并向箱体内注入 润滑油。在箱体的适当位置设置观察孔,视孔 盖用螺钉固定在箱盖上。

根据表 4—4 查得 取 A=115mm B=90mm A1=75 B1=50mm A2=95mm B2=70mm h=3mm R=10mm 螺钉 d=M8 L=15 4 个 3.通气器 减速器工作时,箱体内温度升高,气体膨胀, 压力增大,为使箱体内热胀空气能自由排出, 以保持箱内外压力平衡,不致使润滑油沿分合 面、轴伸密封处或其他缝隙渗漏,在箱体顶部 装通电器。 选择通气器类型为简单式通气器。 根据表 4—5 查得 取 d=M10?1 D=13mm D1=11.5mm S=10mm L=16mm l=8mm a=2mm d1=3mm 4.油标 为检查减速器内油池面的高度及油的颜色是 否正常,经常保持油池内有适量的能使用的 油,一般在箱体便于、油面较稳定的部分, 安装油标。选择油标类型为油标尺。 根据表 4—7 查得, d=M12 d1=4mm d2=12mm d3=6mm h=28mm a=10mm b=6mm C=4mm D=20mm D1=16mm 5.油塞 为在换油时便于排污油和清洗剂, 应在箱底 部、油池的最低位置处开设放油孔,平时用 油塞将放油孔堵住。 根据表 4—10 查得,外六角螺塞的尺寸为 d=M12?1.25 d1=10.2 D=22

e=15 S=13 L=24 h=12 b=3 b1=2 c=1.0 6.定位销 为保证每次拆装箱盖时, 仍保持轴承座孔制 造加工时的精度,应在精加工轴承孔前,在 箱盖与箱座的连接凸缘上配装圆锥定位销。 因为采用多销定位, 相对于箱体应为非对称 布置,以免配错位。 圆锥销的结构尺寸 dmin=9.94mm l=60mm dmax=10mm a≈1.2mm r1≈d1=9.94mm r2≈a/2+d+(0.021)2/8a=10.54mm 公称直径 d=10mm,长度 l=60mm, 材料 35 钢,热处理硬度 28~38HRC, 表面氧化处理 A 型圆锥销。 7.启盖螺钉 为加强密封效果,通常装配时在箱体剖 分面以上有水玻璃或密封胶,然而在拆 卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常 在箱盖连接凸缘的适当位置, 加工出 1~ 2 个螺孔, 旋入启盖螺钉, 将上箱盖顶起。 8.起吊装置 当减速器重量超过 25kg 时,为了便于拆 卸和搬运,在箱体上应设置起吊装置。 它常由箱盖上的吊孔和箱座上的吊钩构 成。 吊钩在箱座上铸出。 根据表 4—12 查得。 K=C1+ C2=40mm H≈32mm h≈0.5H=16mm r≈0.25K=10mm

b≈(1.8~2.5)δ =20mm 9.套筒 防止轴上零件的轴向定位移动,使零件 准确而可靠地处在规定的位置,以保证 机器的正常工作。 主动轴的套筒直径为 47mm,宽为 8mm 从动轴的套筒直径为 59mm,宽为 4.9 10.回油沟的形状及尺寸 a=5 b=8 c=5

齿轮零件图

从动轴零件图

装配图

设 计 心 得
经过两周的机械设计实习,使我学习并掌握了更多的机械设计中的知 识,通过这次实习我也能把上课所学到的理论知识联系到实际的机械设计中去, 从而更加巩固了上课时学习的内容和提高了机械设计的水平, 了解了设计时需要 的内容和设计步骤,及其设计出的零件组成。 这次实习是进行一级圆柱齿轮减速器设计,首先是对电动机的选择,再 计算出各带的传递功率、转速和转距。然后进行传动零件的设计计算,从而对 V 带轮和 V 带各部分进行正确的选择,再对圆柱齿轮进行设计,计算出圆柱齿轮 各个尺寸,从而设计出合理的圆柱齿轮。再进行齿轮轴的设计,计算出齿轮轴上 的各径向和轴向尺寸。 再对滚动轴承进行选择,选择出只受径向力的深沟球轴承 和对轴承进行校核。 再进行对键的联接的设计和校核计算,选择保证正常工作的 键。最后进行润滑的选择、联轴器的选择和轴承盖的选择。然后再对减速器箱体 和附件进行设计尺寸。 最后对设计完的一级圆柱齿轮减速器的各零件部分用 CAD 绘画出装配 图和零件图,用此来检查自己设计出的各零件尺寸是否正确、组装是否合理、是

否满足设计要求。 这次实习使我能更加了解了机械设计的知识,使我巩固理论知识,提高 实际问题的思考分析能力, 进一步提高了我独立解决问题的能力。也使我进一步 认识一级圆柱齿轮减速器的内部结构,掌握各部分的计算和进行正确的选择;进 一步加强了我独立工作能力的培养、巩固专业知识、锻炼了专业技能。 在此要谢谢指导老师老师的悉心教导和装备制造系按排的实习,这次更 加提高自我的知识和发现自身存在的不足,来使我们的知识能更丰富,能为国家 做出自己的贡献。


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