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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 JMuUj_^}7  
                 xE;4#+_I  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         (-(,~E  
                 7n,nODbJ  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) 0@C`QW%m  
zu(/ c  
目   录 8*=N\'m],  
     rVzj LkN^  
一    课程设计书                            2 )_ NQ*m  
L:%ek3SOz  
二    设计要求                              2 "@Ra>qb  
 DC]FY|ff  
三    设计步骤                              2 w:r0>  
     L7G':oA_`p  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 1{_tV^3@  
    2. 电动机的选择                                4 ;Y?7|G97*S  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 Cj"k Fq4  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 KNC!T@O|{#  
    5. 设计V带和带轮                              6 }%| (G[  
    6. 齿轮的设计                                  8 !vr">@}K  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 RSG4A>%!mI  
    8. 键联接设计                                  26 w?Nvm?_]  
    9. 箱体结构的设计                              27 *oY59Yf  
    10.润滑密封设计                                30 2[[ pd&MJZ  
    11.联轴器设计                                  30 j1v fp"J1  
     *hF5cM[  
四    设计小结                              31 ORs<<H.d  
五    参考资料                              32 W |G(x8  
^.mQ~F  
一. 课程设计书 IxYuJpi  
设计课题: R5X<8(4p  
    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 r,2x?Qi  
表一: AQ32rJT8c`  
         题号 Axk p  
AVOqW0Z+y  
参数    1     (jPN+yQ  
运输带工作拉力(kN)    1.5     4sSQ nK  
运输带工作速度(m/s)    1.1     UN`-;!  
卷筒直径(mm)    200     (5_l7hWY  
J *.Nf)i  
二. 设计要求 1e'-rm F  
1.减速器装配图一张(A1)。 16keCG\  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 -qs.'o ;2  
3.设计说明书一份。 FGr0W|?v  
x(hUQu 6  
三. 设计步骤 -F4CHpua  
    1.  传动装置总体设计方案 <& 8cq@<  
    2.  电动机的选择 @_FL,AC&m  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 A_{QY&%m  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 D(~6h,=m  
    5.  “V”带轮的材料和结构 bG^E]a/D  
    6.  齿轮的设计 r@e_cD] M  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 @>qzRo  
    8、校核轴的疲劳强度 A>%fE 6FY  
    9.  键联接设计 W`eYd| +C  
    10.  箱体结构设计 )qn =  
    11. 润滑密封设计 67}y/C]<  
    12. 联轴器设计 Fng":28o  
     R{8nR0 0|1  
1.传动装置总体设计方案: 4eU};Pv  
!!o 69  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2OAh7'8<  
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, QP7EPaW  
要求轴有较大的刚度。 UI<'T3b  
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。 hNyYk(t^  
其传动方案如下: w<J$12 "p+  
        j &,vju  
图一:(传动装置总体设计图) gEO#-tMjOQ  
oE"!  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 6IPhy.8  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 e|):%6#  
     传动装置的总效率 +TpM7QaL  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; KVtnz  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, n4>  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, {Ylj]  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 \&2GLBKpe  
5|r3i \  
  2.电动机的选择 "o<:[c9/  
3y r{B Xn  
    电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, >f'n l  
    经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, V F6OC4 K  
    则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 VXn]*Mo  
     H^K(1  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 89`AF1  
     1^}() H62}  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 6\\B{%3R2  
     x@v,qF$K  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 H#m)`=nZSZ  
                                                  OZ![9l  
V/"0'H\"1  
方案    电动机型号    额定功率 #c+N}eX{  
P A. U<  
kw    电动机转速 #T#&qo#  
    电动机重量 ~< Gs<c}z  
N    参考价格 gLl?e8[F  
元    传动装置的传动比     g}ciG!0  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     tI*u"%#t  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     DcSL f4A  
  ;l4rg!r(S  
   中心高 ^zs CF0  
        外型尺寸 Arir=q^2  
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     _? 1<  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     "Z &qOQg%3  
x:xKlPGd  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 W$:;MY>0f  
*S~. KW[  
(1)       总传动比 "!E(= W?  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 8Dhq_R'r  
    (2)       分配传动装置传动比 LP@Q8{'  
    =× H$(%FWzQ%  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 7Ar4:iNvX  
    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 0z#+^  
4.计算传动装置的运动和动力参数 Y8m|f  
(1) 各轴转速 U QXT&w  
  ==1440/2.3=626.09r/min %L/Wc,My  
  ==626.09/5.96=105.05r/min pSE"] N  
(2) 各轴输入功率 }`5%2iG  
    =×=3.05×0.96=2.93kW *N\U{)b\  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW hAG++<H{  
    则各轴的输出功率:   "h$A.S  
=×0.98=2.989kW (W=z0Lqu  
=×0.98=2.929kW dMeDQ`c`W  
各轴输入转矩 j,6dGb  
   =××  N·m fU>"d>6!S  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· Xa[gDdbL  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m pA(@gisg  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m D?@330'P9C  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m vq(@B  
=×0.98=242.86N·m W qci51y>#  
运动和动力参数结果如下表 NjYpNd?g  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     B964#4& 9  
    输入    输出    输入    输出         kn+`2-0  
电动机轴        3.03        20.23    1440     ThJLaNS  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     .[= 0(NO  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     }(op;7  
`U2Z(9le  
5、“V”带轮的材料和结构 t+m$lqm  
  确定V带的截型 /Lu wPM  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 L)8;96  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 Wf0ui1@  
      V带截型      由图6-13                        B型 :#d$[:r#  
   hd/5*C{s  
  确定V带轮的直径  yZmQBh$  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm )l[ +7  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s z[z'.{;D  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm ^4B6IF*  
   sw{EV0&>m  
  确定中心距及V带基准长度 c!{.BgGN  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 =ZzhH};aX  
                          360<a<1030 ;oob TW{  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm 78dmXOZ'_h  
     cg1<  
  初定V带基准长度 i1FFf[[L  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm 1i bQ'bZ  
       ;`X-.45  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm Rp}6}4=d  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm s) V7$D  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 kW6}57iV  
   '(^p$=3|@D  
   确定V带的根数 p_B,7@Jl  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw =2J+}ac  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 7lR(6ka&/  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 8{%/!ylJz  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 t8]u#bx"?  
         9co -W+  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 OaU} 9&  
                             _f^q!tP&d  
                       取Z=2 6NJ La|&n  
V带齿轮各设计参数附表 UO<uG#FB  
ik7#Og~ 3  
各传动比 MI',E?#yB  
^row=5]E  
    V带        齿轮     MSRIG-  
    2.3        5.96     jqb,^T|j;m  
  <(3Uu()   
2. 各轴转速n x9-K}s]%  
    (r/min)        (r/min)     U:_T9!fG  
    626.09        105.05     ;bP7|  
KGP2,U6  
3. 各轴输入功率 P %b@>riR(y  
    (kw)        (kw)     4sNM#]%|  
    2.93       2.71     j1**Ch/  
L?Wl#wP\;*  
4. 各轴输入转矩 T )bPNL$O  
    (kN·m)        (kN·m)     5jx{O${u  
43.77        242.86     gJ vc<]W8!  
Axj<e!{D  
5. 带轮主要参数 z_A%>E4  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         zx#d _SVi  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     OjrQ[`(E  
带的根数z     cf0em!  
    160        368        708        2232        B        2     c{||l+B  
Y*wbFL6`  
6.齿轮的设计 9FPl  
%4n=qK9T 5  
(一)齿轮传动的设计计算 [r^f5;Z  
GbB&kE3KP  
齿轮材料,热处理及精度 ~X`vRSrH  
    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 D=9x/ ) *G  
    (1)       齿轮材料及热处理 ELY$ ]^T  
       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 RoJ&dK  
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 ag|d_;  
      ② 齿轮精度 K{q(/>:  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 G>#L  
     z81I2?v[Jr  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 1DZGb)OU  
按齿面接触强度设计 UT[KwM{y  
!X[lNt O  
确定各参数的值: 9&rn3hmP  
①试选=1.6 :V+t|@m5l  
选取区域系数 Z=2.433   c{FvMV2em  
     prIq9U|@  
    则 *2;w;(-s  
    ②计算应力值环数 v,g,c`BjK  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) \?g)jY  
    =1.4425×10h ^+,mxV'8!  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) eYsO%y\I  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 4I{|M,+  
    ④齿轮的疲劳强度极限 s2w .V O  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: zg8m(=k'  
    []==0.93×550=511.5 M}38uxP  
i$%;z~#wW  
    []==0.96×450=432         $2;YJjz(  
许用接触应力   [DjdR_9*I  
         &w/aQs~  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   r}*2~;:pW  
         =1 cC4*4bMm  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 xA&G91|s  
    =4.47×10N.m eN}FBX#'  
    3.设计计算 tk1qgjE(?  
①小齿轮的分度圆直径d !u4oo-  
     d&R/fIm  
    =46.42 hr]NW>;  
    ②计算圆周速度 3=;iC6 `  
    1.52 Mc76)  
    ③计算齿宽b和模数 *pI3"_  
计算齿宽b H+*o @0C\~  
       b==46.42mm 9RR1$( f  
计算摸数m )O2^?Q quS  
  初选螺旋角=14 -*?a*q/#nQ  
    = ^f3F~XhY3  
    ④计算齿宽与高之比 Q v{q:=k  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 Ev$?c9*>  
=46.42/4.5 =10.32 }\l5|Ft[!  
⑤计算纵向重合度 1j0yON  
=0.318=1.903 8a-[Q  
⑥计算载荷系数K ,`-6!|:  
使用系数=1 /*D]4AK  
根据,7级精度, 查课本得 b?HW6Kfc  
动载系数K=1.07, 3n6_yK+D  
查课本K的计算公式: q;B-np?U  
K= +0.23×10×b |? r,W ~9`  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 UN,@K9  
查课本得: K=1.35 O a-Z eCq  
查课本得: K==1.2 NUx%zY  
故载荷系数: :Q&8DC#]  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 p|AIz3  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 j##IJm  
    d=d=50.64 9^Wj<  
    ⑧计算模数 )(75dUl  
    = $C^94$W  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 b.ow0WYe  
    由弯曲强度的设计公式 jsi\*5=9p<  
    ≥ ^>k[T.  
T4\,b  
⑴   确定公式内各计算数值 $?;aW^E  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m WnHf)(J`"  
         确定齿数z P8;|>OLZ)  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 C/ ;f)k<  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 q] ,&$d^@  
    Δi=0.032%5%,允许 4b6$Mj  
    ②      计算当量齿数 $&lS7}  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  rxm!'.+  
    z=z/cos=144/ cos14=158 f4X?\eGT  
    ③       初选齿宽系数 YSv\T '3  
     按对称布置,由表查得=1 ?~u"w OH'  
    ④       初选螺旋角 M^+~r,D1u  
    初定螺旋角 =14 n*bbmG1  
    ⑤       载荷系数K >Qt#6X|  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 fn;7Nf7{  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y X3RpJ#m"'  
    查得: G%rK{h  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 D97oS!*  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 rD<@$KpP  
     VA2%2g2n{  
    ⑦       重合度系数Y o.Q |%&1  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 xNq&_oY7  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 <7)Vj*VxC  
=14.07609 #sNa}292"  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 (lEWnf=2h  
    ⑧       螺旋角系数Y QD / | zi  
 轴向重合度 =1.675, ("H:T?4Qs  
    Y=1-=0.82 IVEvu3  
     JLc\KVmF  
    ⑨       计算大小齿轮的 @c7 On)sy  
 安全系数由表查得S=1.25 "kf7??Z  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 ^HC! my  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 . KRh59yg  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 0g`WRe  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   #4d 0/28b  
    小齿轮     大齿轮 !BK^5,4?--  
7jEAhi!Cq(  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: 1a#wUd3  
    K=0.86        K=0.93   Hhfqb"2on  
3H4p$\; C  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ap_(/W  
      []= c;(}Ih(#  
      []= 1v,4[;{  
       5/neV&VcB  
       SM0=  
        大齿轮的数值大.选用. ]iPTB  
     KDHR} `  
⑵   设计计算 5+,&9;'Y^  
     计算模数 Dr`A4LnqY  
KOw Ew~  
dd98v Vj  
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: :@YZ6?hf  
GAz;4pUZ  
z==24.57  取z=25 )RA7Y}e|m  
?i9LqHL  
那么z=5.96×25=149           {Ivu"<`L3  
  ?t?!)#X  
②   几何尺寸计算 Q,)G_lO  
    计算中心距     a===147.2 s_E iA _  
将中心距圆整为110 &b{L|I'KYT  
mufF_e)  
按圆整后的中心距修正螺旋角 Lo9+#ITyx  
5TzMv3;in2  
=arccos #l{qb]n]  
5k<HO_]  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. Y}e$5  
W 4 )^8/  
计算大.小齿轮的分度圆直径 l_QpPo!a  
     FnL~8otPF'  
    d==42.4 z[CCgs&vqe  
<qv:7@  
d==252.5 o2F6K*u}  
njvmf*A?S  
计算齿轮宽度 +gK7`:v4O*  
` YIpZ rB  
B= udW, P  
u3"F7 lJ  
圆整的       MhJq~G p  
]Alu~Dw  
                                            大齿轮如上图: )mp0k%  
|p3]9H  
"&v?>  
a Se.]_  
7.传动轴承和传动轴的设计 8Ck:c45v  
zBqr15  
1.  传动轴承的设计 @HaWd 3  
p2w/jJMD  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 !4-NbtT  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min QWfwoe&;R:  
T1=43.77kn.m &S c0l/  
⑵.  求作用在齿轮上的力 I"Y?vj9]  
    已知小齿轮的分度圆直径为 >TK`s@jdSV  
        d1=42.4 IKAF%0[R|j  
而  F= Q7`zrCh  
     F= F DHm$gk  
a08B8  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N $mp7IZE|  
ib uA~\5  
A\k-OP]  
1AA(qE  
⑶.   初步确定轴的最小直径 'pZ~3q  
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 ?Cmb3pX^\  
y\)bxmC  
7.akp  
             %Sxy!gGz%%  
     从动轴的设计 vjbot^W9  
       qfN<w&P  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, ,cgC_ %  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M *1%=?:$(r6  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 ,CwhpW\Y  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ZYu^Q6 b3  
        d2=252.5 %3"3OOT7  
而  F= c( gUH  
     F= F zXZy:SD  
)mwY] !  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N p|Z"< I7p(  
t1IC0'o-  
uA\A4  
c3oI\lU  
⑶.   初步确定轴的最小直径 UDuKG\_J<y  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 I%{U~  
x{Gih 1  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 "ZT=[&2  
查表,选取 0Wv9K~F  
zz02F+H$Y  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 -YS n 3=  
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 6^|bKoN/ f  
xp><7{  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -c|O!Lc-  
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  。 BAqu@F\):  
9n9/[?S  
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. yHT}rRS8  
"D@m/l  
            D        B                轴承代号     5)&e2V',y  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     VVCCPK^<  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     l  4~'CLi  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     F"B!r-J  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     dbnH#0i  
AS4m227  
     ;zz"95X7  
qxd{c8  
     x40R)Led  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 D.$EvUSK<.  
    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, ub.pJJlC  
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.     [iL2c=_  
2evM|Dj  
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. | b@?]M  
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, 6jF~zI^  
高速齿轮轮毂长L=50,则 !?Ow"i-lp  
vs6`oW"{#  
L=16+16+16+8+8=64 UP,0`fh(y  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. ,9W0fm \t  
G)b]uX  
5.    求轴上的载荷   Eb{TKz?  
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, R<JI  
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. aY3kww`  
HJ_xg6.x  
|bd5aRS9  
?]5wX2G^|J  
hM>xe8yE  
Qy4AuMU2  
4b7}Sr=`  
y fP&Q<|  
A$1pMG~as  
     Prjl ;[I}  
Or6'5e?N  
传动轴总体设计结构图: I`5MAvP  
     q{KRM\ooYs  
                             fI"`[cA"]  
qn4Dm ^  
                             (主动轴) S"N@.n[  
v SWqOv$  
rEddX  
        从动轴的载荷分析图: 5|H?L@_9  
)NyGV!Zuu  
6.     校核轴的强度 QouTMS-b  
根据 oZOFZ-<  
== D0"+E*   
前已选轴材料为45钢,调质处理。 -U; s,>\)  
查表15-1得[]=60MP >@EQarD  
〈 []    此轴合理安全 wBeOMA  
9rA3qj%  
8、校核轴的疲劳强度. q$EVd9aN  
⑴.   判断危险截面 C,fIwqOr3  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. F}.Af=<Q  
⑵.  截面Ⅶ左侧。  JTz1M~  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 B5tJ|3!  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 oD"fRBS+$  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 S6]D;c8GE  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 TxxW/f9D  
截面上的弯曲应力 ^z)lEO  
V(w[`^I>~  
截面上的扭转应力 lzxn} TO}  
== [a+?z6qI\}  
轴的材料为45钢。调质处理。 T,H]svN5p  
由课本得: 4&`66\p;  
           zb;2xTH+  
因             6] <?+#uQ  
经插入后得 tQ|b?3  
2.0         =1.31 KP:O]520  
轴性系数为 MfYe @ ;m  
       =0.85 `5q`ibyPI  
K=1+=1.82 B]]M?pS  
    K=1+(-1)=1.26 Dvx"4EA{7{  
所以               =8tdu B  
0udE\/4!^  
综合系数为:    K=2.8 yM#W,@  
K=1.62 v $ pA Rt  
碳钢的特性系数        取0.1 3QXGbu}:h!  
   取0.05 59EAqz[:  
安全系数 RmzK?muk  
S=25.13 ?m~x%[Vn  
S13.71 ]%mg(&p4  
≥S=1.5    所以它是安全的 ShSh/0   
截面Ⅳ右侧 "BzRL g!J  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 3>S.wyMR4  
BwL: B\  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 A\SbuRty  
j l7e6#zu  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 kdoE)C   
O#k?c }  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 F.@yNr"  
截面上的弯曲应力   pwu5Fxn)  
截面上的扭转应力 aC%0jJ<eo  
==K= />$)o7U`+  
    K= [&Qrk8EN  
所以                 Hq%`DWus\  
综合系数为: S++}kR);  
K=2.8    K=1.62 R'9TD=qEK  
碳钢的特性系数 k@wT,?kD  
    取0.1       取0.05 . t~I[J\<  
安全系数  c<4pu  
S=25.13 rc;| ,\  
S13.71 ;>CmVC'/  
≥S=1.5    所以它是安全的 /}M@MbGMM  
yV`!Fq 1k  
9.键的设计和计算 !\!fd(BN  
IWMqmCbv  
①选择键联接的类型和尺寸 8, WQ}cC  
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. Z NuyGo;  
根据    d=55    d=65 ?j $z[_K  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 ^ qE4:|e  
                     b=20     h=12     =50 Mr`u!T&sc  
Q)Ppx7)  
②校和键联接的强度 +J#H9>To!  
  查表6-2得      []=110MP }}Q|O]e  
工作长度  36-16=20 73]%^kx=  
    50-20=30 3J [P(G>Q  
③键与轮毂键槽的接触高度 f[dwu39k  
     K=0.5 h=5 "+)ey> _  
    K=0.5 h=6 bJe^x;J9  
    由式(6-1)得: no;Yu  
           <[] &[kwM3 95  
           <[] ;vd%=vR  
    两者都合适 9g 2x+@5T^  
    取键标记为: KH@M & >=^  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 57HMWlg  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 xorFz{  
10、箱体结构的设计 <xc"y|7X  
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, MiRMjQ2  
大端盖分机体采用配合. -@i2]o  
#xts*{u-#  
1.   机体有足够的刚度 w0 "h,{  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 &#d;dcLe  
~v<r\8`OI2  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 h~F uuL  
N5~g:([k  
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 nYE_WXY3V  
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 ;jnnCXp>  
h`5au<h<  
3.   机体结构有良好的工艺性. Kj'm<]u  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. SIbQs8h]  
B4J^ rzK  
4.   对附件设计 ty7a&>G  
A  视孔盖和窥视孔 Q}]Q0'X8  
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 Q&n|tQ*4  
B  油螺塞: }3vB_0[r  
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。 S Xgpj  
C  油标: /'ybl^Km  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 O9g{XhMv>f  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. [KCh,'&  
 5+VdZ'@  
D  通气孔: 3 :f5xF  
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. ayC*n'  
E  盖螺钉: ZtB0:'o;  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 (/FPGYu3h  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. s7&% _!4  
F  位销: a0AIq44  
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. FJ#V"|}  
G  吊钩: qQVqS7 t  
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. lW7kBCsz#  
8zZR %fZ  
减速器机体结构尺寸如下: Hm4lR{A  
9]hc{\  
名称    符号    计算公式    结果     |F6C&GNYT  
箱座壁厚                10     o F @{&  
箱盖壁厚                9     XFd[>U<X  
箱盖凸缘厚度                12     r:YAn^Lg  
箱座凸缘厚度                15     S0"O U0`N  
箱座底凸缘厚度                25     EmY8AN(*  
地脚螺钉直径                M24     ( 4b&}46  
地脚螺钉数目        查手册        6     %L~X\M:Qk  
轴承旁联接螺栓直径                M12     {V:?r  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     (&X"~:nm2  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     \Lh,dZ}d  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     V1j&>-]]9*  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8      rro,AS}  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 s31^9a  
    22 ^3*gf}  
    18     h=)Im )  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 U6_1L,W  
    16     !%5{jO1  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     }V9146  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     )[zyvU. J3  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     h2,A cM  
机盖,机座肋厚                9    8.5     |a'Q^aT  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) ,Hp9Gkm8I/  
150(3轴)      Ya=QN<  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) 9E (>mN  
150(3轴)     u4Vc:n  
     PqvwM2}4  
11. 润滑密封设计 J"[OH,/_  
M: `FZ}&L  
    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. Bt.W_p  
    油的深度为H+ zJ &qR  
         H=30  =34 a>s v  
所以H+=30+34=64 A7: oq7b  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 TTqOAo[-Z  
     BRH:5h  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 )rj.WK.  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     {d )Et;_  
    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 ,PIdPaV--  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 ?g<*1N?:  
     L.|GC7$0  
12.联轴器设计 P,wFib^1  
Ke,-8e#Q  
1.类型选择. "~FXmKcX  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 -'YX2!IU,  
2.载荷计算. Ppx*  
公称转矩:T=95509550333.5 Y!Z@1V`  
查课本,选取 _X@:- _  
所以转矩   ~\i uV  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 q F}5mUcZ4  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 0<>iMrD  
)8iDjNM<  
四、设计小结 <{cPa\  
    经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 8YYY *>  
    我觉得,虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距,但我想至少是自己动手了,并且通过这次设计,使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处,懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此,我想在剩下的一年半时间里,我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高,拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点,一定要努力的去改进、提高它,这样自己才会不断的进步,虽然“人无完人”,但我想我们不断的改进、提升自己,最后会使自己成为比现在的自己更强,更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 AM Rj N;  
五、参考资料目录 d$Mj5wN:q  
[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; SX F F  
[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; >EMCG.**  
[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; t?c*(?Xa  
[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; DR=>la}!  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 v4Nb/Y  
[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; *|`'L  
[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? 4Uwt--KtFh  
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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