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 @b{I0+li"/  
                 Mv\]uAT`  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         fZka$ 4  
                 gO%o A} !i  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) m[8?d~  
|B~^7RHXo  
目   录 yp l`vJ]X  
     o7sIpE9  
一    课程设计书                            2 ~U$ioQy<  
>\4"k4d}  
二    设计要求                              2 >#[,OU}N  
-a\[`JHi  
三    设计步骤                              2 7Q>bJ Ek7  
     >&`;@ZOH  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 #Pr w2u  
    2. 电动机的选择                                4 9gQ ]!Oq  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 teX)!N [  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 ~.&PQE$DF  
    5. 设计V带和带轮                              6 JS2h/Y$  
    6. 齿轮的设计                                  8 M T]2n{e  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 }=$>w@mJ  
    8. 键联接设计                                  26 hZwJ@ Vm#  
    9. 箱体结构的设计                              27 *Eg[@5;QA  
    10.润滑密封设计                                30 Q|7l!YTzVu  
    11.联轴器设计                                  30 B x-"<^<  
     F~;UD<<"H  
四    设计小结                              31 9:JQ*O$  
五    参考资料                              32 CXd/M~:!  
SbK6o:[  
一. 课程设计书 J7FzOwd1h  
设计课题: Vqp 3'=No  
    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 J-5E# v  
表一: k@}g?X`8  
         题号 *|Bt!  
|f{(MMlj  
参数    1     B2T=O%  
运输带工作拉力(kN)    1.5     U^ ;H{S  
运输带工作速度(m/s)    1.1     u#)ARCx,w  
卷筒直径(mm)    200     SL 5QhP  
I4(z'C  
二. 设计要求 @XQItc<  
1.减速器装配图一张(A1)。 ,~*pPhQ8m  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 X[J?  
3.设计说明书一份。 0HPqoen$  
`EWQ>m+  
三. 设计步骤 Lhmb= @  
    1.  传动装置总体设计方案 w^E$R  
    2.  电动机的选择 k7)<3f3&S.  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 &`I7aP|  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 TxP8&!d  
    5.  “V”带轮的材料和结构 4_W*LG~2s  
    6.  齿轮的设计 t7 +U!  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 /pQUu(~h_  
    8、校核轴的疲劳强度 ;5&=I|xqe  
    9.  键联接设计 "@(Sw>*o  
    10.  箱体结构设计 b*TQKYT  
    11. 润滑密封设计 i% n9RuULh  
    12. 联轴器设计 UH`cWVLpr  
     H:]'r5sw  
1.传动装置总体设计方案: 0mR^%+~  
2bAH)=  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 o]TKL'gW  
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, CXh >'K  
要求轴有较大的刚度。 Nin7AOO  
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 f,'^"Me$c  
其传动方案如下: M,dp;  
        EI8KKo *  
图一:(传动装置总体设计图) l5FKw;=K}:  
s(pNg?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。 N?v}\P U  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 MuF{STE>->  
     传动装置的总效率 Xk`'m[  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; p-kug]qX  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, Mz: "p.  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, >~*}9y0$  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 dmPAPCm%y  
#n.XOet<\  
  2.电动机的选择 GQ6~Si2  
k{J\)z  
    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, iC4rzgq  
    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, Bmv5yc+;  
    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。 'J8Ga<s7C  
     wxE'h~+  
    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, @Px_\w  
     r1[#_A`Yn  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 PYyT#AcW2  
     "Bl6 ) qw  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 =)f5JwZPG  
                                                  h3j`X'  
e]@ B61lc  
方案    电动机型号    额定功率 t/J|<Ooj?  
P d@ef+-  
kw    电动机转速 K>_~|ZN1C8  
    电动机重量 Le2rc *T  
N    参考价格 FJ2~SKWT  
元    传动装置的传动比     Zp+orc7  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ZVDi;   
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     Ww =ksggpB  
  V-ONC  
   中心高 wRu\9H}  
        外型尺寸 'o|=_0-7W  
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     iQvqifDmh  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     E=]$nE]b  
nZ4@g@e2  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 #Yx /ubg6  
8TCbEPS@Q  
(1)       总传动比 FDTC?Ii O  
    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 UcWf O!}D  
    (2)       分配传动装置传动比 ;CDa*(e  
    =× mw*KLMo42  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 =U}!+ 8f  
    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 { {+:Vy  
4.计算传动装置的运动和动力参数 %<\tN^rP  
(1) 各轴转速 /! M%9gu  
  ==1440/2.3=626.09r/min Q+p9^_r  
  ==626.09/5.96=105.05r/min QeQxz1  
(2) 各轴输入功率 9s#*~[E*  
    =×=3.05×0.96=2.93kW Qn \=P*j  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW &/$3>MD2`  
    则各轴的输出功率:   &{S@v9~IT  
=×0.98=2.989kW @6V kNe9  
=×0.98=2.929kW uo3o[ H&#  
各轴输入转矩 QJ,~K&?  
   =××  N·m +<'>~lDg  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· bdj')%@n  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 3^]Kd  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m }@vf=jm>  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m @wh-.M D  
=×0.98=242.86N·m K Vnz{cx`  
运动和动力参数结果如下表 6t'vzcQs  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     4R& pb1eF  
    输入    输出    输入    输出         mV|Z5= f  
电动机轴        3.03        20.23    1440     Thuwme  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     E+P-)bRa  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     <AB({(  
e|4U2\&3y  
5、“V”带轮的材料和结构 `FByME  
  确定V带的截型 sM@1Qyv&0  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 ?zK\!r{  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 P]H4!}M  
      V带截型      由图6-13                        B型 m 3Do+!M[  
   \;0UP+  
  确定V带轮的直径 .F@ 2C  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm d[sY]_ dj  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s VujIKc#4  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm .`^wRpa2M  
   DYTC2  
  确定中心距及V带基准长度 ]QKKt vN  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 u(g9-O  
                          360<a<1030 \'+P5,  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm -|GX]jx(Y  
     >uwd3XW5  
  初定V带基准长度 w5q'M  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm 5)i+x-  
       (4IH%Ez){  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm moE!~IroG  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm tw&biLM5T  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ?;DzWCL~9  
   ZQ[s/  
   确定V带的根数 J"Nn.iVq  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw {$'oKJy*  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 .:iO$wjp5  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96  #{zF~/Qq  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 `}#n#C)  
         VTn6@z_ x  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 h%!,|[|  
                             ]Mj N)%hT  
                       取Z=2 $;j{?dvm.  
V带齿轮各设计参数附表 _s+_M+@et  
Im@Yx^gc   
各传动比 z*`nfTw l  
uk)D2.eS,  
    V带        齿轮     [~k!wipK  
    2.3        5.96     {#&jW  
  <Gz*2i  
2. 各轴转速n V(OD^GU  
    (r/min)        (r/min)     ^o Q^/v~  
    626.09        105.05     (ljoD[kZ  
TlJ'pG 4^  
3. 各轴输入功率 P )gNVJ  
    (kw)        (kw)     e.]k4K  
    2.93       2.71     jiP^Hz"e  
P*kC>lvSv  
4. 各轴输入转矩 T [W=6NAd  
    (kN·m)        (kN·m)     D>K=D"  
43.77        242.86     qIk( ei  
yVH>Q-{  
5. 带轮主要参数 WP4 "$W  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         Y{ w9D`}  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     IvM>z03  
带的根数z     sF1j4 NC  
    160        368        708        2232        B        2     ^'$P[  
%^bN^Sq -  
6.齿轮的设计 >{#QS"J#  
2UEjn>2  
(一)齿轮传动的设计计算 "^5%g%  
6<9gVh<=w  
齿轮材料,热处理及精度 C^ Oy.s  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 R9InUX"k  
    (1)       齿轮材料及热处理 5Pd^Sew  
       ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 lNB<_SO  
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 |%fM*F^7/  
      ② 齿轮精度 DTC OhUIV  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 <[tU.nh  
     9^^:Y3j  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 hmJa1fw=  
按齿面接触强度设计 AHn Yfxv_  
N6!$V7oT  
确定各参数的值: Hs(U|BXU  
①试选=1.6 bw OG|\  
选取区域系数 Z=2.433   VHx:3G  
     ^(1S`z$  
    则 w~WW2 w  
    ②计算应力值环数 >e QFY^d5  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) "ac$S9@~  
    =1.4425×10h r $&WwH2^  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) B-[qS;PY%  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 '))=y@M  
    ④齿轮的疲劳强度极限 2g%p9-MO]I  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: w>6 cc#>q  
    []==0.93×550=511.5 l6< bV#_qe  
9v(k<('_  
    []==0.96×450=432         5VGr<i&A  
许用接触应力   ]McDN[h:  
         6|]e}I@<2  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   <{1=4PA  
         =1 \mDBOC0eK  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 Vi<F@ji  
    =4.47×10N.m M]A!jWtE  
    3.设计计算 i" >kF@]c8  
①小齿轮的分度圆直径d ZG Qz@H5  
     YY 8vhnw  
    =46.42 &9\8IR>  
    ②计算圆周速度 ^THyohK  
    1.52 a,KqTQB  
    ③计算齿宽b和模数 {[[/*1r|  
计算齿宽b GJn ~x  
       b==46.42mm .X{U\{c|a  
计算摸数m fb D  
  初选螺旋角=14 KU (g Zy  
    = a_o99lP  
    ④计算齿宽与高之比 (GbZt{.  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 JId|LHf*P  
=46.42/4.5 =10.32 31~Rs?~f(  
⑤计算纵向重合度 0i/!nke.  
=0.318=1.903 "&1h<>  
⑥计算载荷系数K l]z=0  
使用系数=1 = K3NKPUI  
根据,7级精度, 查课本得 "E%3q3|"l  
动载系数K=1.07, _vr;cjMI  
查课本K的计算公式: 7r wNjY#  
K= +0.23×10×b  R]"3^k*  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 &KVXU0F^z  
查课本得: K=1.35 0p1~!X=I  
查课本得: K==1.2 5FwVR3,  
故载荷系数: L3y`*&e>  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 9 hdz<eFL  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 }<g- 0&GLm  
    d=d=50.64 wUcp_)aE|  
    ⑧计算模数 B%/N{i*Z  
    = H:.l:PJ  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 %S]g8O[}nl  
    由弯曲强度的设计公式 GKa_6X_  
    ≥ CC.ri3+.  
c<]~q1  
⑴   确定公式内各计算数值 x`VA3nE9  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m d^Zr I\AJ  
         确定齿数z G~KYFNHr  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 nbdjk1E`~  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 l|5;&(Y+s  
    Δi=0.032%5%,允许 \I #}R4z  
    ②      计算当量齿数 )_\q)t"=  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  0=V -{  
    z=z/cos=144/ cos14=158 d{:0R9  
    ③       初选齿宽系数 #Iwxt3K  
     按对称布置,由表查得=1 *W$bhC'w  
    ④       初选螺旋角 &20}64eW%  
    初定螺旋角 =14 jRNDi_u?Wb  
    ⑤       载荷系数K ;eT+Ly|{  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 m$}Jw<.W  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y zHk7!|%Y  
    查得: E 9v<VoNP`  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 zt/N)5\V  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 I"bz6t\~|  
     ^2-t|E=  
    ⑦       重合度系数Y `F4gal^ ^  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 !nt[J$.z^  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 B8.uzX'p  
=14.07609 #7|73&u(  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 ^@OdY& 5^  
    ⑧       螺旋角系数Y R;`C;Rbf  
 轴向重合度 =1.675, c!dc`R  
    Y=1-=0.82 JpC_au7CX  
     t(:w):zE  
    ⑨       计算大小齿轮的 ^s_7-p])(  
 安全系数由表查得S=1.25 @t4OpU<'*b  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 -SN6&-#c_  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 5Sz}gP('  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 =U,mzY (  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   Sgq?r-Q.  
    小齿轮     大齿轮 dBEm7.nh  
pgEDh^[MW  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: MeW?z|x`'  
    K=0.86        K=0.93   Am"e%|:  
-)Of\4kx  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 E8"$vl&c]  
      []= ?z0N- A2C2  
      []= tzrvIVD  
       12HE =  
       2VaKt4+`  
        大齿轮的数值大.选用. rceX|i>9n  
     =SV b k  
⑵   设计计算 Ri;_ 8v[H|  
     计算模数 ")@#B=8+3^  
Hp5.jor(k  
6o<(,\ad [  
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: OU'm0Jlk  
}va>jfy  
z==24.57  取z=25 2sH1) ,\  
]8CgHT[^7  
那么z=5.96×25=149           {3!E8~  
  6os{q`/Q])  
②   几何尺寸计算 lb\VQZp!y  
    计算中心距     a===147.2  D`3`5.b  
将中心距圆整为110 ~}RfepM  
-mw`f)?Ev  
按圆整后的中心距修正螺旋角 R'Uf#.  
FwUgMR*xq  
=arccos OxqkpK&  
v"-K-AQjB  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. bW^C30m  
% O u'+A  
计算大.小齿轮的分度圆直径 8\Bb7*  
     uYC1}Y5N  
    d==42.4 pT/z`o$#V  
AK(x;4  
d==252.5 pv]" 2'aQ  
2]=`^rC*  
计算齿轮宽度 n&3}F?   
1P?|.W_^1  
B= xSq{pxX  
w|c200Is}e  
圆整的       S?#6{rx  
|=AaGJx  
                                            大齿轮如上图: XIn,nCY;  
7=gcdfW,;x  
i!)\m0Wm  
LkXho>y  
7.传动轴承和传动轴的设计 E8BIb 'b;  
f$ 7C 5  
1.  传动轴承的设计 7 j6<  
us+z8Mz  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 b8E7/~<z3  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min )+|Y;zC9  
T1=43.77kn.m ty'/i!/\  
⑵.  求作用在齿轮上的力 sLUOs]cj  
    已知小齿轮的分度圆直径为 -5JN`  
        d1=42.4 Kc, i$FH  
而  F= */2nh%>$  
     F= F p>B-Ubu  
HoK+g_9~  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N KwU;+=_.  
&x7iEbRs  
A9;,y'm^8  
R3%%;`c=  
⑶.   初步确定轴的最小直径 N'i)s{'  
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]' 2<;  
EjMVlZC>  
zl( o/n  
             yD#(Iw  
     从动轴的设计 S=\cF,Zs  
       <cU%yA710  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, h'?v(k!  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M <@P. 'rE  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 a~ dgf:e`  
    已知大齿轮的分度圆直径为 *2pf> UzL  
        d2=252.5 Ft?eqDS1  
而  F= )Xa_ry7  
     F= F x"!`JDsS  
]|tR8`DGZ%  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N U$Z<lx2P  
k||dX(gl  
S`$%C=a.  
"=1gA~T  
⑶.   初步确定轴的最小直径 Tdm|=xI  
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 (cyvE}g  
KIp^| k7>  
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 Qj|rNeM_  
查表,选取 T<"Bb[kH  
at4JLbk  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 b $yIM  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 +3J<vM}dy  
` Nf  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 E- [Eg  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 yjsj+K pL  
qoOwR[NDcq  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. (~o"*1fk>  
/QWXEL/M=  
            D        B                轴承代号     ?dbSm3  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     {@F'BB\  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     1DcX$b  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     heL`"Y2'y>  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     6 &0r/r  
@_?2iN?4Z  
     ^2);*X>  
@6|<c  
     v0VQ4>  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 Rk7F;2  
    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, ^lt2,x   
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.     qZ'2M.;  
yo/;@}g}  
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. wU>Fz*  
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, g(W+[kj)  
高速齿轮轮毂长L=50,则 R?{xs  
!+A%`m  
L=16+16+16+8+8=64 (WJ)!  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. ?_d6 ;  
1Acs0` 3  
5.    求轴上的载荷   rhcax%Cd  
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, b>VV/j4!/  
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. g4b#U\D@)/  
5!fOc]]Ow  
iiQ q112`  
y: x<`E=  
m$=}nI(H  
qFwt^w  
)v_v 7 ~H&  
JRw,${W  
{0w2K82  
     NXFi*  
`WN80d\)&  
传动轴总体设计结构图: uxB)dS  
     hPSMPbI  
                             IHdA2d?.]  
nAWb9Yk  
                             (主动轴) Yi?bY  
r'jUB^E  
SMD*9&,  
        从动轴的载荷分析图: :`zO%h  
xi(1H1KN5B  
6.     校核轴的强度 Fz';H  
根据 3a.!9R>  
== 4pf@.ra,  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 't}\U&L.{  
查表15-1得[]=60MP lUB?eQuN_  
〈 []    此轴合理安全 <O 0Q]`i  
/uX*FZ  
8、校核轴的疲劳强度. Mq)]2>"v  
⑴.   判断危险截面 +1YEOOfVY  
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. !e$ZOYe  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 $uDgBZA\  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 TDDMx |{  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 pT->qQ3;  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ;7qIm83  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 ];hqI O#nM  
截面上的弯曲应力 zUL,~u  
~q}L13^k  
截面上的扭转应力 qWheoyAB  
== XJ\R'?j  
轴的材料为45钢。调质处理。 x C&IR*  
由课本得: Zh;wQCDj  
           6!"wiM"]  
因             o& FOp'  
经插入后得 "H[K3  
2.0         =1.31 v,ZYh w  
轴性系数为 @6yc^DAA  
       =0.85 H?];8wq$G  
K=1+=1.82 jeWv~JA%L|  
    K=1+(-1)=1.26 XLt/$Caf  
所以               B223W_0"o  
F1stRZ1ZI  
综合系数为:    K=2.8 GNMOHqg4  
K=1.62 O|,9EOrP  
碳钢的特性系数        取0.1 G-T^1?  
   取0.05 &M}X$k I  
安全系数 |T""v_q  
S=25.13 ,~naKd.ZY  
S13.71 bPxL+ +  
≥S=1.5    所以它是安全的 YUEyGhkMV{  
截面Ⅳ右侧 1;$XX#7o  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 s6 g"uF>k  
Gy/w #4xj  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 cZxY,UvYa  
Gn8 sB  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 '_G\_h}5  
X6G{.Vh"  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 6XWNJb  
截面上的弯曲应力   '-%1ILK$3r  
截面上的扭转应力 "iK= 8  
==K= HXa[0VOx  
    K= ]@Zv94Z(  
所以                 :E.a.-  
综合系数为: *yRsFC{,  
K=2.8    K=1.62 [ @eA o>  
碳钢的特性系数 Dm}eX:'{  
    取0.1       取0.05 "TJu<O"2  
安全系数 R7Y_ 7@p  
S=25.13 6h>#;M  
S13.71 B[@q.n  
≥S=1.5    所以它是安全的 ;n Bf  
:Ph>\aG  
9.键的设计和计算 }(t`s  
t<##0#xS.  
①选择键联接的类型和尺寸 T ?[28|  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. rQimQ|+  
根据    d=55    d=65 cpjwc@UMe  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 M4C8K{}  
                     b=20     h=12     =50 ?.VKVTX^  
X 61|:E  
②校和键联接的强度 X vaIOt>A  
  查表6-2得      []=110MP L?[m$l!T}  
工作长度  36-16=20 VC88re`  
    50-20=30 K'ZNIRr/ C  
③键与轮毂键槽的接触高度 P?h1nxm`'  
     K=0.5 h=5 OS,!`8cw  
    K=0.5 h=6 /^.S nqk  
    由式(6-1)得: AabQ)23R2  
           <[] 4?+K `  
           <[] = J;I5:J  
    两者都合适 s=n4'`y1  
    取键标记为: 'Bue*  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 d%8n   
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 MQ!4"E5"j  
10、箱体结构的设计 ^L2d%d\5  
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, 1nAm\/&  
大端盖分机体采用配合. 'v]0;~\mp>  
{6ZSf[Y6B  
1.   机体有足够的刚度 Uqel UL}  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 o`S``?`^)^  
> ubq{'  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 M~2Us{ `  
dS6 $  
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 k9x[( #  
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 a yoC]rE  
B r#{  
3.   机体结构有良好的工艺性. dun`/QKV  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. ;mU;+~YE  
:|W=2( >  
4.   对附件设计 nc;e NB  
A  视孔盖和窥视孔 `"=>lu2H   
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 m%[e_eS  
B  油螺塞: \AwkK3  
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。 Q-oDmjU  
C  油标: ircF3P>a?  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 r ]7: ?ir  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. O{l4 f:51  
BXYHJ  
D  通气孔: &4-;;h\H  
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. +7gd1^|$e  
E  盖螺钉: v])ew|  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 =5\*Zh1  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. ^K<3_D>1>  
F  位销: r'*$'QY-N  
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. ,'s }g,L  
G  吊钩: SI!A?34  
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. ^{uHph9ny  
`D77CC]vU  
减速器机体结构尺寸如下: ef`_ n+`  
$+Ze"E  
名称    符号    计算公式    结果     *tUOTA 3L  
箱座壁厚                10     f'=u`*(b7  
箱盖壁厚                9     JVIFpN"`  
箱盖凸缘厚度                12     60~;UBm5O  
箱座凸缘厚度                15     r:bJU1P1$s  
箱座底凸缘厚度                25     ~M}{rl.n=  
地脚螺钉直径                M24     9G/!18 X?f  
地脚螺钉数目        查手册        6     -0^]:  
轴承旁联接螺栓直径                M12     g!XC5*}  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     2Xe1qzvo  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     |]9@JdmV  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     NT+.E[J6  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     &[[r|  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 9rMO=  
    22 v@=qVwX  
    18     $9`#p/V  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 C 7C4 eW8  
    16     ^)-[g  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     ;eYG\uKC{  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     4k225~GQ:C  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     {32m&a  
机盖,机座肋厚                9    8.5     F@?-^ E@  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) qnp}#BZ  
150(3轴)     I!L J&>  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴)  |,$&jSe  
150(3轴)     TaRPMKk  
     8%K{lg"  
11. 润滑密封设计 p3A9 <g  
[OCjYC`  
    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. UQu6JkbLL  
    油的深度为H+ t1hQ0B  
         H=30  =34 blQ&QQL  
所以H+=30+34=64 G=zNZ  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 1D 'r;`z  
     KA?}o^-F  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 gML8lu0)  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     >Hnm.?-AWl  
    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 +mWf$+w  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 ~P'.R.e  
     GURiW42  
12.联轴器设计 F1.Xk1y%  
$eFMn$o  
1.类型选择. RB %+|@c  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 F%6wdM W  
2.载荷计算. 4  eLZ  
公称转矩:T=95509550333.5 (vG*)a  
查课本,选取 S($/Ov  
所以转矩   f]i"tqoI  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 -yf8  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm fn,n'E]  
:GIBB=D9  
四、设计小结 [\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。 %'1iT!g8  
    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。 N~,Ipf  
五、参考资料目录 Rt?CE jy  
[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; ~LuGfPO^  
[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; gL_1~"3KGC  
[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; Br!;Ac&N  
[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; !MKecRG_  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 ;0Z-  
[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; 8H4NNj Oy  
[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? ^y@ W\  
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