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 aA6m5  
                 !q8"Q t  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         nu6p{_M  
                 W6A-/;S\  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） H "; !A=0  
.',d*H))E7  
目   录 GzN /0:b  
     .gJv})Vi  
一    课程设计书                            2  r .`&z  
>4^,[IO/  
二    设计要求                              2 _qf$dGqc  
DUMC4+i  
三    设计步骤                              2 KKRj#m(:!  
     J5zKwt  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 #trb4c{{5  
    2. 电动机的选择                                4 ml1My1  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 B;A< pNT  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 p6&6^v\  
    5. 设计V带和带轮                              6 CxV$_J  
    6. 齿轮的设计                                  8 t!&p5wJ*Q  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 0PdX>h.t  
    8. 键联接设计                                  26 Yma-$ytp  
    9. 箱体结构的设计                              27 :m[HUh  
    10.润滑密封设计                                30 i4dy0jfN  
    11.联轴器设计                                  30 9zD,z+  
     5M? I-m  
四    设计小结                              31 xFj<KvV[  
五    参考资料                              32 vPSY 1NC5  
er0y~  
一. 课程设计书 5@nv cCp  
设计课题: m4@Lml+B,  
    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 k fY 0u  
表一: Yc-gJI*1  
         题号 QR\2 %}9b  
w gkY \Q  
参数    1     bNG7A[|B  
运输带工作拉力（kN）    1.5     R/\qDY,@  
运输带工作速度（m/s）    1.1     u):Nq<X  
卷筒直径（mm）    200     X?z CB  
LJwy,-  
二. 设计要求 BMH?BRi  
1.减速器装配图一张(A1)。 !a7YM4D  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 }PX8#C_P  
3.设计说明书一份。 bqwn_=.  
G7YBo4v  
三. 设计步骤 We@wN:  
    1.  传动装置总体设计方案 5n1T7-QCL  
    2.  电动机的选择 .F]"%RK[  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 qpX`Z Y^  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 vxk~( 3]<)  
    5.  “V”带轮的材料和结构 b" kL)DL1L  
    6.  齿轮的设计 2!nz>K  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 C4|H 5H  
    8、校核轴的疲劳强度 2SXy)m !  
    9.  键联接设计 suFO~/lRno  
    10.  箱体结构设计 j|IvDrm#  
    11. 润滑密封设计 8S@"6TG`  
    12. 联轴器设计 }_h2:^n  
     feT.d +Fd  
1.传动装置总体设计方案: E.4 X,  
y:VY8a 4  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 )vD|VLV   
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， xP5Z -eL  
要求轴有较大的刚度。 FJIo] p  
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。 wT&P].5n  
其传动方案如下： RX ,c4;  
        R[!%d6jDE  
图一:(传动装置总体设计图) a9p6[qOcd  
3|vZ `}  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 WjF#YW\  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 zxy/V^mu  
     传动装置的总效率 r~;TId} #  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； 9@8)ZHf  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， ?dQ#%06mn  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， PHg(O:3WG  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 wyUfmk_}  
10ZL-7D#m  
  2.电动机的选择 BF(Kaf;<t.  
x}jiHV@=  
    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， gFw- P#t  
    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， s AlOX`t  
    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。 l/6(V:  
     Z]k+dJ[-  
    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， 2-DJ3OL]k  
     Vv.q{fRvYB  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 sXR}#*8p  
     rB-}<22.  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 "kg?Or.  
                                                  3.D|xE]g  
"xE;IpO[  
方案    电动机型号    额定功率 G-G\l?R(  
P h 7*#;j  
kw    电动机转速 \:_!!   
    电动机重量 Q) Y&h'.(  
N    参考价格 Y[`%j\=  
元    传动装置的传动比     9 p`|~^X  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     d<>jhp5el  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     =d1R9O  
  (0QYX[(r~o  
   中心高 1/ vcj~|)t  
        外型尺寸 Z=y^9]  
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     k+As#7V  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     H^0`YQJ3  
Tsl0$(2W  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 =f-.aq(G/  
mx")cGGQ  
（1）       总传动比 KI8Q =*  
    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 6l?\iE  
    （2）       分配传动装置传动比 mc}r15:<  
    ＝× 7Hp~:i30  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 ${w\^6&  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 e(;nhU3a*,  
4.计算传动装置的运动和动力参数 m~l[Y  
（1）　各轴转速 ~riV9_-  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min * 57y.](w  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min cT,5xp"a  
（2）　各轴输入功率 pk2}]jx"  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW 7d'gG[Z^^  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 1 Ll<^P  
    则各轴的输出功率：   +]NPxUa  
＝×0.98=2.989kW K)8N8Js(  
＝×0.98=2.929kW 'CC;=@J  
各轴输入转矩 pm~uWXqxr=  
   =××  N·m bx8|_K*^  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· <-m?l6  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m w`F4.e  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m RB `<Zw  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m mtu`m6Xix  
＝×0.98=242.86N·m z4[S02s  
运动和动力参数结果如下表 <j$n7#qk  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     J#tY$PE  
    输入    输出    输入    输出         Dt p\ T|)  
电动机轴        3.03        20.23    1440     *C n `pfO  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     =/]d\JSp  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     3~Vo]wv  
+:fr(s!OE  
5、“V”带轮的材料和结构 3-Xc3A=w  
  确定V带的截型 .}zpvr8YP  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 _/zK ^S)  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 {=GWQn6cc  
      V带截型      由图6-13                        B型 W2\ Q-4D  
   qC?\i['`  
  确定V带轮的直径 ]$gBX=  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm Sxw%6Va]p  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s p .^#mN  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm yxU??#v|g  
   y 2v69nu~q  
  确定中心距及V带基准长度 xX]92Q  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 s=xJcLA  
                          360<a<1030 crdp`}}  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm HX]pcX^K  
     ;+/[<bvd"  
  初定V带基准长度 E5}wR(i,4  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm >9v?p=  
       (ON_(MN  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm ,wvzY7%  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm '/"xMpN4  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 NhDM h8=$^  
   VD*xhuy$k  
   确定V带的根数 ^?3e?Q?  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw N7`<t&T@  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 j 4B|ktf  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 xe3t_y  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 wEImpsC`  
         _+\hDV>v  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 -UM5&R+o  
                             :RnFRAcr  
                       取Z=2 '"=Mw;p  
V带齿轮各设计参数附表 0bQm:J[(#  
JyBsOC3  
各传动比 8VwByk8  
+|w-1&-  
    V带        齿轮     jJmg9&^R  
    2.3        5.96     1JU1XQi  
  - :0{  
2. 各轴转速n p<@0b  
    (r/min)        (r/min)     ?*~Pgh >uL  
    626.09        105.05     ktr l|  
n?QpVROo\  
3. 各轴输入功率 P 9x~qcH%  
    （kw）        （kw）     f V|Zh  
    2.93       2.71     AF qut  
Ti@X< C  
4. 各轴输入转矩 T }Dig'vpMx  
    (kN·m)        (kN·m)     G([!(8&2Y  
43.77        242.86     Wkk=x&  
U 6y ;V  
5. 带轮主要参数 [akyCb  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         #]yb;L  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     &&w7-  
带的根数z     z.9 #AN=&[  
    160        368        708        2232        B        2     pEjA*6v|,  
[p +h b  
6.齿轮的设计 ~?pF'3q  
6c3+q+#J2  
（一）齿轮传动的设计计算 L}&U%eD  
%EuXL% B  
齿轮材料，热处理及精度 ?^F#}>C  
    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 ~lR"3z_Z}  
    （1）       齿轮材料及热处理 /#PEEN  
       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 2S1wL<qP  
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 SR#%gR_SC  
      ② 齿轮精度 w@P c7$EP  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ^ftZ{uA  
     iz`u@QKc%  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 a$c7d~p$I  
按齿面接触强度设计 i6[,m*q~2x  
LDL#*g  
确定各参数的值: ba?]eK   
①试选=1.6 Fc;)p88[  
选取区域系数 Z=2.433   6 m5\f  
     )T6+}   
    则 JF>mybB  
    ②计算应力值环数 =;{vfjj  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） a#=GLB_P(  
    =1.4425×10h w+cI0lj  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) @|&P#wd.u  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 FU0&EO  
    ④齿轮的疲劳强度极限 }6P]32d  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: q_8qowu"  
    []==0.93×550=511.5 _Y*: l7  
zxCxGT\;  
    []==0.96×450=432         0\AYUa?RM  
许用接触应力   A+j~oR  
         SvH=P !`+  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   (r,RwWYm  
         =1 a%f5dj+  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 Rww"Z=F  
    =4.47×10N.m EX8:B.z`57  
    3.设计计算 l[ ^bo/  
①小齿轮的分度圆直径d `xkJ.,#Io  
     .1MXQLy  
    =46.42 WK#lE&V3  
    ②计算圆周速度 muQ7sJ9 r  
    1.52 &adKKYN  
    ③计算齿宽b和模数 ~ K^Z4  
计算齿宽b tkWWR%c"  
       b==46.42mm 9VIsLk54^  
计算摸数m K:P gkc  
  初选螺旋角=14 VLtb16|  
    = 8T 6jM+ h  
    ④计算齿宽与高之比 A 20_a;V  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 A0S6 4(  
=46.42/4.5 =10.32 lp?geav  
⑤计算纵向重合度 f7XmVCz1  
=0.318=1.903 *D]/V U  
⑥计算载荷系数K z@VY s  
使用系数=1 b/]C, P  
根据,7级精度, 查课本得 XLFJ?$)Tro  
动载系数K=1.07, [kz<2P  
查课本K的计算公式: x&)P)H0vn  
K= +0.23×10×b yA(H=L-=!1  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 H5/%"1Q  
查课本得: K=1.35 (XT^<#Ga  
查课本得: K==1.2 TA}gCXE e  
故载荷系数: g<KBsz!{  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 P 2;j>=W  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 b#k$/A@  
    d=d=50.64 n?aogdK$V  
    ⑧计算模数 Abce]-E  
    = X>F/0/  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 &e_M \D  
    由弯曲强度的设计公式 BWL~)Hx  
    ≥ Lc*i[J<s  
4jis\W}%L3  
⑴   确定公式内各计算数值 y"!+Fus9  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m WABq6q!  
         确定齿数z ]=q?= %H  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 sh}=#eb  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 PWLMux  
    Δi＝0.032％5％，允许  V '^s5  
    ②      计算当量齿数 5Z6$90!k  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  z7{b>oub('  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 |; {wy  
    ③       初选齿宽系数 &{y- }[~  
     按对称布置，由表查得＝1 athU  
    ④       初选螺旋角 bbiDY  
    初定螺旋角 ＝14 T\8|Q @  
    ⑤       载荷系数K O,9KhX+  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 wC<!,tB(8  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y  uGc}^a2  
    查得: SMqJMirR  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 4\ H;A  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 zWB>;Z}  
     x1$fkNu  
    ⑦       重合度系数Y qN}0$x>p  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 (Pc:A! }  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 "-A@>*g  
＝14.07609 mWUQF"q8  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 IR(JBB|xNQ  
    ⑧       螺旋角系数Y `IkWS7|  
 轴向重合度 ＝1.675, 1/6G&RB  
    Y＝1－＝0.82 (tx6U.Oy  
     hUB _[#8#  
    ⑨       计算大小齿轮的 MBXumc_g  
 安全系数由表查得S＝1.25 yXR$MT+~  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 {Z1j>h$  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 m}Kn!21  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 *hAq]VC})  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   ggJn oL  
    小齿轮     大齿轮 ~WehG<p v[  
z[}[:H8  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: !m' lOz  
    K=0.86        K=0.93   . sgV  
ZnI_<iFR*  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 pDCQ?VW  
      []= p_) V@ 7  
      []= 3iR;(l}  
       6i(nyA 2!  
       ,g 6w2y7 ]  
        大齿轮的数值大.选用. @iS(P u  
     yFH)PQ_  
⑵   设计计算 EUu"H` E+  
     计算模数 : JD% =w_  
o[O-|XL_  
 l}5@6;}  
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: f,k'gM{K  
=UM30 P/  
z==24.57  取z=25 L#M9!  
,L6d~>=41  
那么z=5.96×25=149           4! XB?-.  
  !WR(H&uBr\  
②   几何尺寸计算 tl (2=\  
    计算中心距     a===147.2 4=%Uv^M  
将中心距圆整为110 >hJ$~4?  
B ;9^  
按圆整后的中心距修正螺旋角 fOdkzD,  
0V1)ou84'  
=arccos 8G6PcTqv"  
SirjWYap  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. ?nn`ud?f  
l|/h4BJ'  
计算大.小齿轮的分度圆直径 g G>1  
     I_6?Q^_uZ  
    d==42.4 zy"L%i  
'u@ )F`  
d==252.5 hJ (Q^Z  
N&]v\MjI62  
计算齿轮宽度 kn^RS1m  
C5CUMYU  
B= 9gZMfP  
E3X:{h/  
圆整的       2%m H  
u}\F9~W-{  
                                            大齿轮如上图： d(3F:dbk  
r`qMif'  
=!w5%|r.  
,^pM]+NF|  
7.传动轴承和传动轴的设计 '_lyoVP  
{0nZ;1,m  
1.  传动轴承的设计 9%S{fd\#  
Z3g6 ?2w6  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 *p`0dvXG2  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min 5|my}.TR  
T1=43.77kn．m J*o :RnB  
⑵.  求作用在齿轮上的力 cv=nGFx6  
    已知小齿轮的分度圆直径为 %0fF_OU  
        d1=42.4 lM86 *g 'l  
而  F= [^EU'lewnW  
     F= F )@09Y_9r  
F l83 Z>  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N ;5:g%Dt  
EgOAEv  
}zY)H9J~  
|5 _bFB+&  
⑶.   初步确定轴的最小直径 bY|%ois4  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 WPygmti}Be  
A{iI,IFe  
veFl0ILd  
             &$?e D{  
     从动轴的设计 XKp.]c wP  
       %C\Q{_AS  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， xphw0Es  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M a*REx_gLG  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 kMWu%,s4  
    已知大齿轮的分度圆直径为 O<Qa1Ow7f  
        d2=252.5 $/90('D  
而  F= S+py \z%  
     F= F 9!b,!#=  
;ZHKTOoK  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N I<e[/#5P\`  
},KY9w  
i>HipD,TD  
vo )pT  
⑶.   初步确定轴的最小直径 @'C f<wns  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 D M(WYL{  
3G9"La,b  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 |:$D[=  
查表,选取 e48`cX\E  
@qmONQ eb  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 -ZFeE[Z  
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 Pk9s~}X  
ePdM9%  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 E{kh)-  
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  。 j!q5Bc?  
h>-JXuN  
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. &,4]XT  
|};]^5s9  
            D        B                轴承代号     Ev* b  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     #mlTN3   
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     =]&?(Gq  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     L@2%a'  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     u +q}9  
;v'7l>w3\w  
     xnmIo? hC  
jXvGL  
     @/*{8UBP  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 :_JZn`Cab  
    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, <9 lZ%j;  
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.     5%"${ywI  
G3n* bv  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. CZRrb84  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, lA {  
高速齿轮轮毂长L=50,则 a]'sby  
TWYz\Hmw  
L=16+16+16+8+8=64 DrLNY"Zq  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. bhe~ekb  
@'L/]  
5.    求轴上的载荷   ?(Q" y\  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 4v9zFJ<Z  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. zIt-mU  
qH!}oPeU'  
Qw4P{>|Y  
*vv <@+gA  
(oX|lPD<b  
{k] 2h4 &h  
@*q WV*$h  
F +PIZ%  
8v@6 &ras@  
     W/ZmG]sZE  
~t[ #p:  
传动轴总体设计结构图: 3xef>Xv=  
     C\Q3vG  
                             F{)YdqQ  
JL $6Fw;  
                             (主动轴) +jYO?uaT  
Cnd70tbD )  
R5 47  
        从动轴的载荷分析图: ,/6V^K  
vF"<r,pg  
6.     校核轴的强度 E0[!jZ:c  
根据 ~fw 6sY#  
== ?g| K"P<1  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 -cs 4<  
查表15-1得[]=60MP w]]`/`  
〈 []    此轴合理安全 -q' np0H  
UfjLNe}wA  
8、校核轴的疲劳强度. 9|WBJ6  
⑴.   判断危险截面 6} "?eW  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. #%z--xuJL  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 j b1OcI%  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 bcL>S$B  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 &;L4Cj$ q  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 m)3?hF)  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 ='u'/g$'&  
截面上的弯曲应力 f gI.q  
+#8?y 5~q  
截面上的扭转应力 h Vz%{R"  
== c'OJodpa  
轴的材料为45钢。调质处理。 |t CD@M  
由课本得： W!q 'wrIx(  
           5 EDHJU>  
因             vLn<=.  
经插入后得 k| 0Fa}Z[  
2.0         =1.31 1Lz`.%k`:  
轴性系数为 q88p~Ccoa  
       =0.85 oc' #sE  
K=1+=1.82 `%;n HQ"  
    K=1+（-1）=1.26 F7a &-  
所以               7Z5,(dH>  
WI9'$hB\  
综合系数为：    K=2.8 !VpZo*+   
K=1.62 @z"Zj 3ti  
碳钢的特性系数        取0.1 IcZ_AIjlk  
   取0.05 idnn%iO  
安全系数 H^xrFXg~z  
S=25.13 ka{9{/dz3  
S13.71 X@Eq5s  
≥S=1.5    所以它是安全的 vM~/|)^0sW  
截面Ⅳ右侧 *E0+!  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 fOiLb.BW  
*E:w377<}  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 _Ptf^+  
Na: M1Uhb  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 ]_I<-}?;  
V\ch0i 1  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 RK(uC-l  
截面上的弯曲应力   7p3 ;b"'  
截面上的扭转应力 d|TRP,y  
==K= hor ok:{  
    K= &=fBqod  
所以                 RBr  
综合系数为： HP|,AmVLl  
K=2.8    K=1.62 :i0xer  
碳钢的特性系数 *7oPM5J|v  
    取0.1       取0.05 |[D~7|?  
安全系数 w3Aq[1U0  
S=25.13 G39H@@ *O0  
S13.71 OQ#gQ6;?0  
≥S=1.5    所以它是安全的 GiHJr1  
({D.oS  
9.键的设计和计算 -qfd)A6]  
i051qpj  
①选择键联接的类型和尺寸 JeMhiY}  
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. 9Q=g]int u  
根据    d=55    d=65 GW'=/ z7  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 N rVQK}%K  
                     b=20     h=12     =50 tnqW!F~  
o]n5pZ\\W<  
②校和键联接的强度 mDip P  
  查表6-2得      []=110MP meR%);\  
工作长度  36-16=20 GEA@AD=^f  
    50-20=30 ':[+UUC@  
③键与轮毂键槽的接触高度 v0X5`VV  
     K=0.5 h=5 vb: '%^v  
    K=0.5 h=6 IK{0Y#c  
    由式（6-1）得： !f)'+_d  
           ＜[] W~W^$A  
           ＜[] Ec_ G9&  
    两者都合适 _kH#{4`Hw  
    取键标记为： h1fJ`WT6,  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 'Twi @I  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 5 W(iU  
10、箱体结构的设计 wX#\\Jgi  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， |Y(].G,  
大端盖分机体采用配合. dp)lHBV  
XT>e/x9'  
1.   机体有足够的刚度 cWFvYF  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 ;oh88,*'  
QI=SR  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 ,-] JCcH  
-# <,i '  
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm sf\;|`}  
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 ~l6e&J  
\nkqp   
3.   机体结构有良好的工艺性. Vz 5:73  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 2yq.<Wz<  
4 CX*,7LZ  
4.   对附件设计 ih+kh7J-  
A  视孔盖和窥视孔 dmlh;Z  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 "j$}'uK<  
B  油螺塞： Z|8f7@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。 k% In   
C  油标： M*c\=(  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 Crpk q/M  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. -2 tZ  
C dZ;ZR  
D  通气孔： WK;p[u?~xi  
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. q<hN\kBs  
E  盖螺钉： r{%NMj  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 =[1 W.Zt  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. _LK>3S qd  
F  位销： OPKX&)SE-  
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. pQVi&(M  
G  吊钩： J8b]*2D  
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. ni%^w(J3Q  
]|[xY8 5}  
减速器机体结构尺寸如下： <5$= Ta  
Ccc6 ko_  
名称    符号    计算公式    结果     +IS$Un  
箱座壁厚                10     Rdnd|  
箱盖壁厚                9     8L=QfKr  
箱盖凸缘厚度                12     v(: VUo]H  
箱座凸缘厚度                15     ;U7\pc;S  
箱座底凸缘厚度                25     ]/$tt@h  
地脚螺钉直径                M24     |LNXu  
地脚螺钉数目        查手册        6     ![vc/wuf  
轴承旁联接螺栓直径                M12     S0 yPg9v  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     #;mZ3[+i5  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     vG\Wr.h0!=  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     zkd#vAY(A  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     b-O4IDIT  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 pp{);  
    22 xxV{1, H2  
    18     [ B (lJz  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 6=')*_~/  
    16     9*2hBNp+  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     5;|9bWH  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     )>[(HxvfJU  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     [9LYR3 p  
机盖，机座肋厚                9    8.5     Gf%o|kX]  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） v5 9>  
150（3轴）     tICxAp:  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） t]@ Zd*  
150（3轴）     S`6'~g  
     "QlCcH`g  
11. 润滑密封设计 "RShsJZMH  
`r]Cd {G  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. 5#fLGXP  
    油的深度为H+ !tb RqW6v  
         H=30  =34 DC$ S. {n  
所以H+=30+34=64 }6S4yepl  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 !^LvNW\|  
     w"BTu-I  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 %(kq Hxc  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     w_{z"VeD  
    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 -p;o e}|  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 z$<6;2  
     _*;cwMne-  
12.联轴器设计 We4 FR4`  
\hq8/6=4s  
1.类型选择. ag+ML1#)  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 9M!_D?+P?  
2.载荷计算. Xt7'clr  
公称转矩：T=95509550333.5 , m\0IgZdz  
查课本,选取 BT#>b@Xub  
所以转矩   Q72wg~%w  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 wM yPR_  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm M"FAUqz`  
*K98z ?  
四、设计小结 KXM-GIRUG  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 G|MDo|q]  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 05zHLj  
五、参考资料目录 3@&H)fdp6a  
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； pts}?   
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； b:3hKW  
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； ~d%Q1F*,=  
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； I^wj7cFo5  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 -j$l@2g  
[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； ,-1$Vh@wM  
[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？ &Kv evPF  
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