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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 RQ_#rYmT  
                 r(`8A:#d  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         0^|$cvYiL  
                 }J4BxBuV8  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) AmrJ_YP/t~  
8k*k  
目   录 -&HoR!af  
     \f<thd*bC  
一    课程设计书                            2 u8$~N$L  
k -t,y|N  
二    设计要求                              2 ] "7El;2z  
dzk?Zg  
三    设计步骤                              2 _3g %F  
     :W1tIB  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 ! Dhfr{  
    2. 电动机的选择                                4  T!O3(  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 ~"hAb2  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 &  t @  
    5. 设计V带和带轮                              6 J>&dWKM3  
    6. 齿轮的设计                                  8 &Funao>  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 +&@l{x(,  
    8. 键联接设计                                  26 L2Qp6A6S  
    9. 箱体结构的设计                              27 ^AC+nko*  
    10.润滑密封设计                                30 `;8u9Ff  
    11.联轴器设计                                  30 v6, o/3Ex  
     LVz%$Cq,0  
四    设计小结                              31 4$#ia F  
五    参考资料                              32 :O_<K&  
<=LsloI  
一. 课程设计书 FCw VVF0 y  
设计课题: TBLk+AR  
    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 wNlV_  
表一: 62KW HB9S  
         题号 \H'CFAuF  
FPM}:c4  
参数    1     9dhFQWz"  
运输带工作拉力(kN)    1.5     I(r5\A=   
运输带工作速度(m/s)    1.1     R,k[Kh  
卷筒直径(mm)    200     :8/M6-EK  
{  /Q?  
二. 设计要求 $DMu~wwfG  
1.减速器装配图一张(A1)。 P^W$qy|  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 eWt>^]H~  
3.设计说明书一份。 "q#kh,-C  
)SZ,J-H08w  
三. 设计步骤 _}%# Yz  
    1.  传动装置总体设计方案 Tx&qp#FS  
    2.  电动机的选择 wBaFC\CW  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 (/UMi,Ho  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 >ww1:Sn  
    5.  “V”带轮的材料和结构 $1`t+0^k  
    6.  齿轮的设计 Ab|NjY:  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 AhFI, x  
    8、校核轴的疲劳强度 "7u"d4h-:(  
    9.  键联接设计 za 4B+&JJ  
    10.  箱体结构设计 OCoRcrAx  
    11. 润滑密封设计 ?p\II7   
    12. 联轴器设计 /[|md0,  
     V s t e$V  
1.传动装置总体设计方案: -O q=J;  
Jd_1>p  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 qSs^}eN  
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, G6g=F+X2  
要求轴有较大的刚度。 T;e(Q,!H  
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。 pzp"NKx i  
其传动方案如下: ~\(>m=|C:H  
        @9Pn(fd]  
图一:(传动装置总体设计图) x@(f^P  
rsj}hS$  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 !ES#::;z?  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 ~.=!5Ry  
     传动装置的总效率 ,Onm!LI=  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; (N>ew)Ke  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, ]d;/6R+Vs  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, V$%Fs{  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 9>Z#o<*_/  
xRZT  
  2.电动机的选择 Q`fA)6U  
~Am %%$  
    电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, 5m;wMW<  
    经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, ?26[%%  
    则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 4'e8VI0  
     L&k$4,Z9  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, Cjb p-  
     -5*;J&.  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 8*){*'bf  
     8o!^ZOmU<  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 w3hL.Z,kV  
                                                  g5HqU2  
I z@x^s  
方案    电动机型号    额定功率 !a&F:Fbm  
P { J%$.D(/  
kw    电动机转速 5~6y.S  
    电动机重量 G#M]\)f%  
N    参考价格 ~x\ Q\Cxp  
元    传动装置的传动比     ?(hQZR 0e  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     s8O+&^(U  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     "N"k8,LH  
  25KZe s)  
   中心高 q.tL'  
        外型尺寸 =!Cvu.~},  
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     "qp_*Y  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     ,6)y4=8 L  
LKG|S<s  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 P"VLGa  
PQ|x?98  
(1)       总传动比 9~ af\G  
    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 =l_"M  
    (2)       分配传动装置传动比 M:M<bz Vu  
    =× t;6/bT-  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 lO@Ba;x  
    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 j<5R$^?U  
4.计算传动装置的运动和动力参数 8#AXK{  
(1) 各轴转速 4<HJD&@V  
  ==1440/2.3=626.09r/min K6Ua~N^  
  ==626.09/5.96=105.05r/min hY'%SV p  
(2) 各轴输入功率 ]<_+uciP5[  
    =×=3.05×0.96=2.93kW (9%%^s]uPT  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW f>PU# D@B  
    则各轴的输出功率:   ,5WDYk-  
=×0.98=2.989kW (\ %y)  
=×0.98=2.929kW nwVtfsb  
各轴输入转矩 PUArKBYM-  
   =××  N·m $cCB%}  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· J'v|^`bE  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 14zzWzKx  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m l"#,O$x"#@  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m ;I' ["k%  
=×0.98=242.86N·m 6.=b^6MV  
运动和动力参数结果如下表 s|oU$?eA  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     b@Cvs4  
    输入    输出    输入    输出         aPgG+tu  
电动机轴        3.03        20.23    1440     W1(zi P'6  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     Czn7,KE8X  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     zvj\n9H  
{F[Xe_=#"  
5、“V”带轮的材料和结构 N<%,3W_-_  
  确定V带的截型 R~([  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 a#=-Aj-  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 Uk4">]oct  
      V带截型      由图6-13                        B型 @TDcj~oR ?  
   c i>=45@J  
  确定V带轮的直径 <hdCO< 0(  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm $%'z/'o!  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s a4YyELXe  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm /0(KKZ)  
   sjGZ ,?%  
  确定中心距及V带基准长度 yuB BO:\.  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 hW&UG#PY>  
                          360<a<1030 CTYkjeej  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm dQb?Zi7g  
     \8ZNXCP  
  初定V带基准长度 n66 _#X  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm }z #8vE;  
       |Sq>uC)  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm WDq3K/7\  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm > %,tyJ~  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 J^cDa|j  
   TPuzL(ws  
   确定V带的根数 lVHJ}(<'p  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw w.\:I[  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 ej `$-hBBV  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 crQuoOl7  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 ;f\0GsA#  
         3 a`-_<  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 q6dq@   
                             VTU-'q  
                       取Z=2 9)qx0  
V带齿轮各设计参数附表 YuZnuI@m9  
Nnw iH  
各传动比 v)06`G  
e [n>U@  
    V带        齿轮     ge|}'QKow  
    2.3        5.96     vEkz 5$  
  ~ p.23G]x  
2. 各轴转速n 9TLP(  
    (r/min)        (r/min)     OB%y'mo7]  
    626.09        105.05     lq~n*uwO}t  
5ym =2U  
3. 各轴输入功率 P i \~4W$4I  
    (kw)        (kw)     827N?pU$)  
    2.93       2.71     _F9 c.BH  
: SNp"|  
4. 各轴输入转矩 T G+ToZ&f@  
    (kN·m)        (kN·m)     4{V=X3,x  
43.77        242.86     #X+)  
P06K0Fxf  
5. 带轮主要参数 P&K~wP]  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         A+'j@c\&!  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     dFlx6H+R!0  
带的根数z     P7 n~Ui~U  
    160        368        708        2232        B        2     iiu\_ a=0b  
Q["}U7j  
6.齿轮的设计 R[b?kT-%  
a)]N#gx  
(一)齿轮传动的设计计算 +J2=\YO  
kciH  
齿轮材料,热处理及精度 {pqm&PB04  
    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 "(5M }5D  
    (1)       齿轮材料及热处理 Lt)t}0  
       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 P)3e^~+A  
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 (Q@+W |~  
      ② 齿轮精度 g#e"BBm=A  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 p&7>G-.  
     *N't ;  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 J;qHw[6  
按齿面接触强度设计 Wl1%BN0>  
v^vEaB  
确定各参数的值: 83@+X4ptp  
①试选=1.6 9T\:ID= h  
选取区域系数 Z=2.433   q o'1Pknz  
     &{$\]sv  
    则 pJqayzV  
    ②计算应力值环数 m2_B(-  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) B;EdLs}  
    =1.4425×10h ,E_hG3}}  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) nD!^0?  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 h5~tsd}OU  
    ④齿轮的疲劳强度极限 A&z  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: V r y#  
    []==0.93×550=511.5 '1d-N[  
E@?jsN7  
    []==0.96×450=432         DY1o!thz)  
许用接触应力   $Uzc  
         ex-`+cF  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   WHU& 9N  
         =1 %;gD_H4mm  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 L%!jj7,9-  
    =4.47×10N.m sYvO"|  
    3.设计计算 ZI1[jM{4^F  
①小齿轮的分度圆直径d D.RHvo~6  
     es.`:^A  
    =46.42 C; ! )<(Vw  
    ②计算圆周速度 ]R0^ }sI  
    1.52 R!:1{1  
    ③计算齿宽b和模数 :z.< ||T  
计算齿宽b C6GYhG]  
       b==46.42mm /q8n_NR  
计算摸数m /7*u!CNm  
  初选螺旋角=14 {W@Y4Qqq  
    = #bnFR  
    ④计算齿宽与高之比 Q|:\  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 @n<WM@|l  
=46.42/4.5 =10.32 A\WgtM  
⑤计算纵向重合度 C0'Tua'  
=0.318=1.903 S53[K/dZo  
⑥计算载荷系数K  Y]P]^3  
使用系数=1 DI+kO(S  
根据,7级精度, 查课本得 N1_nBQF )  
动载系数K=1.07, 9v^MZ ^Y{  
查课本K的计算公式: 9hcZbM]  
K= +0.23×10×b ~W!sxM5(*  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 "Y4 tt0I  
查课本得: K=1.35 --y .q~d  
查课本得: K==1.2 R:=i/P/  
故载荷系数: UA}k"uM  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 $BCqz! 4K  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 W*gu*H^s~  
    d=d=50.64 "#(]{MY  
    ⑧计算模数 `XQM)A  
    = Z|E( !"zE9  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 'R= r9_%  
    由弯曲强度的设计公式 pS9CtQqvgy  
    ≥ B2VUH..am  
xj(&EGY:  
⑴   确定公式内各计算数值 &%rX RP  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m +\SbrB P  
         确定齿数z P$\( Bd\76  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 J7$5<  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 R:zjEhH )  
    Δi=0.032%5%,允许 taw #r  
    ②      计算当量齿数 WC0@g5;1[  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  Bx;bc  
    z=z/cos=144/ cos14=158 tvZpm@1  
    ③       初选齿宽系数 $}N'm  
     按对称布置,由表查得=1 @:X~^K.  
    ④       初选螺旋角 F(:+[$)  
    初定螺旋角 =14 oljl&tuQy  
    ⑤       载荷系数K (:-=XR9A`  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 n~k;9`  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y -&y{8<bu4H  
    查得: t: r   
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 Lr_+) l  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 RR*<txdN  
     *[k7KG2_U  
    ⑦       重合度系数Y qbpvTTF  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 1vu=2|QN  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 I"y=A7Nq  
=14.07609 r)q6^|~47  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 VWaI!bK  
    ⑧       螺旋角系数Y p~En~?<  
 轴向重合度 =1.675, mS6L6)] S  
    Y=1-=0.82 w*OZ1|  
     3;@t {rIin  
    ⑨       计算大小齿轮的  jI[:`  
 安全系数由表查得S=1.25 pu=Q;E_f[  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 RV.*_FG  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 -%NT)o  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 ts aD5B  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   Rq<T2}K  
    小齿轮     大齿轮 Kw+?Lowp  
L00,{g6wqb  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: ;XRLp:y  
    K=0.86        K=0.93   fOF02WP^  
|r$Vb$z  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 n(0O'nS^  
      []= ym{?vY h  
      []=  3_+-t5  
       o'?Y0Wt  
       D/"[/!  
        大齿轮的数值大.选用. w%g@X6  
     FU E/uh  
⑵   设计计算 .TSj8,  
     计算模数 ;Z%ysLA  
RgZBh04q  
=(3Qbb1i  
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: a{mtG{Wc  
r\.1=c#"bP  
z==24.57  取z=25 >t2 0GmmN  
'RC(ss1G  
那么z=5.96×25=149           jxm.x[1ki^  
  k:nr!Y<  
②   几何尺寸计算 r=~yUT  
    计算中心距     a===147.2 1>[3(o3t  
将中心距圆整为110 cAogz/<S  
j *Ta?'*  
按圆整后的中心距修正螺旋角 6Y>MW 4q  
Hl8-1M$&  
=arccos b54<1\&  
|K YONQ  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. snK$? 9vh  
&jT>)MXPu  
计算大.小齿轮的分度圆直径 wm}6$n?Za  
     TxoMCN?7c  
    d==42.4 nw+L _b  
J}Bg<[n  
d==252.5 rp6Y&3p.  
MMqkNe  
计算齿轮宽度 :Ag]^ot  
f<= #WV  
B= EW%%W6O6  
q.yS j  
圆整的       Qx1ZxJz #  
W/<]mm~95  
                                            大齿轮如上图:  Jx9S@L`  
Og4 X3QG  
vvU;55-  
"WdGY*r  
7.传动轴承和传动轴的设计 Am'5|  
_ r0oOpE  
1.  传动轴承的设计 ZSuUmCm  
8p,q9Ey  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 F#Uxl%h  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min O8(;=exA  
T1=43.77kn.m o7i/~JkTP  
⑵.  求作用在齿轮上的力 TR L4r_  
    已知小齿轮的分度圆直径为 zmQ V6o=k  
        d1=42.4 ^0_*AwIcN  
而  F= }QU9+<Z[r  
     F= F nyWA(%N1  
%6j|/|#]  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N +Pd&YfU9  
?7 e|gpQ|  
.Qg!_C  
z9}rT<hy  
⑶.   初步确定轴的最小直径 ;{ u{F L  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 "IA[;+_"  
f50qA;7k  
.^>[@w3  
             I& l1b>  
     从动轴的设计 aR6?+`6<  
       y8HLrBTza  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, C18pK8-  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M _v{,vLH  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 AR\>P  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ](a*R  
        d2=252.5 A8&yB;T$y  
而  F= j*t>CB4  
     F= F 4Z)`kS} =]  
/Mb?dVwA  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 5\8Ig f>  
;X<#y2`  
Ck8`$x&t  
W Y_}D!O  
⑶.   初步确定轴的最小直径 x.qn$?3V]  
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 %Js3Y9AL C  
:P #   
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 +Gqh  
查表,选取 ;Xg6'yxJ  
wUHuykF  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 kU$P?RD  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 .",E}3zn  
zB/$*Hd  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 m663%b(5>  
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  。 I~y[8  
u4bPj2N8I  
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. h.>6>5$n  
vNlYk  
            D        B                轴承代号     28JWQ%-  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     A1e|Y  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     "P\k_-a'  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     hu%rp{m^,  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     VJ;n0*/  
QE[ETv  
     PeEf=3  
|VbF&*v`  
     U4qp?g+:  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 x!fvSoHp  
    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, He}qgE>Us  
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.     <\eHK[_*  
u:tLO3VfJ  
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. vS%o>"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, S~0 mY} m  
高速齿轮轮毂长L=50,则 ba& \~_4  
=Y#)c]`  
L=16+16+16+8+8=64 o7<pI8\  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. qFp }+s  
gfG Mu0FjB  
5.    求轴上的载荷   8X!^ 2B}J  
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, eE5U|y)_  
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. sYM3&ikyHI  
#]<j.Fc`  
0FD#9r  
u!?cKZw  
Eh&*"&fHR  
K.4t*-<`[  
ce!0Ws+  
{;1Mud  
ysm)B?+k  
     )w_0lm'v{r  
Gh}sk-Xk=  
传动轴总体设计结构图: TbbtD"b?  
     e2CjZ"C  
                             ts/ rV#s~  
z}&w7 O#   
                             (主动轴) VCfa<hn  
!4TMgM  
XoEiW R  
        从动轴的载荷分析图: $K>'aI;|  
Rl90uF]8  
6.     校核轴的强度 kbS+ 3#+  
根据 *-"DZ  
== k2DT+}u7G  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 'z7,)Q&8  
查表15-1得[]=60MP - `F#MN  
〈 []    此轴合理安全 N@Pf\D  
},G6IuH%  
8、校核轴的疲劳强度. Bc3(xI'>J  
⑴.   判断危险截面 `7$0H]*6  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. 0V6gNEAUg  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 N GP}Z4  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 @)=\q`vV  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 #AHX{<  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 #vCtH2  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 +EG?8L,z  
截面上的弯曲应力 at"-X?`d  
 V9\g?w  
截面上的扭转应力 S_?{ <{  
== ) Zud|%L  
轴的材料为45钢。调质处理。 j6<o,0P  
由课本得: sbn|D\p  
           ~k>H4hV3  
因             x9S~ns+r  
经插入后得 zzOc # /  
2.0         =1.31 <^>O<P:v  
轴性系数为 C3 >X1nU  
       =0.85 40,u(4.m*  
K=1+=1.82 S%J$.ge  
    K=1+(-1)=1.26 g2Pa-}{  
所以               }4G/x;D  
<j CD^  
综合系数为:    K=2.8 Yzo_ZvL  
K=1.62 /4x3dwXW@  
碳钢的特性系数        取0.1 +b@KS"3h  
   取0.05 d +0(H   
安全系数 ( -^-  
S=25.13 #+$pE@u7A  
S13.71 \$;Q3t3  
≥S=1.5    所以它是安全的 K??(>0Qr}r  
截面Ⅳ右侧 $&IF#uDf  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 kB~KC-&O  
'Pk1 4`/  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 vb^/DMhz  
z*,P^K 0T  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 U Px7u%Do  
c*F'x-TH  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 ,EhQTVJ  
截面上的弯曲应力   l6o?(!:!%  
截面上的扭转应力 DVNx\t  
==K= f0 iYP   
    K= ;&="aD  
所以                 fd Vye|%  
综合系数为: ;yd[QT<I<  
K=2.8    K=1.62 "p,TYjT?R  
碳钢的特性系数 lJZ-*"9V  
    取0.1       取0.05 }~/u%vI@M5  
安全系数 $:&?!>H  
S=25.13 F"2rX&W  
S13.71 T\}?  
≥S=1.5    所以它是安全的 xOfZ9@VU  
M@)^*=0H  
9.键的设计和计算 4DGc[  
i qLNX)  
①选择键联接的类型和尺寸 KBVW <;C$  
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. #s"|8#  
根据    d=55    d=65 Y"eR&d  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 47 ]?7GU,  
                     b=20     h=12     =50 4(2iR0N  
w?u4-GT  
②校和键联接的强度 X0G Mly  
  查表6-2得      []=110MP PWErlA:58  
工作长度  36-16=20 G'>?/l#  
    50-20=30 Ed&;d+NM  
③键与轮毂键槽的接触高度 kd0~@rPL  
     K=0.5 h=5 'j6)5WL$  
    K=0.5 h=6 %M? A>7b  
    由式(6-1)得: xw1@&QwM  
           <[] 0W}iKT[Z  
           <[] JI&ik_k3  
    两者都合适 QY$Z,#V)  
    取键标记为: X9:4oMux7  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 /Q|guJx  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 W.nQYH  
10、箱体结构的设计 Z.!tp  
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, ry99R|/d1  
大端盖分机体采用配合. o>3g<- ul  
+A 3Q$1F  
1.   机体有足够的刚度 A'jw;{8NpF  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 nMz~.^Q-  
]g}Tqf/N%  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 /3]b!lFZZ  
P:`tL)W_  
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm G/cE2nD  
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 *ud"?{)Z  
IUK !b2!`  
3.   机体结构有良好的工艺性. N.j?:  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. J~\`8cds  
O(P ,!  
4.   对附件设计 627xR$U~  
A  视孔盖和窥视孔 T(n<@Ac]V  
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 7mUpn:U  
B  油螺塞: J}c`\4gD  
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。 d{~5tv- H  
C  油标: $ N7J:Q  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 'yrU_k,h  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. !;[cm|<E  
QvPG 6A]T  
D  通气孔: ;,z[|"y  
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. #5Zf6w  
E  盖螺钉: ]GSs{'Uh B  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 3n\eCdV-b<  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. b[mAkm?9+1  
F  位销: W ix/Az  
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. jjs1Vj1@<  
G  吊钩: C>1fL6ct  
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. @A-*XJNS":  
=*ZQGM3w  
减速器机体结构尺寸如下: c5jd q[0  
d8Keyi8[  
名称    符号    计算公式    结果     ,g2oqq ?  
箱座壁厚                10     vCPiT2G  
箱盖壁厚                9     upD 2vtU  
箱盖凸缘厚度                12     =z=$S]qN  
箱座凸缘厚度                15     (3H'!P7|~  
箱座底凸缘厚度                25      3,7SGt r  
地脚螺钉直径                M24     EQ;,b4k?&g  
地脚螺钉数目        查手册        6     im}=  
轴承旁联接螺栓直径                M12     _~^JRC[q  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     Ym)8L.  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     x{$~u2|  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     4bT21J37  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     p@/i e@DX  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 LuLnmnmB  
    22 %*>ee[^L ,  
    18     ZTq"SQ>ym  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 L(a){<c  
    16     sQBl9E'!be  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     U\_-GS;1  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     |"7^9(  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     Bt8   
机盖,机座肋厚                9    8.5     Z+zx*(X  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) ;:w?&4  
150(3轴)     q#8$@*I  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) !,f#oCL  
150(3轴)     Rf &~7h'+  
     4 Ar\`{c>  
11. 润滑密封设计 B/*`u  
Sdc yL%6!  
    对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. ~"<AYJlO  
    油的深度为H+ sj)$o94=  
         H=30  =34 s'&/8RR  
所以H+=30+34=64 uC _&?  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 FfDe&/,/  
      CB<i  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 pa7Iz^i  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     |@}Yady@C  
    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 zi^T?<t  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 6[-N})  
     L_>j SP  
12.联轴器设计 ^Fy{Q*p`(  
kc0YWW Q-:  
1.类型选择. $1Lm=2;U  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 PMDx5-{A/t  
2.载荷计算. QzjLKjl7p4  
公称转矩:T=95509550333.5 t%<@k)hd~G  
查课本,选取 R7/"ye:7J  
所以转矩   4X0k1Fw)Y  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 cU,]^/0Y  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm ~w<u!  
B2QC#R  
四、设计小结 K_@[%  
    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。 &^R0kCF`  
    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。 "V|1w>s  
五、参考资料目录 hf2Q;n&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; dS7?[[pg9  
[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; NJEubC?  
[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; mk)F3[ ke  
[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; vOb=>  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 Iz'*^{Ssm  
[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; 82w='~y  
[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? %P!6cyQS  
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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