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 X<QE]RZ  
                 i4pJIb  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         t<k8.9 M$  
                 ~ZNhU;%YW  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) JdRs=#X  
AFFLnLA<L  
目   录 h|H;ZC(B  
     y2U:( H:l!  
一    课程设计书                            2 -Fdi,\e  
L)+ eM&W  
二    设计要求                              2 :L[6a>"neE  
=z/F=1^<  
三    设计步骤                              2 1P[Lz!C  
     %PS-nF7v  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 X^W> "q  
    2. 电动机的选择                                4 Za6oYM_z  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 x-pMT3m\D#  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 Pc7: hu  
    5. 设计V带和带轮                              6 @ 7?_Yw  
    6. 齿轮的设计                                  8 ~ YK <T+  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 }j?S?=;m=  
    8. 键联接设计                                  26 vxeT[/6i  
    9. 箱体结构的设计                              27 e%U*~{m+  
    10.润滑密封设计                                30 #$w#"Nr9k  
    11.联轴器设计                                  30 F^YIZ,=p!  
     8w&rj-  
四    设计小结                              31 _PM<25Y,@  
五    参考资料                              32 p4'"Wk8  
PNKT\yd  
一. 课程设计书 g#4gGhI  
设计课题: j0~3[dyqU  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V ? iX=2-  
表一: `0i3"06lr  
         题号 '-IT@}  
AD\<}/3U  
参数    1     swlWe}1  
运输带工作拉力(kN)    1.5     &-fx=gq=  
运输带工作速度(m/s)    1.1     S=}~I  
卷筒直径(mm)    200     SR& mHI-f0  
pQ 6#L  
二. 设计要求 E aD@clJS  
1.减速器装配图一张(A1)。 /6?plt&CA  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 bUN,P"  
3.设计说明书一份。 +q/h:q.TV  
Fnpn_O XlH  
三. 设计步骤 z#VpS=  
    1.  传动装置总体设计方案 \+3Wd$I  
    2.  电动机的选择 0Qp'}_  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 o# xg:m_py  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 Yp]G)}'R  
    5.  “V”带轮的材料和结构 3\n{,Q  
    6.  齿轮的设计 } +4Bf+u:  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 CS\tCw\Y  
    8、校核轴的疲劳强度 yCIgxPv|7  
    9.  键联接设计 Jyci}CU3\Q  
    10.  箱体结构设计 A_Iu*pz^^  
    11. 润滑密封设计 E`fssd~  
    12. 联轴器设计 ^|GtO.  
     [ 5W#1 &  
1.传动装置总体设计方案: em [F|  
Kk>qgi$  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 y,?G75wij  
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, g&3#22z  
要求轴有较大的刚度。 `Kw"XGT  
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。 2A}uqaF  
其传动方案如下: $p3Wjf:bH  
        TucAs 0-bF  
图一:(传动装置总体设计图) m"( d%N7  
^D;D8A.  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 KVM@//:{  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 (kQ.tsl  
     传动装置的总效率 d^5SeCs6  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; Z 'NbHwW}  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, :{s%=\k {d  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, P5}[*k%DQw  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 "QO/Jls  
[Z#.]gb  
  2.电动机的选择 e( o/we{  
~}IvY?! ;  
    电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, 0r-lb[n8i  
    经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, ]jVSsSv  
    则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 !)/iRw9re  
     Z!-<rajl  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, ab aQJ|  
     V2s}<uG  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 sRyw\v-=P  
     {,f!'i&b@  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 UW/3{2  
                                                  !^l4EL5#  
Gr#rM/AfCK  
方案    电动机型号    额定功率 jqGo-C~  
P cCh5Jl@Z  
kw    电动机转速 mrhp)yF  
    电动机重量 } C{}oLz  
N    参考价格 # 5f|1O  
元    传动装置的传动比     QR5,_wJ&  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     Iq0 #A5U%  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02      LbV]JP  
  ]PzTl {]  
   中心高 P"=UI$HN  
        外型尺寸 v!#`W  
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     aC,vh1")F  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     @x=BJuUuX  
PF'5z#] NP  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 `F2*o47|t  
N^Hn9n  
(1)       总传动比 SfZ=%6b7  
    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 Jl> at  
    (2)       分配传动装置传动比 Q Bfhyo_  
    =× Xrj(,|  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 {FJX  
    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  bL'#  
4.计算传动装置的运动和动力参数 Y-%l7GErhL  
(1) 各轴转速 g8+4$2`ny  
  ==1440/2.3=626.09r/min g^z5fFLg/8  
  ==626.09/5.96=105.05r/min qXU:A-IdIl  
(2) 各轴输入功率  &6\r  
    =×=3.05×0.96=2.93kW ?79SPp)oo  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW z[5Y Z~}*  
    则各轴的输出功率:   17 i<4f#  
=×0.98=2.989kW EFRZ% Y  
=×0.98=2.929kW 0r0\b*r  
各轴输入转矩 Lz9$,Y[  
   =××  N·m vNC$f(cQ  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· wsf Hd<Z_  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m IYfV~+P  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m #}/cM2m  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m Q$?7)yyu+  
=×0.98=242.86N·m +Mk*{ A t  
运动和动力参数结果如下表 -[zdX}x.:  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     Ms:KM{T0  
    输入    输出    输入    输出         +QIGR'3u  
电动机轴        3.03        20.23    1440     *`+<x  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     mh A~eJ  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     B?$01?9V  
A*\o c  
5、“V”带轮的材料和结构 YW?7*go'Z  
  确定V带的截型 Uh3wj|0  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 j}rgO z.  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 Q? <-`7  
      V带截型      由图6-13                        B型 )g9)IF  
   u[V4OU}%  
  确定V带轮的直径 3{Na ZIk  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm 9{)Z5%Kz  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s i"%JFj_G  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm i7S>RB  
   jw/'*e  
  确定中心距及V带基准长度 )myf)"l5  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 22)0zY%\  
                          360<a<1030 XGE 2J  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm 8%;}LK  
     g(-;_j!=  
  初定V带基准长度 o,?!"*EP  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ki;!WhF~  
       0hrCG3k.91  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm l;XU#6{  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm zyaW3th  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 Z B~l2  
   u:_sTfKm&  
   确定V带的根数 A#v|@sul  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw ]LEoOdDN"C  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 vC{ h2A  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 0n4g $JK7  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 FX%t  
         J"%8:pL  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 Ef2Y l  
                             #d7N| 9_  
                       取Z=2 I*^5'N'  
V带齿轮各设计参数附表 lq:]`l,6@  
8K|J:[7  
各传动比 W*YxBn4  
Ap11b|v  
    V带        齿轮     yJDeX1+,  
    2.3        5.96     EfFz7j&X  
  Gx.P ]O3  
2. 各轴转速n Iq)(UfaSve  
    (r/min)        (r/min)     cwk+#ur  
    626.09        105.05     "Z;~Y=hC13  
+J"'  'cZ  
3. 各轴输入功率 P By2s']bw  
    (kw)        (kw)     IZO@V1-m  
    2.93       2.71     (V$Zc0  
J4YT)-  
4. 各轴输入转矩 T SXQ@;= ]xV  
    (kN·m)        (kN·m)     {bT9VZ>  
43.77        242.86     X6Un;UL  
uc'p]WhQ  
5. 带轮主要参数 +C'XS{K,#  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         }-d)ms!  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     T36x=LX  
带的根数z     wz|DT3"Xs  
    160        368        708        2232        B        2     q<n[.u1@  
*~c qr  
6.齿轮的设计  BY3bpR  
ovo/!YJ2  
(一)齿轮传动的设计计算 '0 ]r<O  
<O.Kqk* nq  
齿轮材料,热处理及精度 +fM&su=wl  
    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 J5;5-:N  
    (1)       齿轮材料及热处理 :-)GNf yGz  
       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 ,"B?_d6  
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 fO6[!M(  
      ② 齿轮精度 Gu5~ DyT`G  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 /-Wuq`P/ T  
     _l<mu?"  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 cA<<& C  
按齿面接触强度设计 rOW;yJ[  
}g>kpa0c  
确定各参数的值: {-HDkG' 8  
①试选=1.6 @}(SR\~N]  
选取区域系数 Z=2.433   \]I  
     R"Kz!NTB  
    则 FqwIJ|ct  
    ②计算应力值环数 fYB*6Xb,w  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) r?pZ72 q  
    =1.4425×10h OqBC/p B  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) )B;M  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 )|pU.K9qZ  
    ④齿轮的疲劳强度极限 {(}yG_Q]!  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: TiyUr [  
    []==0.93×550=511.5 G=|70pxU  
eRs&iK2y  
    []==0.96×450=432         pA.._8(t  
许用接触应力   +< yhcSSTB  
         9 6=Z"  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   } Gr&w-v  
         =1 Me,<\rQ  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 0 _A23.Y  
    =4.47×10N.m !" E-\cc'  
    3.设计计算 ($62o&I  
①小齿轮的分度圆直径d zJY']8ah  
     O#EqG.L5  
    =46.42 &tj0M.-  
    ②计算圆周速度 &RW`W)0;  
    1.52 W pN.]x  
    ③计算齿宽b和模数 RBE7485  
计算齿宽b WL U}  
       b==46.42mm 2Lfah?Tx~C  
计算摸数m ?v4E<iXs  
  初选螺旋角=14 "Zcu[2,  
    = =((yWn+t  
    ④计算齿宽与高之比  )3%@9  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50  qSTWb%  
=46.42/4.5 =10.32 zTY;8r+  
⑤计算纵向重合度 uw33:G  
=0.318=1.903  ?Vc0)  
⑥计算载荷系数K 9i=B  
使用系数=1 DnFjEP^  
根据,7级精度, 查课本得 "|t!7hC  
动载系数K=1.07, GoIQ>n  
查课本K的计算公式: [b/o$zR  
K= +0.23×10×b #{*LvI&  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 c -B/~&  
查课本得: K=1.35 '#D8*OP^  
查课本得: K==1.2 !D:Jbt@R<n  
故载荷系数: m#\[m<F  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 kRlA4h1u_$  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 | -+zofx  
    d=d=50.64 GeV+/^u  
    ⑧计算模数 eT[&L @l]b  
    = F*` t"7Lm  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 x[X`a  
    由弯曲强度的设计公式 89H sPB1"t  
    ≥ 3^wC<ZXcD  
S6sq#kcH  
⑴   确定公式内各计算数值 opp!0:jS*  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m U~H?4Izl=  
         确定齿数z (3;@^S4&w  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 BStk&b  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 "9XfQ"P  
    Δi=0.032%5%,允许 5=L} \ankn  
    ②      计算当量齿数 ~L{l+jK$p  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  ] fwZAU  
    z=z/cos=144/ cos14=158 6 BAW  
    ③       初选齿宽系数 uMmXs% 9T  
     按对称布置,由表查得=1 41V e}%  
    ④       初选螺旋角 Zu/<NC (  
    初定螺旋角 =14 \/5RL@X}  
    ⑤       载荷系数K Y; ) .+si  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 Kq)MTlP0g  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y L0NA*C   
    查得: .`p&ATg v  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 3BQ!qO17^d  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 Q(Gl{#b  
     )uheV,ZnY  
    ⑦       重合度系数Y d@ J a}`  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 N#ioJ^}n:  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 PaWr[ye  
=14.07609 QHlU|dR)Ry  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 6.c^u5;  
    ⑧       螺旋角系数Y eu#'SXSC F  
 轴向重合度 =1.675, 1G^#q,%X_v  
    Y=1-=0.82  5@!st  
     OW@\./nM  
    ⑨       计算大小齿轮的 S\#17.=  
 安全系数由表查得S=1.25 D(]E/k@ ;~  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 ej(ikj~j  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 J'T=q/  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 `T&jPA9eY  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   y 1\'( 1  
    小齿轮     大齿轮 p/ GVTf  
6'-As= iw  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: 5:.{oSy7n  
    K=0.86        K=0.93   >I"V],d!6  
~AB*]Us  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 p&b5% 4P  
      []= ~d >W?A  
      []= n/4i|-^  
       2kh"8oQ  
       WyhhCR=;  
        大齿轮的数值大.选用. 0JjUAxNq  
     (eWPis[  
⑵   设计计算 $ &UZy|9  
     计算模数 PkuTg";  
,  X{>  
} ^kL|qmjR  
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: Cb;WZ3HR  
T^.Cc--c  
z==24.57  取z=25 }T_Te?<&  
{w6/[ -^  
那么z=5.96×25=149           !ZXUPH  
  r(A.<`\   
②   几何尺寸计算 Nf41ZT~  
    计算中心距     a===147.2 @OpNHQat9  
将中心距圆整为110 IH *s8tPc  
cC{"<fYF  
按圆整后的中心距修正螺旋角 V^s0fWa  
<@v ]H@ E  
=arccos )?! [}t  
PJ4(}a  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. xg@NQI@7   
*iA4:EIP  
计算大.小齿轮的分度圆直径 c]k*}W3T  
     _HOIT  
    d==42.4 f9$xk|2g  
 XRN+`J  
d==252.5 ~nLN`H d  
 >w6taX  
计算齿轮宽度 nAJdr*`a,5  
#]WqM1u  
B= 1Tp/MV/>  
"UFs~S|e  
圆整的       ENVk{QE!  
U&Wwyu:4i  
                                            大齿轮如上图: CT a#Q,  
YIhm$A"z0"  
jhgX{xc  
0 fXLcal  
7.传动轴承和传动轴的设计 [(kB 5 a  
g]~h(mI  
1.  传动轴承的设计 U @v*0  
-7H^n#]  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 G6P)C##ibn  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min uQ$^;Pr  
T1=43.77kn.m a 3SlxsWW  
⑵.  求作用在齿轮上的力 UB`ToE|Ii  
    已知小齿轮的分度圆直径为 eYUr-rN+)z  
        d1=42.4 "^j>tii  
而  F= :e1o<JgPt  
     F= F f>o,N{|  
#hfuH=&oh  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N $q?$]k|M`  
e1myH6$W  
g:l.MJT  
DhLqhME53  
⑶.   初步确定轴的最小直径 6d[_G$'nk  
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 ,fDEz9-,  
~[o 4a'  
_ZB\L^j)  
             %=we `&  
     从动轴的设计 pL=d% m.W  
       #m{{a]zm^  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, N]EcEM#  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M W1Lr_z6  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 BcjP+$k4_  
    已知大齿轮的分度圆直径为 dC e4u<so\  
        d2=252.5 XKA&XpF  
而  F= Jf)bHjC_V  
     F= F )5j;KI%t  
i@5[FC  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N %=AxJp!a  
Pz#7h*;cw.  
% }|cb7l  
nMfFH[I4  
⑶.   初步确定轴的最小直径 0_P}z3(M  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 1be %G [*  
NgCuFL(Ic  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 aJL^AG  
查表,选取 o}Odw;  
4to% `)]  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 87%*+n:?*  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 .#u_#=g?  
L9Z;:``p  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 OdWou|Gz  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 (iJ1 ;x  
h eaRX4  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. Tu{&v'!j6  
'bGX-C  
            D        B                轴承代号     07Gv*.  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     [ xOzzp4  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     `-`qdda  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     "'8KV\/D  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     JXG"M#{  
qmTb-~  
     +x9cT G  
 nVu&/  
     x\&`>>uA  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ihh4pD27g  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, 2)#K+O3c  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     pME{jD  
FJ*i\Q/D  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. RT93Mt%P  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, Eca\fkj  
高速齿轮轮毂长L=50,则 Q'+MFld   
LA_3=@2.H  
L=16+16+16+8+8=64 i |{Dd%4vK  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. Am8x74?  
aK,z}l(N  
5.    求轴上的载荷   `c/*H29  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, ;fw1  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. /&u<TJ4  
A^ _a3$,0  
,D\GGRw  
]0;864X0  
KZ!3j_pKy  
IchCACK  
U. AjYez  
| K?#$~  
2,lqsd:xM  
     +\li*G]:J  
1 )}=bhT  
传动轴总体设计结构图: 2L AYDaS  
     =n^!VXaL]]  
                             J7C4V'_  
Qn ^bVhG+  
                             (主动轴) mzQ`N}]T:  
kOvDl!^  
yNm:[bOER  
        从动轴的载荷分析图: Ngb(F84H?  
x^"E S%*  
6.     校核轴的强度 K"<PGOF  
根据 c}3W:}lW  
== ;"O&X<BX-  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 fzjU<?}  
查表15-1得[]=60MP 7W6cM%_B  
〈 []    此轴合理安全 ,!V]jP)  
;> m"x  
8、校核轴的疲劳强度. [1Ydo`  
⑴.   判断危险截面 h^ -. ]Y  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. +(uYwdcN  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 sC[yI Up  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 y9#$O(G  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 Qb8KPpd  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 `mye}L2I  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 Qu,8t 8  
截面上的弯曲应力 a[lY S{  
O D Ur  
截面上的扭转应力 \rykBxs  
== "EU{8b  
轴的材料为45钢。调质处理。 /ywD{*  
由课本得: SWp1|.=Sm  
           C"lJl k9g^  
因             jGrN\D?h  
经插入后得 .To;"D;j,  
2.0         =1.31 ^-FRTC  
轴性系数为 2MA]jT  
       =0.85 Tz2-Bp]h  
K=1+=1.82 ;n\= R 5.  
    K=1+(-1)=1.26 ~OePp a\  
所以               *5<Sr q'  
3]-_q"Co4f  
综合系数为:    K=2.8 (Qgde6  
K=1.62 T5Dw0Y6u,  
碳钢的特性系数        取0.1 iCP/P%  
   取0.05 ;,&8QcSVY  
安全系数 bqanFQj  
S=25.13 #d{=\$=  
S13.71 MxzLK%am  
≥S=1.5    所以它是安全的 v#=`%]mL  
截面Ⅳ右侧 {brMqE>P#  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 >:=|L%]s;\  
`:'w@(q  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 'WHHc 9rG,  
`si#aU  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 =66Nw(E.  
Vtppuu$  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 $3D'4\X~?  
截面上的弯曲应力   bslrqUk_`=  
截面上的扭转应力 1_$xSrwcF  
==K= Gu=STb  
    K= ?j^=u:<  
所以                 Iqs+r?  
综合系数为: mj?16\|]  
K=2.8    K=1.62 8 i&_Jgmr  
碳钢的特性系数 RvJ['(-  
    取0.1       取0.05 DoC(Z)o  
安全系数 9;yn}\N `  
S=25.13 sBv>E}*R  
S13.71 s<x1>Q7X~  
≥S=1.5    所以它是安全的 /S:F)MO9  
Gamr6I"K  
9.键的设计和计算 K.gEj*@  
*%Qn{x  
①选择键联接的类型和尺寸 lCW8<g^  
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. o`khz{SU:  
根据    d=55    d=65 W~_t~Vg5  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 2/,0iwj-  
                     b=20     h=12     =50 zU6a't P  
[nxE)D  
②校和键联接的强度 )a}"^1  
  查表6-2得      []=110MP K; FW  
工作长度  36-16=20 jClj_E  
    50-20=30 M Jj4Hd  
③键与轮毂键槽的接触高度 PLM_#+R>  
     K=0.5 h=5  2A4FaBq"  
    K=0.5 h=6 ~.PP30 '  
    由式(6-1)得: ,? E&V_5  
           <[] OT %nrzP  
           <[] 8#R?]Uwq  
    两者都合适 @|ye qy_:  
    取键标记为: doHF|<s  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 g%[n4  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 bIt=v)%$  
10、箱体结构的设计 ()PKw,pD  
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, v;{{ y-  
大端盖分机体采用配合. ^"8G`B$r  
O!D/|.Q#%  
1.   机体有足够的刚度 _eLWQ|6Fx  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 fpM #XFj  
"s W-_j]  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 dAJ,x =`  
3*DXE9gA9  
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 l2b{u GE  
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 *X%m@KLIKv  
O?bK%P]ay  
3.   机体结构有良好的工艺性. QGiAW7b5  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. &R+#W  
E jEFg#q  
4.   对附件设计 ba@ax3  
A  视孔盖和窥视孔 tXF]t   
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 yh;Y,;4  
B  油螺塞: (7lBID4  
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。 b syq*  
C  油标: }:iBx  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 2k7bK6=nm  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. :lcea6iO  
^Cz YDq  
D  通气孔:  ]^"k8v/  
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. uK*Nu^  
E  盖螺钉: dOa!htx]  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 bC@k>yC-  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. )J/HkOj"V  
F  位销: ;mm!0]V  
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. 9 -h.|T2il  
G  吊钩: _3Q8n|  
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. q5 &Ci`  
5''*UFIF1  
减速器机体结构尺寸如下: B_3QQ tjAl  
w=r&?{  
名称    符号    计算公式    结果     ZIxRyo-i  
箱座壁厚                10     .I?@o8'x  
箱盖壁厚                9     A,i()R'I  
箱盖凸缘厚度                12     lXrD!1F  
箱座凸缘厚度                15     U/MFhD(06  
箱座底凸缘厚度                25     bk#xiuwT  
地脚螺钉直径                M24     ru.5fQ U  
地脚螺钉数目        查手册        6     Xer@A;c  
轴承旁联接螺栓直径                M12     $,1dQeE  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     #Olg(:\  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     ,-*iCs<  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     C77D{@SM  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     $&-5;4R'0  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 V: p)m&y6  
    22 <3 @}Lj  
    18     I{.HO<$7D}  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 "|LQK0q3  
    16     ,j;PRJ  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     Rmh*TQu  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     +!>LY  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     ]Bu DaxWN  
机盖,机座肋厚                9    8.5     :F|\Ij0T  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) =TcOnQj  
150(3轴)     &H;8QZ8uw  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) ;"7/@&M\m  
150(3轴)     VZxTx0: ,  
     k'13f,o}  
11. 润滑密封设计 nsJ:Osq|  
UOI^c  
    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. e9@(/+  
    油的深度为H+ DnyYMe!r  
         H=30  =34 {Bs+G/?o/  
所以H+=30+34=64 ?iSGH'[u  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 t{(Mf2GR1  
     b :\D\X  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接  ]6~k4  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     OhWC}s  
    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 w!,QxrOV~  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 9]~PC Z2j  
     WM< \e  
12.联轴器设计 nk08>veG  
i&F~=Q`  
1.类型选择. ,?=KgG1i  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 qpgU8f  
2.载荷计算. &+;uZ-x  
公称转矩:T=95509550333.5 I)[B9rbe  
查课本,选取 &c^7O#j  
所以转矩   [}k|  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 S:97B\ u`  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm wXCyj+XB*  
mTd<2Hy  
四、设计小结 O)<r>vqe}  
    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。 ' o=E!?  
    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。 ~= 9V v  
五、参考资料目录 wiV&xl  
[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!*MH/R  
[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; rt;gC[3\  
[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; $MT}l  
[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; M7 p8^NL  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 aJQXJ,>Lv  
[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; Ar~{= X  
[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? YiBOi?h9  
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 © 2005-2025 光行天下 蜀ICP备06003254号-1 网站统计