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    [原创]单级斜齿轮减速箱设计说明书 [复制链接]

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    只看楼主 倒序阅读 楼主  发表于: 2009-01-12
    关键词: 齿轮
    机械设计基础课程设计任务书 2oo\SmO]  
                     J"K(nKXO_?  
    课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         r0s(MyI  
                     y#FFxSH>  
    专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) ^t?vv;@}  
    {7Hc00FM  
    目   录 VNwOD-b/]  
         tA^CuJR  
    一    课程设计书                            2 wW7#M  
    YB.@zL0.(  
    二    设计要求                              2 MS\?+8|SV(  
    O*yA50Cn  
    三    设计步骤                              2 {E.A?yej9  
         5 p ,HkV  
        1. 传动装置总体设计方案                        3 HMhdK  
        2. 电动机的选择                                4 +zK?1llt  
        3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 G +AP."M?  
        4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 X|C=Q   
        5. 设计V带和带轮                              6 thz[h5C?C  
        6. 齿轮的设计                                  8 _k#GjAPM  
        7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 :q~5Xw/  
        8. 键联接设计                                  26 ^].U?t.n)  
        9. 箱体结构的设计                              27 yq[. WPve  
        10.润滑密封设计                                30 j /@<=  
        11.联轴器设计                                  30 iUs_)1  
         [=cYsW%WG  
    四    设计小结                              31 s1tkiX{>  
    五    参考资料                              32 #Jt1AV  
    DVf}='en8  
    一. 课程设计书 = ?BhtW  
    设计课题: O* lE0~rJ  
        设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V y9k'jEZ"oh  
    表一: >!%+9@a}  
             题号 v+o6ZNX  
    C~pQJ@bF0  
    参数    1     wPq9`9 #  
    运输带工作拉力(kN)    1.5     "H=N>=g0E  
    运输带工作速度(m/s)    1.1     cP\ZeG#<  
    卷筒直径(mm)    200     h!Y##_&&4  
    }R%*J  
    二. 设计要求 H[}lzL)  
    1.减速器装配图一张(A1)。 Pz\ByD  
    2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 Uy*d@vU9c  
    3.设计说明书一份。 R~eLEjezm  
    Fnay{F8z  
    三. 设计步骤 d[  _@l  
        1.  传动装置总体设计方案 *.KVrS<B1  
        2.  电动机的选择 rz&'wCiOO  
        3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 $$EEhy  
        4.  计算传动装置的运动和动力参数 P00%EB  
        5.  “V”带轮的材料和结构 An^)K  
        6.  齿轮的设计 %I{>H%CjE  
        7.  滚动轴承和传动轴的设计 !%$,S=_F  
        8、校核轴的疲劳强度 0*+EYnu+  
        9.  键联接设计 )y i~p  
        10.  箱体结构设计 7WY~v2SDF  
        11. 润滑密封设计 dQ _4aO  
        12. 联轴器设计 !YI<A\P  
         g$zGiqzMK  
    1.传动装置总体设计方案: 2`j{n \/  
    "K$c9Z8  
        1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 <&2<>*/.y  
    2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, fM|s,'Q1x  
    要求轴有较大的刚度。 Dsn=fht  
    3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 bsr]Z&9rrk  
    其传动方案如下: 4:^MSgra  
            KLj=M;$:K  
    图一:(传动装置总体设计图) #:P$a%V  
    WPAUY<6f  
        初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 #5kclu%L$  
         选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 .MRN)p  
         传动装置的总效率 fA]sPh4Uag  
            η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; 43-Bx`6\  
    为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, TJZ/lJU  
    η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, HY1K(T  
    为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 "Nb2[R  
    NZ&ZK@h}.  
      2.电动机的选择 C.":2F;-e  
    a5saN5)H  
        电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, <66%(J>  
        经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, bvrXz-j  
        则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 I)vR  
         0#Pa;(  
        综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, MRK=\qjD  
         lY(_e#  
        选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 7l/lY-zO  
         X%znNx  
        额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。  H!hd0.  
                                                      W)J5[p?  
    "crp/Bj?  
    方案    电动机型号    额定功率 CLe{9-o  
    P "S6";G^I  
    kw    电动机转速 o _l_Yi  
        电动机重量 vu.?@k@  
    N    参考价格 ef&8L  
    元    传动装置的传动比     FXn98UFY  
                同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     +WR?<*_  
    1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     42tZBz&  
      /SS~IhUX  
       中心高 febn?|@  
            外型尺寸 $N}t)iA  
    L×(AC/2+AD)×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     7NWkN7:B  
        132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     Xx[,n-rA  
    & fWC-|  
    3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 m%[/w wL  
    mIDVN  
    (1)       总传动比 0%[IG$u)|  
        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=n/n=1440/105=13.7 -P|claO0  
        (2)       分配传动装置传动比 vk X+{n  
        =× Br}@Vvq@  
        式中分别为带传动和减速器的传动比。 o3|4PAA/  
        为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 X0^@E   
    4.计算传动装置的运动和动力参数 @#N7M2/  
    (1) 各轴转速 3<M yb  
      ==1440/2.3=626.09r/min G rU`;M"  
      ==626.09/5.96=105.05r/min F7*)u-4Yn  
    (2) 各轴输入功率 KN657 |f  
        =×=3.05×0.96=2.93kW siCm)B  
      =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW :2==7u7v?  
        则各轴的输出功率:   ys`oHS f  
    =×0.98=2.989kW o/V T"cT  
    =×0.98=2.929kW /J_ ],KdU  
    各轴输入转矩 bfoTGi  
       =××  N·m <7rj,O1=  
    电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· j[A(@ w"  
    所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m f"j9C% '*  
    =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m RnRUJNlaG  
    输出转矩:=×0.98=43.77 N·m R?:Q=7K  
    =×0.98=242.86N·m X-<,zRM  
    运动和动力参数结果如下表 "h[)5V{  
    轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     h~9P3 4m  
        输入    输出    输入    输出         2 G*uv+=  
    电动机轴        3.03        20.23    1440     O<L=N-  
    1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     G93V=Bk=  
    2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     tl!dRV92  
    #CI0G  
    5、“V”带轮的材料和结构 3'0vLi  
      确定V带的截型 nyR<pnuC'  
          工况系数     由表6-4                         KA=1.2 8M,o)oH  
           设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 Yu)GV7\2  
          V带截型      由图6-13                        B型 ey[Z<i1  
       !x R9I0V5  
      确定V带轮的直径 3]JJCaf  
           小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm srN7  
            验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s b?iPQ$NyQ  
            大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm xsRkO9x  
       }2RbX,0l9  
      确定中心距及V带基准长度 ETU-6qFtO  
            初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 }ixCbuD  
                              360<a<1030 qCrpc=  
               要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm PZJn/A1  
         qfCZ [D  
      初定V带基准长度 }qp)VF  
              Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm qvy*; <w  
           s Y1@~v  
       V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm )O+Zbn  
            传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm gS[B;+d  
            小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ](s5 ;ta   
       ALF21e*n  
       确定V带的根数 =d"5k DK-m  
            单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw -UidU+ES;  
            额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 Y{dX[^[  
            包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 [6g$;SicT  
            带长修正系数             由表6-2       KL=1 SOsz=bVx  
             PPG+~.7  
         V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 _\k?uUo&,^  
                                 Y$,~"$su|  
                           取Z=2 |LLpG37_  
    V带齿轮各设计参数附表 q!U$\Q&  
    v8C($<3%  
    各传动比 H-e$~vEbP  
    gx^!&>eIb#  
        V带        齿轮     YSPUQ  
        2.3        5.96     SnUR?k1  
      1]0;2THx  
    2. 各轴转速n *v8daF  
        (r/min)        (r/min)     A+H8\ew2,  
        626.09        105.05     Qp:m=f6@  
    J1gnR  
    3. 各轴输入功率 P jp4-w(  
        (kw)        (kw)     +]wM$bP  
        2.93       2.71     (#85<|z  
    pQ^V<6z}  
    4. 各轴输入转矩 T ?9eiT:2  
        (kN·m)        (kN·m)     P =Q+VIP&  
    43.77        242.86     nW\W<[O9  
    1Lje.%(E.  
    5. 带轮主要参数 "G*$#  
    小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         <f.Eog  
        中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     Ax=)J{4v  
    带的根数z     hRB?NM  
        160        368        708        2232        B        2     %c]N-  
    c,)]!{c  
    6.齿轮的设计 6#jql  
    }{,Wha5\n  
    (一)齿轮传动的设计计算 y.8nzlkE{  
    b-<@3N.9]  
    齿轮材料,热处理精度 jVoD9H F/  
        考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 d2U?rw_  
        (1)       齿轮材料及热处理 WL,2<[)Ew  
           ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 f2Xn!]o  
    高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 X6w+L?A  
          ② 齿轮精度 )~"0d;6_  
        按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 `0_ Y| 4KB  
          H4YA  
    2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 +`mI\+y,  
    按齿面接触强度设计 C+`V?rp=s  
    EX, {1^h  
    确定各参数的值: #k>A,  
    ①试选=1.6 6r@>n_6LY  
    选取区域系数 Z=2.433   ?Oy0p8  
         &{qKoI]  
        则 fF#Fc&B  
        ②计算应力值环数 @y * TVy  
        N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) r>*+d|c 4  
        =1.4425×10h uD{ xs  
        N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) ${wp}<u_  
        ③查得:K=0.93   K=0.96 Gp)J[8j  
        ④齿轮的疲劳强度极限 [^/a`Kda8  
        取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 3a ZS1]/  
        []==0.93×550=511.5 ]Z85%q^`  
    .O#7X  
        []==0.96×450=432         nr}Ols  
    许用接触应力   ^f"|<r  
             G'dN<Nw6  
        ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   /P]N40_@  
             =1 E GZiWBr  
        T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 N cGFPi (Z  
        =4.47×10N.m z> DQ  
        3.设计计算 L?&&4%%  
    ①小齿轮的分度圆直径d V3a6QcG  
         9zCuVUcd$.  
        =46.42 jWh)bsqI!  
        ②计算圆周速度 bF+j%=  
        1.52 \l 8_aj  
        ③计算齿宽b和模数 #,XZ@u+  
    计算齿宽b u5KAwMw%Q  
           b==46.42mm w&J_c8S  
    计算摸数m '^[+]  
      初选螺旋角=14 H/;AlN|!  
        = e+VE FWz  
        ④计算齿宽与高之比 F8Mf,jnPs  
    齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 MLmaA3  
    =46.42/4.5 =10.32 DVKb`KJ"  
    ⑤计算纵向重合度 pFwJ:  
    =0.318=1.903 g)|vS>^~  
    ⑥计算载荷系数K  y}|E)  
    使用系数=1 zfg+gd)Z  
    根据,7级精度, 查课本得 9nFWJn  
    动载系数K=1.07, Q1|zX@,  
    查课本K的计算公式: |k%1mE(+=s  
    K= +0.23×10×b ,IE.8h)H  
      =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 -Wh 2hWg+  
    查课本得: K=1.35 r ) _*MPY  
    查课本得: K==1.2 d~h;|Bl[  
    故载荷系数: #e,TS`"eD  
        K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 `ah|BV  
    ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 H=g%>W%3  
        d=d=50.64 _G'A]O/BZD  
        ⑧计算模数 3G2iRr.o  
        = Y%- !%|  
    4. 齿根弯曲疲劳强度设计 "Jg.)1Jw  
        由弯曲强度的设计公式 EBz4k)@m  
        ≥ >7~*j4g  
    BGwD{6`U  
    ⑴   确定公式内各计算数值 fqq4Qc)#U&  
        ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m UwF-*(#41  
             确定齿数z g`fMHU7  
        因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 8e,F{>N  
        传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 4dLnX3 v  
        Δi=0.032%5%,允许 cL;%2TMk  
        ②      计算当量齿数 3;> z %{  
        z=z/cos=24/ cos14=26.27  Tcc83_Iq  
        z=z/cos=144/ cos14=158 N}ND()bf  
        ③       初选齿宽系数 \b8#xT}  
         按对称布置,由表查得=1 d ePk}Sn  
        ④       初选螺旋角 qBh@^GxY),  
        初定螺旋角 =14 _od /)#  
        ⑤       载荷系数K 0R[fH  
        K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 KF1iYo>p  
        ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y H.' 9]*  
        查得: d,(q 3  
        齿形系数Y=2.592  Y=2.211 dzAumWoh  
         应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 SOM? 0.  
         &ZkJ,-  
        ⑦       重合度系数Y {#,5C H')  
        端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 F~ \ONO5  
    =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 GIcq|Pe  
    =14.07609 -s`Wd4AP  
    因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 g'7\WQ  
        ⑧       螺旋角系数Y 7vFmB  
     轴向重合度 =1.675, HJ]e%og  
        Y=1-=0.82  R.HvqO  
         f77W{T4  
        ⑨       计算大小齿轮的 :f39)g5>  
     安全系数由表查得S=1.25 RMT9tXe*5  
    工作寿命两班制,8年,每年工作300天 JQ0Z%;"  
    小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 wzd(= *N  
    大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 |UWIV  
        查课本得到弯曲疲劳强度极限                   h'=)dFw7  
        小齿轮     大齿轮 S|k@D2k=  
    #t(/wa4  
       查课本得弯曲疲劳寿命系数: JWg.0d$hM  
        K=0.86        K=0.93   #@`c7SR  
    XIbxi  
         取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 V'W*'wo   
          []= Sq_.RU  
          []= $#s5y~z  
           <5pNFj}0;X  
           yLfyLyO L  
            大齿轮的数值大.选用. 6c-'CW  
         \M@IKE  
    ⑵   设计计算 5~DKx7P!Z  
         计算模数 ';Nc;9  
    4vG-d)"M2  
    H.{Fw j4  
    对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: ~< UYJc  
    ;0oL*d[1Z  
    z==24.57  取z=25 h'h8Mm  
    M$ieM[_T  
    那么z=5.96×25=149           ZZ^A&%E(a  
      af>i  
    ②   几何尺寸计算 Y1sK sdV  
        计算中心距     a===147.2 vqf}(/.D  
    将中心距圆整为110 %_Lz0L64k  
    > _sSni  
    按圆整后的中心距修正螺旋角 ]6`K  
    e> 9X  
    =arccos I$+=Fb'N0  
    1=IOio4U  
    因值改变不多,故参数,,等不必修正. CT|0KB&  
    6<S-o|Xw  
    计算大.小齿轮的分度圆直径 !*&5O~dfN  
         jA:'P~`Hj  
        d==42.4 v ,h"u  
    :EHk]Hkz  
    d==252.5 ~YW;'  
    yxpv;v:)=  
    计算齿轮宽度 ~1*37w~  
    MhE".ZRd  
    B= Ucy=I$"  
    ERK{smL  
    圆整的       sXPva@8_  
    vYXhWqL~  
                                                大齿轮如上图: ~e[qh+  
    .0U[n t6  
    Gy["_;+xU  
    }I}GA:~$%  
    7.传动轴承和传动轴的设计 I'{Ctc  
    o+}1M  
    1.  传动轴承的设计 ^5~x*=_  
    =<9Mv+Ry8  
    ⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 NqKeQezX  
    P1=2.93KW            n1=626.9r/min 7W4m&+  
    T1=43.77kn.m mz<,nR\  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 9 {SzE /[  
        已知小齿轮的分度圆直径为 94 6r#`q  
            d1=42.4 _M7|:*  
    而  F= o%lxEd r  
         F= F .sj/Lw}  
    TZ n2,N  
         F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N e9:pS WA-n  
    C{l-l`:  
    P $ h) Y  
    l>i:M#z&  
    ⑶.   初步确定轴的最小直径 6yYd~|T.Fl  
    先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 o(v7&m;  
    u0?TMy.%  
    (C`nBiL<  
                 n2c(x\DA&  
         从动轴的设计 (A}c22qe  
           wLO"[,  
            求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, 6b` Jq>v  
                P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M fyx Q{J  
        ⑵.  求作用在齿轮上的力 f<<$!]\  
        已知大齿轮的分度圆直径为 Ft:_6T%  
            d2=252.5 T# tFzbr  
    而  F= I(j{D>v  
         F= F T I ZkN6  
    #^-'q`)  
         F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N h"2^` )!u  
    /<O9^hA|  
    !HXsxNe  
    <x$f D37  
    ⑶.   初步确定轴的最小直径 EW)r/Av:,  
    先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 $x+ P)5)  
    ZiH4s|  
    输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 geqx":gpx9  
    查表,选取 lL'K1%{+ \  
    TUp%Cx  
    因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 M&/e*Ta5  
    选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 3`"k1W  
    f,-'eW/j  
    ⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]InDcE  
    为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 WCI'Kh   
    FQMA0"(G$  
    初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. sQT,@+JEr  
    _xP@kN~  
                D        B                轴承代号     Zk gj_  
       45        85        19        58.8    73.2    7209AC     %NL7XU[~  
       45        85        19        60.5    70.2    7209B     JQ\o[t  
       50      80      16      59.2    70.9    7010C     ljh,%#95=  
       50      80      16      59.2    70.9    7010AC     fvDcE]_%H  
    yv5c0G.D  
         Pv8AWQQJ  
    f%STkL)  
         p*Hf<)}  
       对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 j0e1CSE  
        右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, ^`(3X  
    ③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     ?kc,}/4  
    !z?:Y#P3  
    ④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. 4f,%@s)zn  
    ⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.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=8,已知滚动轴承宽度T=16, M5LqZyY  
    高速齿轮轮毂长L=50,则 rAQ3x0  
    wQ9fPOm  
    L=16+16+16+8+8=64 _57 68G`P  
    至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. g*:f#u5  
    " 1$hfs  
    5.    求轴上的载荷   Yg")/*!H  
    首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, y8O<_VOO}"  
    查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 0-A@X>6bs  
    +p)kemJ~  
    e_CgZ  
    Y !nE65  
    >PiEu->P,  
    25`6V>\  
    C+c;UzbD  
    9.$k^|~  
    i!EN/Bd  
         9mH/xP:y  
    @,v.Y6Ge  
    传动轴总体设计结构图: $[8GFv  
         cYp]zn+6  
                                 AE 2>smp5@  
    g)#neEA J  
                                 (主动轴) ~!a~ -:#  
    r%~/y  
    b7h0V4w  
            从动轴的载荷分析图: F&x9.  
     \>*B  
    6.     校核轴的强度 BiUbg6T.G  
    根据 c:MP^PWc  
    == H$i4OQ2  
    前已选轴材料为45钢,调质处理。 >|22%YVX  
    查表15-1得[]=60MP jN43vHm\Y9  
    〈 []    此轴合理安全 ?oX.$E?(  
    8Yq_6  
    8、校核轴的疲劳强度. NiQ_0Y}  
    ⑴.   判断危险截面 B&E qd  
    截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. 9,`eYAu  
    ⑵.  截面Ⅶ左侧。 <Prz>qL$  
    抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 t  Tky  
    抗扭系数   =0.2=0.2=25000 se1\<YHDS  
    截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 tz&oe  
    截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 ?UlAwxn  
    截面上的弯曲应力 P<@V  
    5P'<X p  
    截面上的扭转应力 ~al4`:rRx1  
    == `$*cW1  
    轴的材料为45钢。调质处理。 dd +%d  
    由课本得: (c<MyuWb  
               n .{Ud\|  
    因             H53dy*wb$  
    经插入后得 1I*b7t  
    2.0         =1.31 #3l&N4/  
    轴性系数为 Vu3;U  
           =0.85 ^x8yW brE  
    K=1+=1.82 gi|j ! m  
        K=1+(-1)=1.26 38 Q>x  
    所以               dVh*  a  
    Lb2bzZbhx  
    综合系数为:    K=2.8 %QW1?VVP  
    K=1.62 ai!zb2j!E  
    碳钢的特性系数        取0.1 66G$5  
       取0.05 Sl,\  <a  
    安全系数 Cy'0O>v5  
    S=25.13 2m]C mdV^  
    S13.71 i$GL]0  
    ≥S=1.5    所以它是安全的 }pOem}  
    截面Ⅳ右侧 tnv @`xBn  
    抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 JVPl\I  
    $IZ02ZM$  
    抗扭系数   =0.2=0.2=25000 'P1I-ue  
    T}%8Vlt]  
    截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 jF5Y-CX  
    'G6g yO/K  
    截面Ⅳ上的扭矩为   =295 `1AVw] k  
    截面上的弯曲应力   C,2k W`[V  
    截面上的扭转应力 ia'eV10  
    ==K= 8F?6Aq1B  
        K= 4CUzp.S`h  
    所以                 T1\LS*~!  
    综合系数为: - '<K_e;  
    K=2.8    K=1.62 n};:*N! v  
    碳钢的特性系数 5G >{*K/  
        取0.1       取0.05 m?Tv8-1  
    安全系数 WOw( -  
    S=25.13 +7<W.Zii  
    S13.71 z|p C*1A\  
    ≥S=1.5    所以它是安全的 Ol%KXq[  
    L5-p0O`R  
    9.键的设计和计算 b3'U }0Ug  
    ^Z dDs8j  
    ①选择键联接的类型和尺寸 (qG}`?219J  
    一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. 3FD6.X>x  
    根据    d=55    d=65 F gi&CJ8Q  
    查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 yYdow.b!  
                         b=20     h=12     =50 \ 5&-U@  
    CXI%8eFXe$  
    ②校和键联接的强度 ^k* h  
      查表6-2得      []=110MP _l{`lQ}  
    工作长度  36-16=20 |TQ#[9C0  
        50-20=30 nzcXL =^r3  
    ③键与轮毂键槽的接触高度 S)?V;@p6  
         K=0.5 h=5 6Z}8"VJr {  
        K=0.5 h=6 j[ fE^&  
        由式(6-1)得: H(A9YxXrZ5  
               <[] ~W>3EJghR,  
               <[] sB~|V <  
        两者都合适 `X8wnD  
        取键标记为: "mtEjK5  
                   键2:16×36 A GB/T1096-1979 aVE/qXB  
        键3:20×50 A GB/T1096-1979 H(QbH)S$6  
    10、箱体结构的设计 I(5sKU3<  
    减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, "9^OT  
    大端盖分机体采用配合. @'~7O4WH  
    2+oS'nL  
    1.   机体有足够的刚度 )wM881_!  
    在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 p=d,kY  
    Clo}kdkd_  
    2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 JeXA*U#  
    Ai*+LSG  
    因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm .3 S9=d?  
    为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 >4^,[IO/  
    A=f)ntH~  
    3.   机体结构有良好的工艺性. = j!nt8]8  
    铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. tJa*(%Z?f  
    GQ8A}gwH  
    4.   对附件设计 Njmb{L]Cps  
    A  视孔盖和窥视孔 3-T"[tCe  
    在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 9}|t`V"  
    B  油螺塞: i4dy0jfN  
    放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 r]B`\XWz  
    C  油标: )~{8C:  
    油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 5@nv cCp  
    油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. hbSXa'  
    w?JM;'<AYQ  
    D  通气孔: l H{~?x  
    由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. R/\qDY,@  
    E  盖螺钉: iTVepYv4m  
    启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 mNPz%B  
    钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. bcUa'ZfN<  
    F  位销: bqwn_=.  
    为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. [N_)V kpr  
    G  吊钩: *Xk gwJq  
    在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. | E\u  
    jMP;$w  
    减速器机体结构尺寸如下: ;0nL1R]w(  
    V?r(;x  
    名称    符号    计算公式    结果     t $u.  
    箱座壁厚                10     bb!cZ >Z  
    箱盖壁厚                9     yhxZ^ (I  
    箱盖凸缘厚度                12     K}!YXy h  
    箱座凸缘厚度                15     |D~#9  
    箱座底凸缘厚度                25     _YA;Nd#%k  
    地脚螺钉直径                M24     xF`O ehVA  
    地脚螺钉数目        查手册        6     Ze3sc$fG2  
    轴承旁联接螺栓直径                M12     POb2U1Sj  
    机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     Z#flu Q%V  
    轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     Ta)6ly7'  
    视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     s%@HchZ 1  
    定位销直径        =(0.7~0.8)        8     FK,Jk04on  
    ,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 vve[.Lud'  
        22  m8z414o  
        18     f4+}k GJN  
    ,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 ($s%B  
        16     5`f\[oA  
    外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     FSyeDC^@  
    大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     3.D|xE]g  
    齿轮端面与内机壁距离        >        10     l1D"*J 2`  
    机盖,机座肋厚                9    8.5     7w5 L?,a  
    轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) 6a*OQ{8  
    150(3轴)      4d )Q  
    轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) IjrjLp[z$  
    150(3轴)     ZO!)G   
         XFcIBWS  
    11. 润滑密封设计  #)28ESj  
    ARa9Ia{@  
        对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度.  u9,ZY >  
        油的深度为H+ 6l?\iE  
             H=30  =34 YLe$Vv735  
    所以H+=30+34=64 P] 9-+  
    其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 JnBg;D|)@  
         2ZZF hj  
        密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 pk:2>sx/  
    凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     "T'?Ah6  
        密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 a>/jW-?  
        大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 AHtLkfr(r  
         ]Qb85;0)  
    12.联轴器设计 bx8|_K*^  
    *Wmn!{\g  
    1.类型选择. ~pj/_@S@x  
    为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 K/+w6d  
    2.载荷计算. fxL0"Ry  
    公称转矩:T=95509550333.5 U,)@+?U+h  
    查课本,选取 Lv`NS+fX  
    所以转矩   h>[][c(b  
    因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 >"q~9b A  
    选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 7L\kna<  
    <!M ab}  
    四、设计小结 |6}:n,KA.  
        经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 Sxw%6Va]p  
        我觉得,虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距,但我想至少是自己动手了,并且通过这次设计,使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处,懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此,我想在剩下的一年半时间里,我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高,拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点,一定要努力的去改进、提高它,这样自己才会不断的进步,虽然“人无完人”,但我想我们不断的改进、提升自己,最后会使自己成为比现在的自己更强,更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 (0/)vZc  
    五、参考资料目录 56R)631]p  
    [1]《机械设计课程设计》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信远主编,1995年12月第一版; q[w.[]  
    [2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; gAWrn^2L5  
    [3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版; 7JI&tlR4\c  
    [4]《减速器选用手册》,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版; Ie%twc  
    [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 (}C%g{8  
    [6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版; fm%1vM$[J  
    [7]《互换性与技术测量(第四版)》,中国计量出版社,廖念钊,古莹庵,莫雨松,李硕根,杨兴骏编,2001年1月第四版。
     
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    只看该作者 1楼 发表于: 2009-06-15
    hao 东西啊,支持
    离线0363jj
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    只看该作者 2楼 发表于: 2009-11-19
    楼主,我现在需要发一套给我好吗? <mc[-To  
    谢谢!      0363jj@163.com
    离线magnetic
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    只看该作者 3楼 发表于: 2009-11-30
    楼主 可以也给我发一套吗 465522040@qq.com
    离线wyjyanjing
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    只看该作者 4楼 发表于: 2010-07-28
    刚刚看到,想好好学习一下,不知楼主可否也给我发一套wyjyanjing@sina.com
    离线yaob
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    只看该作者 5楼 发表于: 2011-12-15
    感觉像是我想要的
    离线悟剑声
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    只看该作者 6楼 发表于: 2011-12-22
    好东西