单级直齿圆柱齿轮减速器设计
毕 业 设 计 设计题目:
专 业:班 级:
姓 名:学 号:指导老师: 单级直齿圆柱齿轮减速器设计 级 班
四川交通职业技术学院
自动化工程系
2011年10月27日
单级直齿圆柱齿轮减速器设计
摘要
本次设计主要针对单级直齿圆柱齿轮减速器的设计过程,介绍了减速器设计过程中要掌握的知识,比如项目任务的制定;传动方案参数的分析;电动机的选择;运动参数的计算;传动零件的设计计算;轴承的选择计算;减速器轴的设计计算;键联接和联轴器的选择计算;润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择
关键词:项目任务书 传动方案参数分析 减速器的设计计算
目 录
题目………………………………………………………………………………(1) 摘要………………………………………………………………………………(1) 目录………………………………………………………………………………(2) 前言………………………………………………………………………………(1)
一、 项目任务的制定…………………………………………………………(3)
二、 传动方案参数的分析……………………………………………………(4)
三、 电动机的选择……………………………………………………………(5)
3.4电动机转速的确定………………………………………………………(5)
3.3传动比的确定……………………………………………………………(5)
3.2卷筒轴转速确定…………………………………………………………(5)
3.1主要参数…………………………………………………………………(5)
四、 运动参数的计算…………………………………………………………(6)
4.2 有关公式………………………………………………………………(6)
4.1转速………………………………………………………………………(6)
五、 传动零件的设计计算……………………………………………………(7)
5.1 V带的选择计算…………………………………………………………(7)
5.1.1 确定计算功率……………………………………………………(7)
5.1.2 选择V带型号……………………………………………………(7)
5.1.3 确定带轮基准直径………………………………………………(7)
5.1.4 验算带速…………………………………………………………(7)
5.1.5 确定V带的基准长度和传动中心距……………………………(7)
5.1.6 验算主动轮上的回转角…………………………………………(7)
5.1.7 计算V带根数……………………………………………………(8)
5.1.8 计算V带合适动拉力…………………………………………… (8)
5.1.9 计算作用在轴上的载荷…………………………………………(8)
5.2 减速器设计计算………………………………………………………(8)
5.2.1选择材料及精度等级……………………………………………(8)
5.2.2按齿面接触强度设计……………………………………………(8)
5.2.3主要参数的确定和主要尺寸计算………………………………(9)
5.2.4按弯曲疲劳强度效核……………………………………………(9)
5.2.5验算齿轮圆周速度………………………………………………(10)
六、 轴承的选择计算………………………………………………………(11)
6.1输出轴…………………………………………………………………(11)
6.1.3选择轴承型号……………………………………………………(11)
6.1.2计算所需的径向额定动载荷值…………………………………(11)
6.1.1求当量动载荷……………………………………………………(11)
6.1输入轴…………………………………………………………………(11)
七、 减速器轴的设计计算…………………………………………………(12)
7.1 输出轴…………………………………………………………………(12)
7.1.1选择轴的材料,确定许用应力…………………………………(12)
7.1.2设计轴的结构并绘制结构草图…………………………………(12)
7.1.3确定轴上零件的位置和固定方式………………………………(13)
7.1.4确定各轴段直径…………………………………………………(13)
7.1.5确定各轴段的长度………………………………………………(14)
7.1.6选定轴的结构细节………………………………………………(14)
7.1.7按弯扭合成强度校核轴颈………………………………………(16)
7.1.8修改轴的结构……………………………………………………(17)
7.2 输入轴…………………………………………………………………(17)
7.2.1材料………………………………………………………………(17)
7.2.2估算………………………………………………………………(17)
7.2.3设计结构简图……………………………………………………(18)
7.2.4确定各轴段直径和长度…………………………………………(18)
7.2.5修改轴的结构……………………………………………………(18)
八、 键联接和联轴器的选择计算…………………………………………(19)
8.1转矩、强度的计算………………………………………………………(19)
8.1.1输入轴……………………………………………………………(19)
8.1.2输出轴……………………………………………………………(19)
8.2联轴器选择……………………………………………………………(19)
8.3键槽尺寸设计…………………………………………………………(20)
九、 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择……………………………(21) 结论………………………………………………………………………………(22) 谢词………………………………………………………………………………(23) 参考文献…………………………………………………………………………(24)
附录一、齿轮
附录二、输入轴
附录三、输出轴
附录四、减速器装配图
前 言
机械设计(machine design),根据用户的使用要求对专用机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸、润滑方法等进行构思、分析和计算并 将其转化为具体的描述以作为制造依据的工作过程。 机械设计是机械工程的重要组成部分,是机械生产的第一步,是决定机械性能的最主要的因素。机械设计的努力目标是:在各种限定的条件(如材料、加工能力、理论知识和计算手段等)下设计出最好的机械,即做出优化设计。优化设计需要综合地考虑许多要求,一般有:最好工作性能、最低制造成本、最小尺寸和重量、使用中最可靠性、最低消耗和最少环境污染。这些要求常是互相矛盾的,而且它们之间的相对重要性因机械种类和用途的不同而异。设计者的任务是按具体情况权衡轻重,统筹兼顾,使设计的机械有最优的综合技术经济效果。
主要程序:
1、 根据用户订货、市场需要和新科研成果制定设计任务。
2、 初步设计。包括确定机械的工作原理和基本结构形式,进行运动设计、结
构设计并绘制初步总图以及初步审查。
3、 技术设计。包括修改设计(根据初审意见)、绘制全部零部件和新的总图
以及第二次审查。
4、 工作图设计。包括最后的修改(根据二审意见)、绘制全部工作图(如零
件图、部件装配图和总装配图等)、制定全部技术文件(如零件表、易损
件清单、使用说明等)。
5、 定型设计。用于成批或大量生产的机械。对于某些设计任务比较简单(如
简单机械的新型设计、一般机械的继承设计或变型设计等)的机械设计可
省去初步设计程序。
在设计开始之前,先要制定设计任务。当设计任务比较复杂时,一般采用三阶段设计,即初步设计、技术设计和工作图设计;当任务比较简单,如简单机械的新型设计、一般机械的继承设计或变型设计,则一开始就将设计做到技术设计深度,经审查、修改和批准后做工作图设计,而成为两阶段设计。在三阶段设计
中的初步设计阶段,设计的主要步骤是:确定工作原理和基本结构型式,运动设计,设计主要零、部件、绘制初步总图,初步设计审查。在技术设计阶段,主要步骤是:根据审查意见修改设计,设计全部零、部件,绘制新的总图,技术设计审查。在工作图设计阶段,根据审查意见修改设计,绘制全部工作图和制定全部技术文件。对于批量或大量生产的产品,还要进行定型设计。
一、项目任务书
皮带输送机传动装置(原动机为电动机,工作机为皮带输送机、传动方案采用了两级传动,第一级V带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器) 原始数据:
1、 运输带拉力:F=2000N;
2、 运输带的工作速率:ν=1.5m/s
3、 卷筒直径:D=500mm
4、 卷筒效率:0.96
设计工作条件:2班制每班工作6小时;空载启动;连续单向运转;载荷平稳;工作期限8年;小批量生产。
二、传动方案分析
原动机为电动机,工作机为皮带输送机。
由于原动机是电动机,其速度快且启动速度非常快,所以必须降速。弹性带可缓冲吸振,传动平稳,噪声小。特别是过载时,带会在带轮上打滑,从而起到保护其他传动件免受损坏。带传动也很适用于高速平稳传动。所以第一级传动选为带传动。但带传动降速后任然不能满足我们对速度的需求,必须再次降速。由于经过带的降速后速度不是很大,所以选用传动比稳定,传动效率高,工作寿命长的齿轮传动。齿轮传动平稳准确承载能力高,最重要的是瞬时传动比为常数。
故传动方案采用两级传动。第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器传动。
三、电动机选择计算
3.1主要参数
F=2KN,V=1.5m/s,ŋ=0.96,D=500mm
Pω=FV=3KW
Ped=Pω/ŋ=Pω/ (ŋ1*ŋ2*ŋ3*ŋ4*ŋ5*ŋ6)=3.61KW (这里的ŋ1取0.96、ŋ2取0.99、ŋ3取0.97、ŋ4取0.97、ŋ5取0.98、ŋ6取0.96)
3.2卷筒轴转速确定
nω=60*1000*V/(π*D)=60*1000*1.5/(3.14*500)=57.3r/min
确定卷筒轴的转速为 nω﹦57.3r∕min
3.3传动比的确定
V带传动比I1﹦2~4 单级齿轮传动比I2﹦3~5
总传动比Ι﹦6~20 带Ι﹦3.8 齿Ι﹦4.4
3.4电动机转速的确定
n﹦57.3³(16~20)﹦344~~1146r∕min
通过计算选用转速为1500r/min和1000r/min的电机。
(表3-1)
经过查(表3-1)选取Y132M1-6 4KW、960r/min的电机
四、运动参数
4.1转速
n轴Ι﹦960∕3.8﹦253r∕min
n轴Ⅱ﹦229∕4.4=57r∕min
4.2 有关公式
Pω=FV
Pd=Pω/ŋ (ŋ=·······)
nω=V/(π*D)
( F为工作阻力,单位为N、V是卷筒的线速度,单位为m/s、T为工作阻力矩,单位为N*m,nω为工作机卷筒的转速,单位为r/min、ŋω是工作机的效率,D为卷筒直径)
五、传动零件的设计计算
5.1 V带的选择计算
已知:P﹦3.61KW 转速n1=960r∕min n2﹦57.4r∕min d﹦500mm , 带传动每天工作12小时,设计该V带传动比i
5.1.1确定计算功率Pc
根据V带传动的工作条件,查机械设计基础与实践表8—3,可知Ka﹦1.2 Pc﹦Ka²P﹦1.2³3.61﹦4.33KW
5.1.2选择V带型号
根据Pc²n1,由机械设计基础与实践机械设计基础与实践图8—9,选择A型V带
5.1.3确定带轮基准直径dd1,dd2
由机械设计基础与实践表8—5可知,dd1=125
根据机械设计基础与实践表8—15,从动轮的基准直径为:
dd2﹦n1∕n2³dd1﹦3.8³125﹦475mm
根据机械设计基础与实践表8—4,可知dd2﹦500mm
5.1.4验算带速V
V﹦πdd1n1∕60³1000﹦6.28m∕s
V在5~25m∕s的范围内,满足条件
5.1.5确定V带的基准长度和传动中心距
中心距a0﹦800mm
根据机械设计基础与实践表8—20,可计算
L0=2a0+π∕2(dd1+dd2)+﹙dd2-dd1) ²∕4a0﹦2625mm
由机械设计基础与实践表8—2 可选Ld﹦2500mm
计算实际中心距 a≈a0+Ld-L0)∕2﹦737mm
5.1.6验算主动轮上的回转角α
由机械设计基础与实践式子8—22得:α﹦180°-﹙dd2-dd1﹚/α³57.3°﹦150.8°>120°
故主动轮上的回转角合适
5.1.7计算V带根数Z
根据n1﹦960r∕min dd1﹦125mm 查机械设计基础与实践表8—5,得P0﹦1.40KW 由带型、小带轮转速、传动比,查机械设计基础与实践表8—6得
ΔP0﹦0.11KW 查机械设计基础与实践表8-7得Kα﹦0.92 查机械设计基础与实践表8—2得K1=1.09
Z=4.33∕(1.4+0.11)³0.92³1.09﹦2.85≈3 则取Z﹦3
5.1.8计算V带合适动拉力F0
由机械设计基础与实践式子8—24 得
F0﹦500Pc∕2V(2.5∕Kα-1﹚+qv²
查机械设计基础与实践表8—1 得q﹦0.11Kg∕m
即F0=201.7N
5.1.9计算作用在轴上的载荷Fq
由机械设计基础与实践式子8—25 得 Fq=2Z³F0³sin(α∕2)﹦1171.2N
5.2 减速器设计计算
设计通用单级直齿圆柱齿轮减速器。已知传递的功率P﹦3.47KW,小齿轮转速n1﹦240r∕min,传动比i﹦4.2 单项运转 ,载荷平稳,电动机驱动,使用寿命8年 。
5.2.1选择材料及精度等级
小齿轮选用45钢,调质处理,硬度为250HBS,大齿轮选45钢 ,正火处理,硬度为210HBS,普通减速器,由机械设计基础与实践表6—6,选8级精度。
5.2.2按齿面接触强度设计
本传动是闭式软齿传动,其主要失效形式为疲劳点蚀,因此根据齿面接触疲劳强度设计。
1)载荷系数K
查机械设计基础与实践表6—10得 取K﹦1.1
查机械设计基础与实践表6—12得 取Ζz﹦189.9
根据机械设计基础与实践图6—35 取Ζh﹦2.5
单级齿轮传动为对称布置,由6—11,ψd﹦1
2)转矩T1
T1﹦9.55³106﹤P∕N1﹦138077N.mm
3)许用接触应力[6H]
根据机械设计基础与实践图6—29,αHlim1=590mpa αHlim2﹦540mpa 由机械设计基础与实践表6—9得,取SH﹦1
n1﹦60njtn=60³240³8³300³12=4.15³108
n2=n1∕i=9.88³107
根据机械设计基础与实践图6—30中曲线1 得 :Zn1﹦1.07 Zn2﹦1.15
[αH1]﹦aHlim1Zn1∕SH﹦631mpa
[αH2]﹦aHlim2Zn2∕SH﹦621mpa
d1≥﹛(U±1﹚2KT1[ZEZH∕αH]2∕4dU﹜1∕3=60.35mm
5.2.3主要参数的确定和主要尺寸计算
①齿数Z
小齿轮齿数Z1取23 ,则大齿轮齿数Z2为92
②模数
m﹦d1∕Z1=60.35∕23=2.62mm
由机械设计基础与实践表6—1得 ,取标准模数m﹦2.5mm
③计算圆直径
d1﹦mZ1﹦2.5³23﹦57.5mm d2﹦mZ2﹦2.5³92﹦230mm
④齿宽
b﹦ψdd1﹦1³57.5﹦57.5mm 取b2﹦58mm b1=b2+5﹦63mm
⑤中心距.
a﹦1∕2m(Z1+Z2﹚﹦1∕2³2.5﹙23+92﹚﹦143.75mm
5.2.4按弯曲疲劳强度效核
1.齿型系数
由机械设计基础与实践图6—33,Yf1﹦2.75 Yf2﹦2.2
2.弯曲疲劳许用应力
由机械设计基础与实践图6—27 αFlim1﹦200mpa αFlim2﹦180mpa
由机械设计基础与实践表6—9得 Sf=1.3
由机械设计基础与实践6—28得 Yn1=Yn2=1
由机械设计基础与实践6—20得:
[αF1]﹦αFlim1.Yn1∕Sf﹞﹦200³1∕1.3=154mpa
[αF2]﹦αFlim2.Yn2∕Sf=180³1∕1.3=138mpa
3.效核计算
αF1﹦2K.T1.Yf1∕b1.m²Z1﹦92.24﹤162
αF2﹦2K.T1.Yf2∕b2.m².Z1﹦80.15﹤138
故齿根弯曲强度足够
5.2.5验算齿轮圆周速度
V﹦πd1n1∕60³1000﹦0.76m∕s
六、轴承的选择
6.1输入轴
输入轴选用的是深沟球轴承,轴直径为d=35mm,径向力Fr为1748N,工作温度正常,预计寿命为25000h,选型号。
6.1.1求当量动载荷p
由机械设计基础与实践式(13-10)得p=fpXFr,查机械设计基础与实践表13-9得fp=1.5,根据机械设计基础与实践13-8,X取0.56,则
P=1.5³0.56³1748=1527N。
6.1.2计算所需的径向额定动载荷值
由机械设计基础与实践式(13-8)
C=P/ft(60nHh/1000000)1/e=10863N
6.1.3选择轴承型号
查有关手册,根据d=35mm,选得深沟球轴承(型号6207)合适。
6.1输出轴
同理可得输出轴承可选d=55mm的深沟球轴承(型号6211)。
七、减速器的设计计算
7.1 输出轴
由上可知:传递功率P=3.47KW,输出轴转速n=57.1r/min ,从动齿轮的分度圆直径d=230mm,作用在齿轮上的圆周力Ft=4803N,径向力Fr=1748N。齿轮轮轂宽度为58mm,工作时单项运转,由计算得轴承采用型号为6207深沟球轴承。
7.1.1选择轴的材料,确定许用应力
由已知条件可知传递功率为中小功率,对材料无特殊要求,故选用45号钢并经调质处理。由机械设计基础与实践表12—1查得强度极限σb=650MPa,[σ-1]=60MPa。
按扭转强度估算最小直径。
根据表12-6得C=107~118,又由机械设计基础与实践式〔12-2〕得
d≥C=〔107~118〕=44.1~48.4mm
考虑到轴的最小直径要安装联轴器,会有键槽存在,故需将直径加大3%~5%,取为43.8~48.2mm。由设计手册查联轴器的标准孔径,取d1=45mm。
7.1.2设计轴的结构并绘制结构草图
作出装配简图(图7-1),拟定轴上零件的装配方案。
( 图 7 – 1 )
作图时必须以轴承为中心,并考虑到传动件的安装与固定。如上图所示为减速器的装配简图,图中给出了减速器主要零件的相互位置关系。轴设计时,即可按此确定轴上主要零件的安装位置,并由经验值确定重要安装尺寸。为了保证齿轮有足够的活动空间和防止齿轮变形,齿轮端面与箱体内壁应留有距离a,a一般取10~15mm;为了防止热油溅入滚动轴承,滚动轴承端面与箱体内壁间应留有距离s,分为两种情况:对于油润滑的轴承,S一般取3~5mm,对于脂润滑轴承,S一般取5~10mm;为了保证联轴器顺利装拆与运动,联轴器与轴承端盖间应留有距离l,l一般取10~30mm。
7.1.3确定轴上零件的位置和固定方式。
(图7-2)
根据上图中输出轴在减速器中的安装以及使用情况,可设计出轴的结构,如图7-2所示。齿轮从轴的右端装入,齿轮的左端用轴肩定位,右端用套筒定位,这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接,同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性,故采用H7/r6的配合。由于轴承对称安装与齿轮的两侧,则其左轴承用轴肩固定,右轴承用套筒的右端面来定位,轴承的周向固定采用过盈配合。轴承的外圆位置由轴承盖顶住,这样轴组件的轴向位置即可完成固定。
7.1.4确定各轴段直径。
如上图及下图所示,该轴可分为5段来确定尺寸。
轴段①:为轴的最小直径,由第一步可知,d1=48mm。
轴段②:d2=d1+2h1,h1为定位轴肩,由机械设计基础与实践表12 -4可知,h1=〔0.07-0.1〕d1=3.36~4.8mm取h1=3.5mm,故d2=55mm。正好符合轴承标准
内径系列,如不符合,必须圆整至轴承标准内径。
轴段③:d3=d2+2h2,h2为非定位轴肩,由机械设计基础与实践12-4可知,取2mm即可,但考虑到加工,h2取2.5mm,则d3=60mm。
轴承④:d4=d3+2h3,h3为定位轴肩,由机械设计基础与实践表12-4可知,h3=R(C)+(0.5~2)mm,由表查得R(C)=3mm,取h3=4mm,则d4=68mm,定位轴承内圈处直径d5的确定,可查机械手册中6207型滚动轴承的安装高度,得d5=65mm。
轴段⑤:因与轴段②装有同样的轴承,故d6=d2=55mm。
7.1.5确定各轴段的长度。
轴段①:L1=半联轴器的长度 -(5~10)mm,查手册可得半联轴器的长度为84mm,故取L1=78mm。
轴段②:L2=a + s + 轴承盖宽度 + l +(2~3)mm,取a=15mm,s=5mm。盖宽度应根据箱体等结构尺寸确定,轴承盖宽s=5mm,取l=10mm,最后确定L2=71mm。
轴段③:L3=齿轮轮毂宽度-(2~3)mm=55mm
轴段④:L4=5mm,L5=10mm
轴段⑤:L6=21mm
在轴段①③上加工键槽,使两键槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮毂宽度小于5~10mm,键槽的宽度查手册得:14、18。
7.1.6选定轴的结构细节,如圆度、倒角和退刀槽等的尺寸。
按设计结果画出轴的结构简图如(图7-3)a所示。
( 图 7 – 3 )
7.1.7按弯扭合成强度校核轴颈。
1. 画出轴的受力图,如(图7-3)b所示。 2. 作水平面内的弯矩图,如(图7-3)c所示。
支点反力为FHA = FHB = Ft/2 = 2402 N Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为
MH1=2402³118/2 =141718 N²mm Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为 MH2=2402³29 =69658 N²mm
3. 作垂直面内的弯矩图,如(图7-3)d所示,支点反力为
FVA=Fr2/2=874 N FVB=Fr2 -FVA =874 N Ⅰ-Ⅰ截面左侧的弯矩为 MVⅠ左=FVA/2=51566 N Ⅰ-Ⅰ截面右侧的弯矩为
MVⅠ右=FVB/2=51566 N Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为 MVⅡ=FVB³29=25346 N
4. 作合成弯矩图,如(图7-3)e所示。 M=Ⅰ-Ⅰ截面为 MⅠ左=
=150918 N²mm
MⅡ右=Ⅱ-Ⅱ截面为 MⅡ=
=150918 N²mm
=74180 N²mm
5. 作转矩图,如(图7-3)f所示。
T=9.55³106P/n=580359 N²mm 6. 求当量弯矩,如(图7-3)g所示。
因单向运转,故可认为转矩为脉动循环变化,修正系数α为0.6。 Ⅰ-Ⅰ截面为 MeⅠ=Ⅱ-Ⅱ截面为 MeⅡ=
7. 确定危险截面及校核强度。
由(图7-2)g可以看出,截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同,但弯矩MeⅠ﹥MeⅡ,且轴上还有键槽,故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面。但由于轴经d3>d2,故也因对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。 Ⅰ-Ⅰ截面为
σσ
eⅠ
=379513 N²mm
=356029 N²mm
=MeⅠ/W=17.6 M Pa =MeⅡ/W=21.4 M Pa
≤[σ-1] =60 M Pa的条件,故设计的轴有足够的强度,并有一定
eⅡ
满足σ的裕度。
eⅡ
7.1.8修改轴的结构
因所设计轴的强度裕度合适,故此轴不必再进行结构修改。
7.2 输入轴
已知P=3.466 KW,n1=240rad/min,齿轮d =57.5,B =63mm,带轮A型,3根,由计算得轴承选6211 7.2.1材料
由条件可知传递功率为中小功率,对材料无特殊要求,故选用45号钢并经调质处理。 7.2.2估算
d min=C =26~29mm
则 d min=28mm 7.2.3设计结构简图
确定轴上零件的位置和固定方式。
7.2.4确定各轴段直径和长度
轴段①:为轴的最小直径,d1=28 mm。长度L1 =带轮宽 -1 =(Z-1)³e +2f -1,其中Z为轮槽数,e为槽间距,f为槽边距。则L1=B(带轮)=(3-1)³15 +2³9 -1=47mm
轴段②:d2=d1+2h1,h1为定位轴肩,由h x=(0.07~0.1)d x得h1=1.96~2.8,取h1=2.5,可知d2=33mm。长度L2=a+轴承壁厚度 –轴承宽度=34mm
轴段③:d3=轴承宽度=d2+2h2=35mm,L3轴承宽度=17mm 轴段④:d4=d3+2h3=43mm,L4=17.5mm 轴段⑤:d5=57.5mm,L5=63mm 轴段⑥:d6=d4=43mm,L6=L4=17.5mm 轴段⑦:d7=d3=35mm,L7=L4=17mm 确定轴段①上的键槽宽度:8 mm
经校核,设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度。 7.2.5修改轴的结构
因所设计的的强度裕度合适,故此轴不必再进行结构修改。
八、键联接和联轴器的选择计算
8.1 转矩、强度的计算
普通键的主要失效形式为接触面压溃,所以计算其强度
8.1.1 输入轴
由机械设计基础与实践式(11-5)得:
T=9550000³P/n=9550000³3.416/240=135928.33N²mm 由机械设计基础与实践式(11-2)得:
σ=4T/dhl=135928.33/(28³8³50)=48.55
8.1.2 输出轴
由机械设计基础与实践式(11-5)得
T=9550000³P/n=9550000³3.416/57.1=565614.21N²mm 由机械设计基础与实践式(11-2)得:
σ=4T/dhl=4³565614.21/(60³11³56)=61.2
σ=4T/dhl=4³565614.21/(48³8³70)=84.27
8.2 联轴器选择
联轴器选择J型,直径为48mm
该减速器为平稳载荷,故带轮处和齿轮处选择普通平键A型,联轴器处根据联轴器尺寸选择C型。参数如表8-1
(表8-1)
8.3 键槽尺寸设计
键槽尺寸宽高极限按一般查得(精度为h9 N9 Js9),参数如表8-2
(表8-2)
九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择
润滑方式:油润滑.
润滑油:L-CKL中载荷工业齿轮油,牌号220,运动粘度198~242mm2/s。 齿轮:浸油润滑. 深沟球轴承:油浴润滑.
密封装置的选择:滚动轴承采用间隙式密封.
结 论
人们在日常生活和生产过程中,广泛使用着各种各样的机械,以此减轻人们的劳动强度,提高工作效率和产品质量,特别是在某些特殊场合,只能借助机械来代替人进行工作。随着科学技术和工业生产的飞速发展,计算机技术、电子技术与机械技术的有机结合,实现了机电一体化,促使机械产品向高速、高效、精密、多功能和轻量化方向发展。当前,机械产品的技术水平已成为衡量一个国家和现代化程度的重要标志之一。
通过本设计,自己用简单的机械来加深对专业知识的理解,让自己在设计这一过程中加深了带传动、齿轮传动、联接、轴与轴承的设计选择过程,将自己的专业知识回顾了一遍,使自己在这一过程中提升很大,收获很多。
谢 词
本次设计在指导老师的悉心指导下,让我对专业知识、专业的设计过程的运用,认识到了机械设计的过程。从中感受到了通过自我的努力,就可以将一个简单的减速器的设计过程做好,让我熟练的运用了专业知识,在运用中老师的指导更让我更好地掌握了机械设计的过程。在这里我要感谢指导老师对我的帮助,让我在错误中成长,在成长中提升。
同时,还要感谢一路一起走过的同学,是你们共同的努力,为我们自己创造了良好的学习环境,让我们自己在快乐中学习,在美好的环境下学习,收获更多,成长更快。
本次设计还有很多不足地方,我也相信,在自己以后不断的努力下,一定一定会有很大进步,很大提升!
最后,我希望我们一路走过的朋友们都能够更早一点实现自己的梦想!
参 考 文 献
1、周治平 欧阳中和主编的《机械设计基础与实践》,冶金工业出版社发行,编号:ISB978-7-5024-4675,北京天正元印务有限公司印制,2008年6月第一版第二次印刷。
2、陈立德主编,牛玉丽副主编的《机械设计基础课程设计指导书》发行商:北京地质印刷厂,出版社:高等教育出版社,版次2000年8月第一版,印次:2000年4月第四次印刷.
3、吕思科,周宪科主编的 《机械制图》北京理工大学出版社,版次:2008年8月第2版,2009年8月第五次印刷。ISB978-7-5640-1063-8。