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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 +[P{&\d4}  
                 \v/[6&|X0s  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         ] R*A  
                 j.YA 2mr  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) ntY]SK%Z  
SAz   
目   录 aDCwI:Li(  
     I_BJH'!t  
一    课程设计书                            2 W>LR\]Ti@  
r :dTz  
二    设计要求                              2 gFh*eCo   
'<M{)?  
三    设计步骤                              2 r=4eP(w=  
     #/]nxW.S  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 {b{s<@?  
    2. 电动机的选择                                4 s@C}P  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 `{Ul!  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 Cyp'?N  
    5. 设计V带和带轮                              6 \DzGQ{`~m  
    6. 齿轮的设计                                  8 #Dac~>a'  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 P*o9a  
    8. 键联接设计                                  26 NO3/rJ6-  
    9. 箱体结构的设计                              27 *`U~?q}  
    10.润滑密封设计                                30 Z{R>  
    11.联轴器设计                                  30 'VbiVLWD  
     [gB+C84%%  
四    设计小结                              31 _Y!IEAU/#  
五    参考资料                              32 B1STGL`nK  
h\e.e3/  
一. 课程设计书 $u.z*b_yy  
设计课题: 1"g<0 W  
    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 xfQ1T)F3g  
表一: "oD[v  
         题号 $C\BcKlmv  
ZW}_DT0  
参数    1     MJvp6n  
运输带工作拉力(kN)    1.5     &NWEqBz*2  
运输带工作速度(m/s)    1.1     RpF&\x>  
卷筒直径(mm)    200     PM+[,H  
XRH!]!  
二. 设计要求 7Wno':w8  
1.减速器装配图一张(A1)。 3Y &d=  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 0mnw{fE8_  
3.设计说明书一份。 G?ZXWu.  
xwr8`?]y  
三. 设计步骤 yw!{MO  
    1.  传动装置总体设计方案 Fp:'M X  
    2.  电动机的选择 7"mc+QOp  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 dscgj5b1~  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 R8 T x[CJ5  
    5.  “V”带轮的材料和结构 `g,..Ns-r  
    6.  齿轮的设计 [~ fraK,)  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 ^_6|X]tz1T  
    8、校核轴的疲劳强度 g*Phv|kI  
    9.  键联接设计 O}P`P'Y|'  
    10.  箱体结构设计 hc1N ~$3!G  
    11. 润滑密封设计 Rv=YFo[B  
    12. 联轴器设计 G3 m Z($y  
     y*? Jui Q  
1.传动装置总体设计方案: yuVs YV@"  
?(PKeq6  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 IcEdG(  
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, =I4lL]>  
要求轴有较大的刚度。 d1*<Ll9K  
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。 TV:9bn?r)  
其传动方案如下: n?Q|)2 2  
        <GJbmRc|  
图一:(传动装置总体设计图) p'k0#R$  
-} +[  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 mR~&)QBP.  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 =-T]3!   
     传动装置的总效率 R/_&m$ZB  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; omFz@  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, @c#(.=  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, \!(zrfP{(  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 43w}qY1  
,I9bNO,%JK  
  2.电动机的选择 9$Y=orpWxr  
(BM47 D=v  
    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, s*4dxnS_8  
    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, UBs4K*h|  
    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。 RNL9>7xV  
     Y@v>FlqI{  
    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, 1cDF!X]  
     Q/?$x*\>  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 t7pFW^&  
     Fu~j8K  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 yVfC-Z   
                                                  TzZq(? V  
ni<(K 0~  
方案    电动机型号    额定功率 7^285)UQA  
P vI?, 47Hj+  
kw    电动机转速 @CoIaUVP  
    电动机重量 >~f]_puT  
N    参考价格 TvM~y\s  
元    传动装置的传动比     "tZe>>I  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     :3PH8TL  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     y7{?Ip4[  
  0J|3kY-n>  
   中心高 :m;p:l|W  
        外型尺寸 _aphkeqd  
L×(AC/2+AD)×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     ~Ei<Z`3}7"  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     5G#n"}T  
T|$H#n}  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 =M1I>  
#Z#-Ht  
(1)       总传动比  }ZI7J  
    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 sKWfX Cd  
    (2)       分配传动装置传动比 \['Cj*ek  
    =× VTM/hJmwJ  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 gUlo]!$  
    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 ,uvRi)O>a  
4.计算传动装置的运动和动力参数 bcyzhK=  
(1) 各轴转速 .}t e>]A*  
  ==1440/2.3=626.09r/min "%_+-C<L4  
  ==626.09/5.96=105.05r/min x2EUr,7  
(2) 各轴输入功率 H\ %7%  
    =×=3.05×0.96=2.93kW J,hCvm  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW ' QG?nu  
    则各轴的输出功率:   u, ff>/1  
=×0.98=2.989kW _$'ashF  
=×0.98=2.929kW Z;i:](  
各轴输入转矩 ^~dWU>  
   =××  N·m O^.#d  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 'F<TSy|4kI  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m a#4?cEy  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m dG{A~Z z  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m :h$$J lP  
=×0.98=242.86N·m IPk4 ;,  
运动和动力参数结果如下表 ;jXgAAz7  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ixFi{_  
    输入    输出    输入    输出         +0&/g&a\R  
电动机轴        3.03        20.23    1440     3F3A%C%  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     9p/Bh$vJ  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     . vV|hSc  
UZMd~|  
5、“V”带轮的材料和结构 >%G1"d?j  
  确定V带的截型 BLttb  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 ]'}L 1r  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 8Wx=p#_  
      V带截型      由图6-13                        B型 x4 yR8n(  
   r" y.KD^  
  确定V带轮的直径 *g%yRU{N  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm >j/w@Fj  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s paK2 xX8E  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm n[z+<VGwC  
   *p U x8yB  
  确定中心距及V带基准长度 6'/ #+,d'  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 3$ pX  
                          360<a<1030 XZ7Lk)IR  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm "[J^YKoF  
     WE?5ehEme  
  初定V带基准长度 tA;}h7/Lc~  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm +whDU2 "  
       Tbq;h ?D  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm XTy x r  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm QV!up^Zso  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 v+XJ*N[W  
   ^sw?gH*  
   确定V带的根数 [WmM6UEVS  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw ;+%rw2Z,B  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 icgfB-1|i  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 uFE)17E  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 n S=W1zf  
         ~ }P,.QQ  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 5+vaE 2v  
                             )8AXm  
                       取Z=2 I,tud!p`  
V带齿轮各设计参数附表 ^!d3=}:0  
kmW4:EA%  
各传动比 7I}uZ/N  
;p//QJB9  
    V带        齿轮     jp,4h4C^)  
    2.3        5.96     wMn i  
   R&&4y 7  
2. 各轴转速n V!Uc(  
    (r/min)        (r/min)     V0@=^Bls  
    626.09        105.05     .Mbz3;i0  
tw;}jh  
3. 各轴输入功率 P *@5@,=d  
    (kw)        (kw)     <)9y{J}s:  
    2.93       2.71     7.Op<  
1zv'.uu.,  
4. 各轴输入转矩 T 4RO}<$Nx}  
    (kN·m)        (kN·m)     ]^E?;1$f?  
43.77        242.86     Y<OFsWYY  
=cI(d ,  
5. 带轮主要参数 CJY$G}rk  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         P:c w|Q  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     ^q5#ihM  
带的根数z     K?;DMUSY\  
    160        368        708        2232        B        2     <~)P7~$d?p  
o!Zb0/AP)  
6.齿轮的设计 )nkY_' BV  
x5Bk/e'  
(一)齿轮传动的设计计算 d{?LD?,)  
^8WRqQdx  
齿轮材料,热处理及精度 oJ^P(]dw  
    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 Lbgi7|&  
    (1)       齿轮材料及热处理 ah"o~Cbj  
       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 VA%J\T|G2\  
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 dO'(2J8  
      ② 齿轮精度 D.:Zx  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 m O_af  
     Dt@SqX:~Ee  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 IGl9 g_18  
按齿面接触强度设计 KlEpzJ98  
:#Wd~~d  
确定各参数的值: i!Ba]n   
①试选=1.6 >4TO=i  
选取区域系数 Z=2.433   /~1+i'7V.,  
     5BIY<B+i  
    则 3o*YzwRt  
    ②计算应力值环数 &ZO0r ^  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 6ujW Nf  
    =1.4425×10h vM={V$D&  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) vx =&QavL  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 2 ?C)&  
    ④齿轮的疲劳强度极限 E .h*g8bXe  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: }f ?y* H  
    []==0.93×550=511.5 a?1Wq  
0GLM(JmK  
    []==0.96×450=432         +{]j]OP  
许用接触应力   @7 }W=HB  
         PCA4k.,T  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   K/$KI7 P  
         =1 (3e 2c  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 ?6!LL5a.  
    =4.47×10N.m e-;}366}  
    3.设计计算  7GGUV  
①小齿轮的分度圆直径d 6]N.%Y[(  
     _c07}aQ ],  
    =46.42 qq?!LEZ  
    ②计算圆周速度 /r 5eWR1G  
    1.52 BtZyn7a  
    ③计算齿宽b和模数 }V>T M{  
计算齿宽b st*gs-8jJ;  
       b==46.42mm c-w)|-ac.  
计算摸数m l;U?Z'n  
  初选螺旋角=14 e20-h3h+  
    = ]:;&1h3'7  
    ④计算齿宽与高之比 xw%0>K[  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 kfNWI#'9  
=46.42/4.5 =10.32 xno\s.H%]  
⑤计算纵向重合度 d9ihhqq3}  
=0.318=1.903 M5B# TAybC  
⑥计算载荷系数K reVgqYp{{-  
使用系数=1 :k"]5>(^  
根据,7级精度, 查课本得 yZ:qU({KhD  
动载系数K=1.07, =Qq+4F)MD  
查课本K的计算公式: %y@AA>x!  
K= +0.23×10×b }u|q0>^8  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 8L XHk l  
查课本得: K=1.35 <3iMRe  
查课本得: K==1.2 E^PB)D(.  
故载荷系数: a.'*G6~Qgw  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 QJNFA}*>  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =41xkAMnk  
    d=d=50.64 N!32 wJ  
    ⑧计算模数 ;<5q]/IHK  
    = q4q6c")zp  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 m|# y >4  
    由弯曲强度的设计公式 0YzpZW"+  
    ≥ Vi}_{ Cy  
0V]s:S  
⑴   确定公式内各计算数值 "b[5]Y{ U  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m 0c &+|> !  
         确定齿数z ]4{H+rw  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 l0] EX>"E  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 Q\)F;:|  
    Δi=0.032%5%,允许 _|p8M!  
    ②      计算当量齿数 *I'yH8Fcn  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  !W0v >p  
    z=z/cos=144/ cos14=158 Al'3?  
    ③       初选齿宽系数 'S~5"6r  
     按对称布置,由表查得=1 \9d$@V  
    ④       初选螺旋角 /xQPTT  
    初定螺旋角 =14 edV\-H5<  
    ⑤       载荷系数K "L1Zi.)  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 z2c6T.1M  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y H"KCK6  
    查得: ] - .aL  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 mq[ug>  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 2tLJU  Z1  
     y]im Z4{/  
    ⑦       重合度系数Y OZT.=^:A  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 :KN-F86i  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 jal-9NV)!  
=14.07609 9kojLqCT  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 nm+s{  
    ⑧       螺旋角系数Y &{RDM~  
 轴向重合度 =1.675, zJXplvaL;  
    Y=1-=0.82 $"&JWT!#  
     !c-*O<Y  
    ⑨       计算大小齿轮的 *kVV+H<X|b  
 安全系数由表查得S=1.25 AEuG v}#  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 q =Il|Nb>  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 S$k&vc(0  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 Wf<LR3  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   *dF>_F  
    小齿轮     大齿轮 Bf:Q2slqI  
a> )f=uS  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: W`&hp6Jq  
    K=0.86        K=0.93   ~4"dweu?  
U3kyraj  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 CNIsZ v@Q  
      []= iOdpM{~*  
      []= ?}7p"3j'z  
       KU;9}!#  
       or]IZ2^n  
        大齿轮的数值大.选用. rH>)oThA#  
     |%v^W3  
⑵   设计计算  p#[.{  
     计算模数 d\Zng!Z'  
+*^H#|!  
tjnIN?YT  
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: 2-b6gc7  
PVOv[%  
z==24.57  取z=25 X jX2]  
"vGW2~*)  
那么z=5.96×25=149           qCO/?kW  
  :Yks|VJ1  
②   几何尺寸计算 j=J/x:w_e  
    计算中心距     a===147.2 N&pCx&  
将中心距圆整为110 %IRi1EmN8  
'\GbmD^F  
按圆整后的中心距修正螺旋角 Dxxm="FQZ  
Z<phcqEi8  
=arccos UDni]P!E  
km40qO@3  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. ERt{H3eCcJ  
=ruao'A  
计算大.小齿轮的分度圆直径 *:NQ&y*uj  
     jSAjcLR  
    d==42.4 Lk$B{2^n  
MWL% Bz  
d==252.5 {_Gs*<.  
hzRYec(  
计算齿轮宽度 7= DdrG<  
IMfqiH)  
B= m_l[MG\  
TU7' J  
圆整的       X|8c>_}  
##o#eZq:"  
                                            大齿轮如上图: FE{FGM q  
Y DFyX){  
1r7y]FyH$  
t_suF$  
7.传动轴承和传动轴的设计 |&[EZ+[  
"}JZU!?  
1.  传动轴承的设计 VYhbx 'e  
lA-h`rl /  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 So 5N5,u@=  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min - R6)ROGl  
T1=43.77kn.m +H2-ZXr  
⑵.  求作用在齿轮上的力 D)'bH5  
    已知小齿轮的分度圆直径为 xp9pl[l  
        d1=42.4 s!e3|pGS  
而  F= uOGw9O-d9  
     F= F EU/8=JA1  
TBrPf-Xr  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N i2^>vYCsl  
 v<:R#  
~3S~\0&|  
Q1l' 7N  
⑶.   初步确定轴的最小直径 $D UZ!zaH!  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 :Xd<74Nu  
t!\tF[9e  
IyPnp&_  
             WSY}d Vr  
     从动轴的设计 T${Q.zHY[!  
       hDq`Z$_+KX  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, 0,8okA H  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M HOh!Xcu  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 o\)F}j&b#=  
    已知大齿轮的分度圆直径为 bNoW?8bZ  
        d2=252.5 )@'}\_a3[]  
而  F= Vl!6W@g  
     F= F qWKAM@  
y<bDTeoo  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N SG4%}wn%  
M[112%[+4  
r{%qf;  
M+9gL3W  
⑶.   初步确定轴的最小直径 xpx\=iAe  
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 ;l-!)0 U  
G<^{&E+=  
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 D+7Rz_=  
查表,选取 'anG:=  
Sa`Xf\  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 *``JamnSO  
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 5j-YM  
N<KS(@v y  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,$+V  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 \A6B,|@  
f! .<$ih  
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. ^4Ah_ U  
k/gZ,  
            D        B                轴承代号     3fJc 9|  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     A:9?ZI/X  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     Uwx E<=z  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     'D"C4;X  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     \K]0JH  
 XJ5 .  
     ; XN{x  
R= o2K  
     >q1L2',pK  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 5=?\1`e1[  
    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, =-lb)Z"d  
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.     4J([6<  
do+.aOC  
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. t=O8f5Pf{  
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, ;<2 G  
高速齿轮轮毂长L=50,则 FA3~|Zg  
LRG6:&  
L=16+16+16+8+8=64 Yv!a88+A8M  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. e?=^;v%r  
Jh[UtYb5  
5.    求轴上的载荷   t9:0TBt-[  
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, 6Yxh9*N~]  
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. -rli(RR)|  
zY!j:FT1HY  
o/Q;f@  
$.rhRKs  
oVfLnI ;  
s;vHPUB\n  
|CZ@te)>  
in-HUG  
vucxt }Ti  
     * 8_wYYH  
zvH8^1yzG  
传动轴总体设计结构图: | Aw%zw1@  
     iv;Is[<o  
                             |NC*7/}  
a^zibPG  
                             (主动轴) 474SMx$  
iJ3e1w$  
.1Al<OLL  
        从动轴的载荷分析图: YLv'43PL  
2Kyl/C,  
6.     校核轴的强度 f;gw"onx8F  
根据 Ww%=1M]e-  
== :~T99^$zA  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 j=aI9p  
查表15-1得[]=60MP 5r8< 7g:>C  
〈 []    此轴合理安全 MET' (m  
^ xh;  
8、校核轴的疲劳强度. ^ ALly2  
⑴.   判断危险截面 A}N?/{y)G  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. Y>G@0r BG  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 Sf7\;^  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 N@1+O,o  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 _FVcx7l!u  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 &6YIn|}  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 TQ*1L:X7M&  
截面上的弯曲应力 k+Czj  
NzSoqh{R  
截面上的扭转应力 #( jw!d&  
== Vq\`+&A  
轴的材料为45钢。调质处理。 au=o6WRa  
由课本得: _Khc3Jo  
           F,MO@&ue"  
因             TbGn46!:  
经插入后得 /ZPyN<@  
2.0         =1.31 o .G!7  
轴性系数为 `-l6S  
       =0.85 4V COKx  
K=1+=1.82 OJ$]V,Z00x  
    K=1+(-1)=1.26 ]0)|7TV*  
所以               t&CJ% XP  
5Z\#0":e  
综合系数为:    K=2.8 %i-c0|,T4  
K=1.62 & <J[Q%2  
碳钢的特性系数        取0.1 MIoEauf  
   取0.05 i9A+gtd  
安全系数 MLWM&cFG  
S=25.13 #=f?0UTA  
S13.71 U($dx.`v#  
≥S=1.5    所以它是安全的 @I/]D6 ~"  
截面Ⅳ右侧 k_q0Q;6w!l  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 ,Bo>E:u  
be-~\@  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 lM{ +!-G,  
/fT+^&  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 ;u(<h?%e  
,7NZu0  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 wK-3+&,9  
截面上的弯曲应力   @8^[!F  
截面上的扭转应力 8C~]yd  
==K= Q|L9g z[?  
    K= C@W"yYt  
所以                 fCtPu08{Z  
综合系数为: %V{7DA&C  
K=2.8    K=1.62 e\JojaV  
碳钢的特性系数 @u%_1  
    取0.1       取0.05 GBFtr   
安全系数 OYmR<x5y/  
S=25.13 F>[,zN  
S13.71 iN0nw]_*  
≥S=1.5    所以它是安全的 .0O2Qqdg  
p>;_e(  
9.键的设计和计算 (RZD'U/B  
Zrr5csE  
①选择键联接的类型和尺寸 C[Dav&=^F  
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. ,NVsn  
根据    d=55    d=65 GJp85B!PlO  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 _Bp1co85MQ  
                     b=20     h=12     =50 5 Ho^N1q  
}HYjA4o\A  
②校和键联接的强度 y K2^Y]Ku?  
  查表6-2得      []=110MP iVTGF<  
工作长度  36-16=20 pd8Nke  
    50-20=30 YH_7=0EJ  
③键与轮毂键槽的接触高度 Eb>78k(3I)  
     K=0.5 h=5 ;~u{56  
    K=0.5 h=6 aKJQm '9Ks  
    由式(6-1)得: YxinE`u~  
           <[] ${nX:!)  
           <[] <u:WlaS  
    两者都合适 *"r~-&IL  
    取键标记为: tP%{P"g3^  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 GS Q/NYK  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 zC:wNz@zK  
10、箱体结构的设计 ]B]*/  
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, lmSo8/%T  
大端盖分机体采用配合. ld7v3:M  
U*P. :BvG  
1.   机体有足够的刚度 yxq}QSb \3  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 3y~r72J  
P?]aWJ  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 MqA`yvQm  
[wB9s{CX  
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm -+em!g'  
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 Uyr3dN%*r  
Yl$SW;@  
3.   机体结构有良好的工艺性. 5 `RiS]IO]  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. Pv+5K*"7Cg  
6q6FB  
4.   对附件设计 3 Lsj}p  
A  视孔盖和窥视孔 .pvV1JA'  
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 u}|%@=xn  
B  油螺塞: vuFBET,  
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。 @hImk`&[N  
C  油标: }AvcoD/b  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 HH>:g(bu  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. @Ehn(}  
xN@Pz)yo  
D  通气孔: c$QX )V  
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. E|$Oha[  
E  盖螺钉: FHPXu59u  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 Y05P'Q  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. o(Cey7  
F  位销: A=-F,=k(!/  
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. EIf ~dOgH  
G  吊钩: hwDbs[:  
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. F("#^$  
_ZAchzV  
减速器机体结构尺寸如下: rqlc2m,<-p  
@i3bgx>_o  
名称    符号    计算公式    结果     35*\_9/#  
箱座壁厚                10     'snYu!`z  
箱盖壁厚                9     ?n\*,{9  
箱盖凸缘厚度                12     U#o'H @  
箱座凸缘厚度                15     M}hrO-C  
箱座底凸缘厚度                25     g3%t8O/M  
地脚螺钉直径                M24     Ij'NC C  
地脚螺钉数目        查手册        6     l**;k+hw  
轴承旁联接螺栓直径                M12     V=:_d,  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     :b,^J&~/)1  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     Zzl,gy70  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     U^Tp6vN d  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     7a$ G@  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 ^SfS~G Q  
    22 BD#.-xWV  
    18     3v!~cC~cI  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 gX?n4Csy'  
    16     Sb:T*N0gS  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     )hj|{h7  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     |k{-l!HI  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     Y#01o&f0n  
机盖,机座肋厚                9    8.5     8S;CFyT\n  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) 5H:@ 8,B  
150(3轴)     7> Pgc  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) RX2{g^V7  
150(3轴)     wp.TfKxw  
      !=*.$4  
11. 润滑密封设计 HpexH{.u)  
!)Rr] ~  
    对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. 4rU! 4l  
    油的深度为H+ .#5l$['  
         H=30  =34 Jll-X\O`-  
所以H+=30+34=64 -&[z\"T  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 }o9Aa0$*$  
     ZZ)G5ji  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 IdM*5Y>f  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     5`E))?*"Pe  
    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 ^i:\@VA:  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 Nl8 gK{  
     <2P7utdZ  
12.联轴器设计 |&hU=J o  
1=Ilej1  
1.类型选择. M>_= "atI  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 LN!W(n(  
2.载荷计算. 04 y!\  
公称转矩:T=95509550333.5 qvLDfN  
查课本,选取 5su.+4z\  
所以转矩   ibF#$&!  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 J^I7BsZ  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm dA#{Cn;  
Ls: =A6AGM  
四、设计小结 Uk-HP\C"7  
    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。 < `Z%O<X  
    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。 sS,#0Qt.  
五、参考资料目录 )45_]tk >  
[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; \OHv|8!EI@  
[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; jFj~]]j  
[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; S]yvMj_?  
[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; U7%28#@  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 & QY#3yj=  
[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; bx(w :]2  
[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? l @A"U)A(  
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
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