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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 +IvNyj|  
                 <[bQo&B2 E  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         z|uOJ0uK  
                 }(m1ql  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) Cm^Yl p  
a-fv[oB  
目   录 xf'LR[M  
     c2/"KT  
一    课程设计书                            2 VXiui'/(  
hMv2"V-X  
二    设计要求                              2 {JXf*IJ  
$Ru&>D#stK  
三    设计步骤                              2 Qr<AV:  
     $Tfm/=e  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 Qy/uB$q{A  
    2. 电动机的选择                                4 )GK+  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 z23#G>I&  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 \Ps5H5Qk;  
    5. 设计V带和带轮                              6 k<!<<,Z  
    6. 齿轮的设计                                  8 iZC>)&ax  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 H*GlWgfG  
    8. 键联接设计                                  26 { yTpRQN~  
    9. 箱体结构的设计                              27 HV8I nodi  
    10.润滑密封设计                                30 b(/j\NWC  
    11.联轴器设计                                  30 d<!IGt4Ky  
     f`,-b  
四    设计小结                              31 |4 Qx=x>  
五    参考资料                              32 KyjyjfIwH  
uj)yk*  
一. 课程设计书  e#1.T  
设计课题: W8y$ Ve8m  
    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 ndqckT@93  
表一: },&h[\N{6  
         题号 pp<E))&R  
s"q=2i  
参数    1     Z/gsCYS3F  
运输带工作拉力(kN)    1.5     Vu%n&uF  
运输带工作速度(m/s)    1.1     qIz}$%!A  
卷筒直径(mm)    200     7_KXD#  
7|Xe&o<n  
二. 设计要求 S"Kq^DN  
1.减速器装配图一张(A1)。 {tc57jsr  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 bi.wYp(*6L  
3.设计说明书一份。 )(lJT&e  
1\y@E  
三. 设计步骤 _W}(!TKO  
    1.  传动装置总体设计方案 XC2FF&B&  
    2.  电动机的选择 +mLD/gK`  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 zSKKr?{  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 O:._W<  
    5.  “V”带轮的材料和结构 Ev{MCu1!6  
    6.  齿轮的设计 (n,N8k;  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 *,&S',S-  
    8、校核轴的疲劳强度 O5M2`6|As  
    9.  键联接设计 []gRfM]$&  
    10.  箱体结构设计 I>aGp|4  
    11. 润滑密封设计 6A?8tm/0  
    12. 联轴器设计 Z%OW5]q  
     e^8BV;+c  
1.传动装置总体设计方案: r%|A$=[Q  
7E\g &R.  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 lH6fvz  
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, cJ2PI  
要求轴有较大的刚度。 5B?i(2&#  
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。 ?!y"OrHg  
其传动方案如下: +?Ez} BP  
        toIYE*ocv=  
图一:(传动装置总体设计图) r**f,PDZ  
:3O5ET'1  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 NH4?q!'G  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 \7 Gz\=\LR  
     传动装置的总效率 xNIGO/uI~  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; JD*8@N  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, #)]E8=}  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, +`Pmq} ey  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 l `R KqT+  
$w/E9EJ)3A  
  2.电动机的选择 #ouE r-=  
{m[Wyb(  
    电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, kC`Rd:5  
    经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, 1qZG`Vz  
    则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 yLqF ,pvO  
     P,ydt  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, GW/WUzK  
     95L yYg  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 ;MPKJS68@  
     RG1\=J$:E  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 \=fh-c(J,  
                                                  #c:kCZt#  
``4?a7!!  
方案    电动机型号    额定功率 i*CnoQH  
P d.AC%&W  
kw    电动机转速 F 7LiG9H6`  
    电动机重量 AY88h$a  
N    参考价格 :tbd,Uo  
元    传动装置的传动比     c1#+Vse  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     #xp(B5  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     (w$'o*z;(  
  ]0-<>  
   中心高 F#|Z# Mu  
        外型尺寸 N2FbrfNFa  
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     EO:avH.*0  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     th 2<o5  
&F6C  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 X8R1a?  
;;Tq$#vd  
(1)       总传动比 1-o V-K  
    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 0Oap39  
    (2)       分配传动装置传动比 5g0_WpO  
    =× V.VJcx  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 V3uXan_  
    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 l"\uf(0K  
4.计算传动装置的运动和动力参数 {[^#h|U  
(1) 各轴转速 Nfb`YU=  
  ==1440/2.3=626.09r/min PeNF+5s/K  
  ==626.09/5.96=105.05r/min a+ GJVJ  
(2) 各轴输入功率 ir&.Z5=  
    =×=3.05×0.96=2.93kW h<NRE0-  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW ,YB1 y)x  
    则各轴的输出功率:    zy>}L #  
=×0.98=2.989kW "% Y u wMY  
=×0.98=2.929kW gtYRV*^q  
各轴输入转矩 x~+-VF3/  
   =××  N·m WeVi] n  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· J?D\$u:  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m s|2}2<+  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m S(t{&+Wc  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m (/?R9T[V&^  
=×0.98=242.86N·m :Q- F9o J  
运动和动力参数结果如下表 {Hk/1KG>  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     vr4S9`,  
    输入    输出    输入    输出         ] .5O X84  
电动机轴        3.03        20.23    1440     '9q6aM/&  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     m UgRm]  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05      SFpQ#  
'n4u-pM(nB  
5、“V”带轮的材料和结构 E474l  
  确定V带的截型 VMHC/jlX@r  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 T|bZ9_?+2  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 UvBnf+,  
      V带截型      由图6-13                        B型 (.Xr#;\(  
   .'lN4x  
  确定V带轮的直径 Dl A Z"C  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm ?OsS`)T  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 7zGMkl  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm Pz`hX$  
   6?o>{e7n^  
  确定中心距及V带基准长度 Tl3"PIb  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 VGZ6  
                          360<a<1030 aYVDp{_  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm 5\S&)ZA@  
     ]>8)|]O6n  
  初定V带基准长度 `%y5\!X  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm QJSr:dP4dG  
       .Dx2 ;lj  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm h8.FX-0& =  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm -3vh!JMN  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 zs8I  
   sykFSPy`'  
   确定V带的根数 %U?)?iZdL  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw @?a4i  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 hdj%|~Fj  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 %3G;r\|r]  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 U~/ID  
         n7DLJ`ho{  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 \h#9oPy  
                             Qlh?iA  
                       取Z=2 m6MaX}&zv  
V带齿轮各设计参数附表 -u~eZ?(!Ye  
yjpz_<7a=  
各传动比 rzT{-DZB[4  
bNs[O22  
    V带        齿轮     ? s4oDi|:  
    2.3        5.96     cL7C 2wB`  
  ;)|nkI  
2. 各轴转速n r|-J8s#  
    (r/min)        (r/min)     jY+Do:#/wO  
    626.09        105.05     o?\Gm  
$5L(gn[  
3. 各轴输入功率 P L[. <o{  
    (kw)        (kw)     f{_)rsqf  
    2.93       2.71     -'ZxN'*%  
`]{Psc6_=  
4. 各轴输入转矩 T 1eiw3WU;  
    (kN·m)        (kN·m)     PbN3;c3  
43.77        242.86     4(|yD;  
vJThU$s-  
5. 带轮主要参数 ]-Lruq#  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         7LdzZS0OM  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     K?YEoz'y[  
带的根数z     +{*)}[w{x  
    160        368        708        2232        B        2     Pz1G<eh#{g  
FfSI n3  
6.齿轮的设计 acae=c|X  
;@4sd%L8V  
(一)齿轮传动的设计计算 ;qb Dbg  
5M.Red.L  
齿轮材料,热处理及精度 6sy,A~e  
    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 _yJ|`g]U3  
    (1)       齿轮材料及热处理 Gh iHA9.  
       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 K0 QH?F  
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 !ew6 n I  
      ② 齿轮精度 8<c' x]~  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 D!me%;  
     I4:rie\hjC  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 Wl TpX`  
按齿面接触强度设计 oX{@'B  
>uW^.e "F  
确定各参数的值: y9ip[Xn-$:  
①试选=1.6 kyu2)L2u  
选取区域系数 Z=2.433   mF~ys{"t  
     pJ6Jx(  
    则 C (U  
    ②计算应力值环数 ydyG}XI7V  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) O!,Ca1N  
    =1.4425×10h pJocI_v9  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) SdSgn|S  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 8W@dtZ,d  
    ④齿轮的疲劳强度极限 *?p ^6vO  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: /} a_8iM\  
    []==0.93×550=511.5 6+ ?wnp-  
7?,7TR2Ny  
    []==0.96×450=432         <OIUyZS  
许用接触应力   XJ O[[G`  
         W7$s5G,  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   HM 90Sb  
         =1  }Zt.*%  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 "&Gw1.p  
    =4.47×10N.m #)FDl70S8  
    3.设计计算 @Jm.HST#S8  
①小齿轮的分度圆直径d yYM_lobn  
     F$[)Bd/"  
    =46.42 2'Y{FY_Z  
    ②计算圆周速度 G~S))p  
    1.52 df^0{gNHx  
    ③计算齿宽b和模数 6N&| 2:U  
计算齿宽b ;}UzJe ,S  
       b==46.42mm 6-tiRk~  
计算摸数m NtqFnxm/  
  初选螺旋角=14 el}hcAY/RP  
    = ;eP_;N5+J  
    ④计算齿宽与高之比 CX]RtV!  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ma1 (EJ/  
=46.42/4.5 =10.32 %n4@[fG%K  
⑤计算纵向重合度 5`{=`  
=0.318=1.903 *q}FV2  
⑥计算载荷系数K ed=n``P~}  
使用系数=1 0u>yT?jP  
根据,7级精度, 查课本得 fjcr<&{:  
动载系数K=1.07, g%ZdIKj!  
查课本K的计算公式: b$dBV}0 L  
K= +0.23×10×b "oHp.$+K  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 d3og?{i<}&  
查课本得: K=1.35 )sRN!~  
查课本得: K==1.2 ^)Smv\Md  
故载荷系数: 7,f:Qi@g  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 Wux0RF&  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 axOi 5  
    d=d=50.64 3xP~~j;7  
    ⑧计算模数 :-(U%`a[  
    = E1#H{)G  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 ES^NBI j5P  
    由弯曲强度的设计公式 #]k0Z~Bl  
    ≥ FMoJ"6Q  
y2U/$%B)G  
⑴   确定公式内各计算数值 Pb0)HlLq  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m fBf]4@{  
         确定齿数z s;anP0-O  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 Ad^dF'SN  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 @<|6{N<  
    Δi=0.032%5%,允许 :wFb5"  
    ②      计算当量齿数 e jP,29  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  1]"D%U=  
    z=z/cos=144/ cos14=158 _MGNKA6JI  
    ③       初选齿宽系数 t#a.}Jl  
     按对称布置,由表查得=1 wj}=@HS,3!  
    ④       初选螺旋角 [SK2x4  
    初定螺旋角 =14 ur?d6 a  
    ⑤       载荷系数K SRP5P,-y  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 kZJt ~}  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y >Dk1axZ!>/  
    查得: iz Xbp02  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 th5 X?so  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 dz{#"No0  
     `Q:de~+AM{  
    ⑦       重合度系数Y Qk?jGXB>^  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 ,?C|.5  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 | -JI`!7  
=14.07609 >Kz_My9  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 VEL:JsY  
    ⑧       螺旋角系数Y 1R5Yn(  
 轴向重合度 =1.675, >_rzT9gX&  
    Y=1-=0.82 vEu Ka<5  
     -L+\y\F  
    ⑨       计算大小齿轮的 E%-Pyg*  
 安全系数由表查得S=1.25 Rbx97(wK  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 n/ui<&(  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 KK@ &q  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 >.a+:   
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   v]B0!k&4.  
    小齿轮     大齿轮 ^RYn8I  
"2*G$\  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: :&xz5c`"04  
    K=0.86        K=0.93   AQE eIFH  
z8 hTZU  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 Ll008.#  
      []= j9{O0[v  
      []= RpBiE8F4  
       qFV;n6&V  
       SNQz8(O  
        大齿轮的数值大.选用. <9Lv4`]GU5  
     6H(fk1E  
⑵   设计计算 ^</65+OT+  
     计算模数 lt@  
_<u8%\  
LEYWH% y  
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: `'z(--J}`  
43vGgGW  
z==24.57  取z=25 kWzuz#  
3!i. Fmo  
那么z=5.96×25=149           yw;ghP;  
  [5>S-Z  
②   几何尺寸计算 "6NFe!/Y$*  
    计算中心距     a===147.2 utYnaeQcn  
将中心距圆整为110 vGx?m@  
1x~%Ydy  
按圆整后的中心距修正螺旋角 FY 1},sq  
xi '72  
=arccos l.__10{  
!!?+M @  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. .`oJcJ  
'Qm` A=  
计算大.小齿轮的分度圆直径 T0@](g  
     /e-ka{WS  
    d==42.4 dzjBUD  
\zk?$'d  
d==252.5 6{JR0  
3v8V*48B$  
计算齿轮宽度 #6Efev  
{0NsDi>(2  
B= LK'S)Jk  
7\7Brw4  
圆整的       m#5|J@]  
*G%1_   
                                            大齿轮如上图: Tf&f`/  
5}.,"Fbr  
p9FA_(`^  
Bo\a  
7.传动轴承和传动轴的设计 wx]+*Lzz  
sDaT[).Hm  
1.  传动轴承的设计 KKx&UKjV  
HGP%a1RF#  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 )@8'k]Glw.  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min q7 %=`l  
T1=43.77kn.m otmIu`h  
⑵.  求作用在齿轮上的力 y1,?ZWTayr  
    已知小齿轮的分度圆直径为 E5,%J  
        d1=42.4 -Z`(? k  
而  F= Q{J"`d2  
     F= F T[Z <bW~0  
rd&*j^?  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N VYl_U?D  
?G~/{m.  
ZYwBw:y}y  
h/0<:eZ*  
⑶.   初步确定轴的最小直径 8k+q7  
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 WL IDw@fv  
cM> G>Yzo  
Lu8%qcC  
             UA69_E{JCH  
     从动轴的设计 38x[Ad4%  
       JEK%yMj  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, N3XVT{ yo  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ct2_N  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 mr{k>Un\  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ;w>3,ub(0  
        d2=252.5 hQg,#r(JE4  
而  F= |: 7EJkKZ  
     F= F ])Q9=?Sd}  
?YkO+?}+  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N _g^K$+F'}  
h@PMCmf_  
z) ]BV=  
uZqu xu.  
⑶.   初步确定轴的最小直径 O" X!S_R  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 <eud#v  
:|3"H&FWK  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 M\Uc;:) H  
查表,选取 uJ|5 Ve  
DU*g~{8T$  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ^td!g1"<  
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 dN$D6*  
8^P2GG'+-  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 8r`VbgI&  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 |k7ts&2  
c"%_]7  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. 0M/\bE G(_  
Pjj;.c 7_j  
            D        B                轴承代号     JhMrm%  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     3I U$  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     &geOFe}R  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     :N*q;j>  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     Sq?6R}q%  
6?<`wGs(  
     }OX>(  
WRLu 3nBx  
     XqE55Jclp  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 >PTu*6Z  
    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, bY"eC i{K  
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.     r$3~bS$]  
D:6x*+jah)  
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. JX2 |  
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, Y00i{/a 8  
高速齿轮轮毂长L=50,则 |j5A U  
U"%8"G0)  
L=16+16+16+8+8=64 #/XK&(X  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. I).^,%>Z)  
O'&X aaZV  
5.    求轴上的载荷   g1hg`qBBW  
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, H z < M  
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. W(PW9J9  
0o"<^] _|  
Op$J"R  
!Lg}q!*%>V  
@|\s$L  
x9&tlKKxf  
9/X v&<Tn  
!g8.8(/t)  
PE;0 jgsiI  
     8tFyNl`c  
!3X%5=#L4  
传动轴总体设计结构图: Fb<\(#t  
     /J9T=N  
                             0R%uVJG  
bbPd&7  
                             (主动轴) whg4o|p  
u7y7  
w3?t})PB&  
        从动轴的载荷分析图: cnUU1Uz>  
^kR^ QL$  
6.     校核轴的强度 E*T84Jh6  
根据 c&I,eds  
== d8BK/b  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 $RFu m'`5  
查表15-1得[]=60MP dXK~ Z:  
〈 []    此轴合理安全 O,xAu}6f+  
E6^S2J2  
8、校核轴的疲劳强度. RWh}?vs_  
⑴.   判断危险截面 hk$nlc|$  
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. ^J5V!i$  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 ?=@Q12R)X  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 * SON>BSF  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 Q]?J%P.  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 &LxzAL,3!  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 $b 71  
截面上的弯曲应力 Xde=}9  
!#|fuOWe  
截面上的扭转应力 MIyLQ  
== gZ=9Y:$  
轴的材料为45钢。调质处理。 T[!q&kFB  
由课本得: buM>^A"  
           "}x70q'>S  
因             Ef*.}gcU  
经插入后得 uA}FuOE6  
2.0         =1.31 me`$5Z`  
轴性系数为 I3[RaZ2z{  
       =0.85 .LTFa.jxA  
K=1+=1.82 R\Ynn^w  
    K=1+(-1)=1.26 8/kO9'.P  
所以               ZwrYs s  
[N$_@[  
综合系数为:    K=2.8 9kg>)ty@  
K=1.62 Q@.9wEAJ  
碳钢的特性系数        取0.1 ?bYQZJ>&  
   取0.05 ghO//?m  
安全系数 X'Il:SK  
S=25.13 e =Tc(Mwn  
S13.71 ps;o[gB@5  
≥S=1.5    所以它是安全的 A kQFb2|ir  
截面Ⅳ右侧 .Fz6+m;Z  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 v5bb|o[{K  
/ykxVCvAt  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 AA%g^PWpR  
EsxTBg  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 "=TTsxyM6P  
#w?%&,Kp  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 A(sx5Ynp  
截面上的弯曲应力   jJQfCOD$  
截面上的扭转应力 { rJF)\2  
==K= :;u]Y7  
    K= ;}9Ws6#XQs  
所以                 cZF;f{t  
综合系数为: QS?9&+JM|  
K=2.8    K=1.62 &MLhCekY  
碳钢的特性系数 lfhKZX  
    取0.1       取0.05 -ddatc|  
安全系数 8ewEdnE   
S=25.13 ['`'&+x&!  
S13.71 soK_l|z:J  
≥S=1.5    所以它是安全的 U~@B%Msb L  
t"Rf67  
9.键的设计和计算 |N.q[>^R  
5*'N Q010  
①选择键联接的类型和尺寸 a9JJuSRC  
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. x(6.W"-S  
根据    d=55    d=65 Uy'ZL(2  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 XzFqQ- H  
                     b=20     h=12     =50 d#,V^  
R,Uy3N  
②校和键联接的强度 dOgM9P  
  查表6-2得      []=110MP hUvH t+d  
工作长度  36-16=20 wm[d5A4  
    50-20=30 } j@@  
③键与轮毂键槽的接触高度 u+FftgA  
     K=0.5 h=5 F?Nk:# V  
    K=0.5 h=6  .5r0%  
    由式(6-1)得: Mo r-$a8  
           <[] lFt{:HfX-  
           <[] .f<,H+m^  
    两者都合适 Nxk'!:  
    取键标记为: MNE)<vw>  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 p tfADG  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 Q*o4zW  
10、箱体结构的设计 Lh$ac-Ct  
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, 0n^j 50Yq  
大端盖分机体采用配合. O3GaxM \x  
KywT Oq  
1.   机体有足够的刚度 vv_?ip:t  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 TyXOd,%zl  
m5g: Q  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 )Em,3I/.l  
~/[N)RFD  
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 7-B'G/PS/  
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 Mi-9sW  
#>NZN1  
3.   机体结构有良好的工艺性. +6E<+-N  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. K?eo)|4)DB  
:Dm@3S$4<  
4.   对附件设计 N/.9Aj/h~&  
A  视孔盖和窥视孔 $$>,2^qr&L  
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 c(JO;=,@9  
B  油螺塞: 6-}9m7#Y  
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。 uf3 gVS_h=  
C  油标: +g30frg+Gl  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 Pk2 "\y@q/  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.  .l'QCW9  
y5 +&P  
D  通气孔: 2AE|N_v8W  
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. ,PAKPX9v_F  
E  盖螺钉: | mX8fRh  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 >?x Vr  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. pYQs|5d  
F  位销: IC42O_^  
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. !qq@F%tv  
G  吊钩: 1Qkuxw  
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. 7MfvU|D[d/  
Vt>E\{@[t  
减速器机体结构尺寸如下: _en8hi@Z  
IHfqW?  
名称    符号    计算公式    结果     2/WXdo  
箱座壁厚                10     s=+G%B'  
箱盖壁厚                9     T[J_/DE@  
箱盖凸缘厚度                12     0eIR)#j*  
箱座凸缘厚度                15     i[ lH@fJm_  
箱座底凸缘厚度                25     =="SW"vNi  
地脚螺钉直径                M24     3+ 'w%I  
地脚螺钉数目        查手册        6     ~yg9ZM  
轴承旁联接螺栓直径                M12     bSzb! hT`  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     =#Jb9=zdR  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     Yzz8:n  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     mZ%\`H+  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     kE}I b4]J  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 Pd?YS!+S  
    22 *QJ/DC$  
    18     )LUl?  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 cQ%HwYn  
    16     7va%-&.&t  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     U/X ^  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     #B[>\D"*  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     9:>vl0  
机盖,机座肋厚                9    8.5     #t*c*o  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) rL/+`H  
150(3轴)     qK pU.rP  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) 3m'6cMQ  
150(3轴)     12E"6E)  
     jTJ[2WaS  
11. 润滑密封设计 NgQl;$  
/ e,lD)  
    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. 'aJ?Syn  
    油的深度为H+ O)?0G$0  
         H=30  =34 =v}.sJ V?  
所以H+=30+34=64 l;fH5z  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 !.A>)+AK  
     4+0Zj+ q";  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 K`sm  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     m[XN,IE#u  
    密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 0ni5:tYy  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 l%O-c}X  
     {_JLmyaerZ  
12.联轴器设计 n >^?BU  
jdzV&  
1.类型选择. r_",E=e  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 )_ y{^kn3^  
2.载荷计算. 8MdKH7  
公称转矩:T=95509550333.5 R.7" ZG  
查课本,选取 !WmpnPr1  
所以转矩   5VN4A<))  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 /\.kH62  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm f{J7a1 `_  
!}%giF$-  
四、设计小结 ,DjZDw  
    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。 {XAKf_Cg  
    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。 b({2|R  
五、参考资料目录 ?{n#j,v!  
[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; h(fh |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; F^ f]*MhT"  
[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; ETIf x)B-  
[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; 8CL05:&  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 !dGgLU_  
[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; W$&Q.Z  
[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? U> >J_2  
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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