首页 -> 登录 -> 注册 -> 回复主题 -> 发表主题
光行天下 -> AutoCAD -> 单级斜齿轮减速箱设计说明书 [点此返回论坛查看本帖完整版本] [打印本页]

haiyuan364 2009-01-12 21:46

单级斜齿轮减速箱设计说明书

机械设计基础课程设计任务书 qdZo cTf'  
                 5ZjM:wrF|  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         Qv@)WJ="-0  
                 .WS7gTw  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） 4EJ6Zy![0*  
N#^o,/  
目   录 4Z/ ]7Ie  
     =BBq K=W.d  
一    课程设计书                            2 \; zix(N[5  
Gu%}B@4^  
二    设计要求                              2 ;h4w<OqcM  
4K!@9+Mz  
三    设计步骤                              2 %)L|7v<  
     #rx@ 2zi  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 rlkg.e6  
    2. 电动机的选择                                4 &z"yls  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 KCfcEz  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 7.B]B,]  
    5. 设计V带和带轮                              6 &Fl* ,  
    6. 齿轮的设计                                  8 SA.,Q~_T7  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 SI;SnF'[7  
    8. 键联接设计                                  26 p"q4R2_/jh  
    9. 箱体结构的设计                              27 BoXGoFn  
    10.润滑密封设计                                30 6zJ>n~&(  
    11.联轴器设计                                  30 Mh5 =]O+  
     )%9 P ;/  
四    设计小结                              31 PxgLt2dXa  
五    参考资料                              32 ?N@p~ *x  
Z"a]AsG/Q#  
一. 课程设计书 B1 [O9U:  
设计课题: /N`E4bKBR  
    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 cz$q~)I$  
表一: /qO?)p3gk  
         题号 :_+Fe,h>|  
f"A?\w @  
参数    1     [X=Ot#?u ~  
运输带工作拉力（kN）    1.5     3,{tGNl|  
运输带工作速度（m/s）    1.1     q/t~`pH3  
卷筒直径（mm）    200     G1:2MPH  
VTxLBFK;  
二. 设计要求 30$Q5]T  
1.减速器装配图一张(A1)。 O$ ;:5zT  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 x2H?B` 5  
3.设计说明书一份。 /(skIvE|  
D[R<H((  
三. 设计步骤 UP |#WegO  
    1.  传动装置总体设计方案 oS_<;Fj  
    2.  电动机的选择 oj~0zJI  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 @@Vf"o+S  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 kDr0D$iE  
    5.  “V”带轮的材料和结构 N;d@)h(N!  
    6.  齿轮的设计 t /CE,DQ  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 @~`2L o/  
    8、校核轴的疲劳强度 gDjs:]/YR  
    9.  键联接设计 |{H-PH*Iz  
    10.  箱体结构设计 \i$WXW]|  
    11. 润滑密封设计 do(komP<\  
    12. 联轴器设计 5\$8"/H  
     C/x<_VJzN/  
1.传动装置总体设计方案: JOJ? .H&su  
edD"jq)J  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 6v}WdK  
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， QGV~Y+  
要求轴有较大的刚度。 ~#jD/  
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。 SmYY){AQ/  
其传动方案如下： |,Xrt8O/[  
        pn6!QpV5  
图一:(传动装置总体设计图) yp:_W@  
TGe{NUO  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 *PJg~F%  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 QR;E>eEq  
     传动装置的总效率 D#n^U `\if  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； l ,T*b  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， |4s`;4c&  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， `+/xA\X]  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 (S[" ak  
vQpR0IEf]e  
  2.电动机的选择 >-{)wk;1&  
ki^c)Tqn  
    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， UR&Uwa&.  
    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， 6{r^3Hz  
    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。 5B'};AQ  
     =@d IM  
    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， U{2UKD@PM  
     d= -/'_'  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 duKR;5:  
     t3)nG8> )  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 !`G7X  
                                                  'e4  ;,m  
\e/'d~F  
方案    电动机型号    额定功率 IP`;hC  
P %:eep G|  
kw    电动机转速 9 1r"-%(r  
    电动机重量 Q-!a;/  
N    参考价格 ;@@1$mzK  
元    传动装置的传动比     12Hy.l  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ^< ,Np+  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     iG1vy'J#o  
  Zq--m/  
   中心高 &Oq& ikw  
        外型尺寸 5CxD ys&<  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     / W}Za&]  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     k@eU #c5c  
Mlp[xk|  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 *FkG32k  
%:/_O*~)Yg  
（1）       总传动比 3+;}2x0-F  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 !TRJsL8  
    （2）       分配传动装置传动比 Uu9\;f  
    ＝× BC0T[o(f8  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 ^3Ni  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 >Rw[x  
4.计算传动装置的运动和动力参数 kne{Tp  
（1）　各轴转速 Y" s1z<?  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min r[zxb0YA  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min \d0R&vFHQ  
（2）　各轴输入功率 `?Yh`P0  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW h$p]#]uMb  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 1.0S>+^JE  
    则各轴的输出功率：   {|%N  
＝×0.98=2.989kW ?L$ Dk5-W  
＝×0.98=2.929kW t)LD-%F  
各轴输入转矩 +k'5W1e  
   =××  N·m J'O</o@e  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· m9UI3fBX  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m zxtx~XO  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m o[Yxh%T  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m e g#.f`  
＝×0.98=242.86N·m \FSkI0  
运动和动力参数结果如下表 3u7N/OQ(  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     E8WOXoP(  
    输入    输出    输入    输出         ?9_<LE q  
电动机轴        3.03        20.23    1440     DD\:glo  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     x-k}RI  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     y88FT#hR|5  
o Q= Q}  
5、“V”带轮的材料和结构 ewqfs/  
  确定V带的截型 ] 5lp.#EB  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 NaSgK  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 .N8AkQ(Ok  
      V带截型      由图6-13                        B型 "w0>  
   mHo}, |  
  确定V带轮的直径 %^m6Q!  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm p6]4YGw*^  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s o+SD(KVn-  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm cA1"Nek  
   Crmxsw.W^Y  
  确定中心距及V带基准长度 {[PoLOCI  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 imAsE;:  
                          360<a<1030 U7.3`qd"  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm @@7<L  
     wxXp(o(  
  初定V带基准长度 GFOd9=[  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm [Z|R-{"  
       HcA;'L?Dw  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm U[=VW0  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm (Bd8@}\u_  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 gmy$_4+6o  
   *,~d!Fc  
   确定V带的根数 d6-a\]gF  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw (,`ypD+3q  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 9hEIf,\  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 @Hj5ZJ 3  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 v!T%xUb0  
         ;1&%Wj"d  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 =vMFCp;mv  
                             f n )m$\2  
                       取Z=2 n5A0E2!  
V带齿轮各设计参数附表 V*rAZ0  
,F(nkbt  
各传动比 /=A?O\B7  
s@K)RhTY  
    V带        齿轮     +M!f}=H  
    2.3        5.96     T>s~bIzL*e  
  Vo<V!G{  
2. 各轴转速n WY#A9i5Ge  
    (r/min)        (r/min)     W/9dT^1y4'  
    626.09        105.05     a:Js i=  
N"/jn_>+j  
3. 各轴输入功率 P 7A?~a_Ep  
    （kw）        （kw）     5 G cdz  
    2.93       2.71     u HqPb8  
cq+|fg~Yy  
4. 各轴输入转矩 T $ 5ZBNGr  
    (kN·m)        (kN·m)     XRCiv  
43.77        242.86     J`a$"G B.  
f/RzE  
5. 带轮主要参数 72R|zR  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         yB\}e'J^  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     !`L%wS  
带的根数z     ,\q9>cZ!  
    160        368        708        2232        B        2     Esvr~)Y  
"hi?/B#d  
6.齿轮的设计 Ql^I$5&  
6gV-u~j[#  
（一）齿轮传动的设计计算 P:vAU8d>  
Meo(|U  
齿轮材料，热处理及精度 ;75K:_  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 `"zXf-qeE  
    （1）       齿轮材料及热处理 =mxG[zDtQ  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 3maiBAOKz  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 .dX ^3  
      ② 齿轮精度 NpqMdd   
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 0>Iy`>]  
     L,c@Z@  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 S0\QZ/je  
按齿面接触强度设计 ;rZR9fR  
Aon 3G  
确定各参数的值: p;cNmMm  
①试选=1.6 HZC^Q7]hy  
选取区域系数 Z=2.433   p A7&  
     \=PnC}7I  
    则 RhR{EO  
    ②计算应力值环数 ?aOx b  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） 9$ZQuHSw 7  
    =1.4425×10h |N, KA|Gdq  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) -J*BY2LU3f  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 ewHk (ru  
    ④齿轮的疲劳强度极限 yXP+$oox9  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: UngDXD )  
    []==0.93×550=511.5 TtTp ,If  
.Qk T-12  
    []==0.96×450=432         *P2_l Q=  
许用接触应力   Z6C!-a  
         tb36c<U-  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   @=JOAo  
         =1 6BK-(>c(6  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 $P'Y  
    =4.47×10N.m BUB$k7{z  
    3.设计计算 4.Luy  
①小齿轮的分度圆直径d B8A-|S!,U  
     A)6xEeyR  
    =46.42 :Z)a&A9v  
    ②计算圆周速度 Kv(2x3("  
    1.52 [Z~h!}  
    ③计算齿宽b和模数 ]e`&py E  
计算齿宽b Kz>bfq7  
       b==46.42mm <% #Dwo}  
计算摸数m <&JK5$l<X  
  初选螺旋角=14 } )D E  
    = Xc8r[dX  
    ④计算齿宽与高之比 LB9D6,*t  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 6L5j  
=46.42/4.5 =10.32 A#NJ8_  
⑤计算纵向重合度 ; '6`hZ  
=0.318=1.903 b,C2(?hg  
⑥计算载荷系数K h[eC i  
使用系数=1 lGoP(ki  
根据,7级精度, 查课本得 8(d Hn  
动载系数K=1.07, 3 s%Kw,z  
查课本K的计算公式: 5PF?Eq   
K= +0.23×10×b |T`ZK?B+u  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 VZveNz@]r  
查课本得: K=1.35 S+wy^x@@  
查课本得: K==1.2 8w4-Ud*$i  
故载荷系数: lL8pIcQW  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 H(|n,c  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 ky4 ;7RK  
    d=d=50.64 FR*CiaD1  
    ⑧计算模数 [d"]AF[#  
    = Ygeg[S!7  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 |h^[/  
    由弯曲强度的设计公式 D;?cf+6$  
    ≥ '%Fg+cZN\  
stxei 6  
⑴   确定公式内各计算数值 +"mS<  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m %<dvdIB  
         确定齿数z Zc!rL0T  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 $G\WW@*GE  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 ]S  
    Δi＝0.032％5％，允许 ?Z^?A^; }$  
    ②      计算当量齿数 ;- 0 d2Z  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  ztS:1\  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 -G'U\EXT  
    ③       初选齿宽系数 zG\& ZU  
     按对称布置，由表查得＝1 K UD.hK.  
    ④       初选螺旋角 Ppton+?(  
    初定螺旋角 ＝14 !l6Ez_'  
    ⑤       载荷系数K gDN7ly]6M  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 9-/u _$  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y 8(3n v[  
    查得: d/&W[jJ  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 N4HIQ\p  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 :?!b\LJ2^  
     jT'09r3P  
    ⑦       重合度系数Y #zf,%IYF  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 )k^y<lC2a  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 /nq\*)S#&  
＝14.07609 REg&[e+%  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 Sj'Iz #  
    ⑧       螺旋角系数Y Cg8s9qE?  
 轴向重合度 ＝1.675, mAM:Q*a'  
    Y＝1－＝0.82 Rs@>LA  
     wo+ b":  
    ⑨       计算大小齿轮的 =?3b3PZn  
 安全系数由表查得S＝1.25 u~xfI[8C  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 !qu/m B  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 +^<s'  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 { 1eW*9  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   `VrQ? s  
    小齿轮     大齿轮 Zxw cqN  
i7XM7 +}  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: fsjCu!  
    K=0.86        K=0.93   ZX8 AB  
%y{'p:  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 M!wa }  
      []= v]GQb  
      []= rRvZG&k  
       XfQK kol  
       oh0*bh  
        大齿轮的数值大.选用. vbh 5  
     $L4h'(s  
⑵   设计计算 j.ZXLe~  
     计算模数 cx ~XG  
cC*H.N  
HfPu~P  
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: .3'U(U  
i+Lqj  
z==24.57  取z=25 Xqy9D ZIn  
gX|We}H  
那么z=5.96×25=149           vlqL  
  l3xI\{jn  
②   几何尺寸计算 N(l  
    计算中心距     a===147.2 /:d6I].  
将中心距圆整为110 /,,IM/(6^  
=[:pm)   
按圆整后的中心距修正螺旋角 vD^Uod1  
6)veuA3]  
=arccos a$5P\_  
@R_ON"h  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. "s.hO0Z  
 r4M;]  
计算大.小齿轮的分度圆直径 w|1O-k`  
     7NRm\%^q  
    d==42.4 ?_7iL?  
aH_0EBRc  
d==252.5 +~V)&6Vn  
#}lWM%9Dy  
计算齿轮宽度 h0?w V5H  
+!K*FU=).  
B= -%dBZW\u2  
f@ILC=c<  
圆整的       nT%ko7~-  
Kk).KgR  
                                            大齿轮如上图： }tO>&$ Z6f  
kEp{L  
@A|#/]S1  
CK#i 6!~r  
7.传动轴承和传动轴的设计 c,:nWf  
_SnD)k+TgJ  
1.  传动轴承的设计 }]Nt:_UCX  
7h.fT`  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 4t-l@zFWb  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min 1H?I?IT30  
T1=43.77kn．m M0T z('~s  
⑵.  求作用在齿轮上的力 NwVhJdo  
    已知小齿轮的分度圆直径为 ~RH)iI  
        d1=42.4 (^"2"[?a  
而  F= c^<~Y$i  
     F= F M.HMn N#  
RT(ejkLZm  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N ?G<ISiABQC  
`2/V.REX$h  
-Iis/Xw:  
];'7~",Y  
⑶.   初步确定轴的最小直径 tAPf#7{|   
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 ^H -a@QM  
}kF?9w  
((&5F!+\-  
             BT`g'#O  
     从动轴的设计 .K]Uk/W  
       :cf#Tpq"  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， ?E<9H/  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ^wD`sj<Qg  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 Z6-ZAS(>m  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ^ FM  
        d2=252.5 RL )~J4Y  
而  F= yzMGZi`ut  
     F= F sm;kg=  
+* j8[sz  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N [$F*R@,&  
a`[9<AM1#  
ddN G :  
pSI8"GwQ  
⑶.   初步确定轴的最小直径 vvu $8n  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 |?]doBm|  
z4~p(tl  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 80`$F{xcX  
查表,选取 hzU(XW  
MMUlA$*t  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 =ZO lE|4  
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 ~ivOSr7s}  
:wN !E{0j  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,p#r; O<O  
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  。 *H i}FI  
$4}G  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. Ndmw/ae  
c-v-U O%  
            D        B                轴承代号     ($>m]|  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     ksCF"o /@V  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     HOF=qE*p  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     Yg,;l-1  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     ~A1!!rJX  
~@)s)K  
     qGX#(,E9;  
$PI9vyS  
     2gZ nrU  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 N|Ag8/2A  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, U$<" . q  
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.     ^8A [ ^cgq  
aL`wz !  
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. h5pfmN\-5  
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, KQvSeH>r  
高速齿轮轮毂长L=50,则 I{r*Y9  
(Li0*wRb  
L=16+16+16+8+8=64 fm`V2'Rm  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. kY!zBk  
4obW>  
5.    求轴上的载荷   =<#G~8WYz  
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, q5L^>"  
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. IM7<z,*oF  
K!.t}s.t  
1DhC,)+D}q  
RRB=JP{r  
1^2Q`~,g  
lgS7;  
 qT!lq  
1kw*Q:   
O,|NOz  
     fK+ 5   
S2;^  
传动轴总体设计结构图: vq^';<Wh.  
     j6Sg~nRh  
                             R y#C#0  
_@!vF,Wcf  
                             (主动轴) fZ5 UFq_~s  
Su"Z3gm5Kw  
H@Ot77(*  
        从动轴的载荷分析图: L!zdrCM  
kHylg{i{"  
6.     校核轴的强度 H$C*&p  
根据 *jbPy?%oY  
== M TZCI}  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 LUId<We  
查表15-1得[]=60MP yDKH;o  
〈 []    此轴合理安全 r6'dEa  
c6#E gN,X  
8、校核轴的疲劳强度. bTmhz  
⑴.   判断危险截面 )!\6 "{  
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. 8K-P]]  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 'JJKnE zQ  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 v N\[2r%S  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 3CjixXaA$  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 RuIBOo\XL7  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 }Le]qoW['  
截面上的弯曲应力 xh$yXP0/  
&C+2p  
截面上的扭转应力 [B+F}Q^;  
== < $e#o H  
轴的材料为45钢。调质处理。 ]!"w?-h Si  
由课本得： 8|=C/k  
           (,#m+  
因             /go[}X5QR[  
经插入后得 v$Fz^<Na  
2.0         =1.31 T?m@`"L,  
轴性系数为 qi7C.w;  
       =0.85 '(3 QyCD  
K=1+=1.82 |<h}'  
    K=1+（-1）=1.26 [B;okW  
所以               )MF@'zRK  
I V# 8W  
综合系数为：    K=2.8 OxGfLeP.R!  
K=1.62 H Eq{TUTr  
碳钢的特性系数        取0.1 pXO09L/nv  
   取0.05 h`\ $8 oV  
安全系数 [znN 'Fg:"  
S=25.13 'LPyh ;!f  
S13.71 ZH;4e<gg  
≥S=1.5    所以它是安全的 ygIn6.p  
截面Ⅳ右侧 mu{C>w_Rz  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 \ opM}qZ  
7WS$fUBi  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 0 a{hCx|$J  
O[t?*m1/  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 EA>.SSs!  
:G@z?ZJ[  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 =EFh*sp  
截面上的弯曲应力   zY:3*DiM  
截面上的扭转应力 \]f+{d- &  
==K= |{kbc0*  
    K= GJcxqgk$  
所以                 7Qd$@  m  
综合系数为： y*+8Z&i.:  
K=2.8    K=1.62 ">. k 6Q  
碳钢的特性系数 uc@4fn  
    取0.1       取0.05 U52 V1b  
安全系数 fm-m?=  
S=25.13 !;,\HvEZYw  
S13.71 s2SV   
≥S=1.5    所以它是安全的 8bdO-LJ9  
Pb?vi<ug+  
9.键的设计和计算 F*@2)  
Y,0Z&6 <  
①选择键联接的类型和尺寸 XN Uw  
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. tdxzs_V,-  
根据    d=55    d=65 M{G}-QK_.  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 CdRJ@Lf  
                     b=20     h=12     =50 mbkt7. ,P  
Anyy  
②校和键联接的强度 7>gjq'0  
  查表6-2得      []=110MP E8r6P:5d`  
工作长度  36-16=20 K0j%\]\Tp  
    50-20=30 i8e*9;4@  
③键与轮毂键槽的接触高度 g&y (-  
     K=0.5 h=5 LEPLoF3,  
    K=0.5 h=6 @ !su7  
    由式（6-1）得： u~M$<|;  
           ＜[] Cwls e-  
           ＜[] v; i4ZSV^A  
    两者都合适 . KLEx]f.  
    取键标记为： U$gR}8\e  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 b-VtQ%Q  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 <{k{Coy  
10、箱体结构的设计 ]>(pj9)  
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， !hq*WtIk  
大端盖分机体采用配合. GB Yy^wjU  
T}^3Re`i  
1.   机体有足够的刚度 yYJ_;Va  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 Pp!4Ak4TT9  
 "LB MYZ  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 z7IJSj1gQI  
J/e]  
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 hH5~T5?\  
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 #'1dCh vZ  
H; \C7w|  
3.   机体结构有良好的工艺性. /J-'[Mc'D[  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. >Vt2@Ee  
[A =0fg5  
4.   对附件设计 ]P wS3:x  
A  视孔盖和窥视孔 Wj,s/Yr:  
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 Sk+XBX(}  
B  油螺塞： M;<!C%K>  
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。 7u&l]NC?y  
C  油标： ^wBlQmW7J  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 }#D=Rf?2\P  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. >R]M:Wx  
$Okmurnn  
D  通气孔： FulFEnSV  
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. #fa,}aj  
E  盖螺钉： b]z_2h~`  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 R]%"YQ V  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. d*{Cv2A.  
F  位销： ?&wrz  
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. ![K\)7iKo  
G  吊钩： 7mYcO3{5{  
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. "dIWHfQB  
b3-j2`#  
减速器机体结构尺寸如下： /gF)msUF  
2LUsqL\m}.  
名称    符号    计算公式    结果     a~ jb%i_  
箱座壁厚                10     fB9,# F  
箱盖壁厚                9     nE8z1hBUq  
箱盖凸缘厚度                12     @Nsn0-B?ne  
箱座凸缘厚度                15     hT-^1 :N  
箱座底凸缘厚度                25     BH {z]a  
地脚螺钉直径                M24     QD!NV*  
地脚螺钉数目        查手册        6     f> Jj5he/  
轴承旁联接螺栓直径                M12     }nPt[77U_7  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     \u`P(fI!K%  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     xwZ1Q,'C  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     rd0Fd+t/  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     PI%l  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 2o<*rH  
    22 JR]elRR  
    18     ;&J>a8B$  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 I1>f2/$z*  
    16     N}U+K  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     -(TC'  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     #3 E"Ame  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     sG#Os  
机盖，机座肋厚                9    8.5     7I w^  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） n+sv2Wv:  
150（3轴）     TM6wjHFm  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） m-uXQS^@G  
150（3轴）     KdozB!\  
     j}.gK6Yq*  
11. 润滑密封设计 ,H6P%  
l[[`-f8j  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. s:6K'*  
    油的深度为H+ W[J2>`k9  
         H=30  =34 M**Sus87Q  
所以H+=30+34=64 >4wigc  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 9J7yR}2-F  
     S>x@9$( ym  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 |GQq:MB;z  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     DDmC3  
    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(^*}A%  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 WDxcV%  
     `m(ZX\W]  
12.联轴器设计  )XonFI  
hb*Y-$Zp  
1.类型选择. :a&M]+!  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 .CEC g*f  
2.载荷计算. ~\-=q^/!  
公称转矩：T=95509550333.5 ;C*2Djb*n  
查课本,选取 I \1E=6"  
所以转矩   *<cRQfA1  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 fIpS P@$<  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 4S 4MQ  
Hz,Gn9:p  
四、设计小结 [K #$W  
    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。 yj_/:eX  
    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。 KF *F  
五、参考资料目录 U*K4qJ6U  
[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； M)K!!Jqh  
[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； Vr1r2G2  
[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； a+z>pV|  
[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； r:o9:w:  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 h/C{  
[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；  Yf[Cmn  
[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。
zhangyi311 2009-06-15 17:52
hao 东西啊,支持
0363jj 2009-11-19 21:53
楼主，我现在需要发一套给我好吗？ =1>G * ,  
谢谢!      0363jj@163.com
magnetic 2009-11-30 17:49
楼主 可以也给我发一套吗 465522040@qq.com
wyjyanjing 2010-07-28 08:38
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
yaob 2011-12-15 17:55
感觉像是我想要的
悟剑声 2011-12-22 13:49
好东西
查看本帖完整版本: [-- 单级斜齿轮减速箱设计说明书 --] [-- top --]

Copyright © 2005-2026 光行天下 蜀ICP备06003254号-1 网站统计