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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 FGRG?d4?h  
                 hHqsI`7c  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         uBBW2  
                 6T A2  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) /Oa.@53tK6  
 2dBjc{  
目   录 D$bJs O  
     bn"z&g   
一    课程设计书                            2 BjbpRQ,  
\E2S/1p  
二    设计要求                              2 Zq"wq[GCN  
^VlPnx8y=  
三    设计步骤                              2 T ^z M m  
     kZvh<NFh_  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 &pLCN[a  
    2. 电动机的选择                                4 \G &q[8F\  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 Qx !! Ttd{  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 jh.e&6  
    5. 设计V带和带轮                              6 h5m6 )0"  
    6. 齿轮的设计                                  8 KXga {]G:  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 ),+u>Os&  
    8. 键联接设计                                  26 "0l7%@z*)q  
    9. 箱体结构的设计                              27 55|.MXzq  
    10.润滑密封设计                                30 >CPoeIHK  
    11.联轴器设计                                  30 gT4H? #UB  
     |oJ R+  
四    设计小结                              31 t%>x}b"2T  
五    参考资料                              32 cK+y3`.0  
]%/a'[  
一. 课程设计书 @V# wYt  
设计课题: ZE>!]# ,  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V H!ISQ8{V  
表一: 2T#>66^@q  
         题号 7u7 <"?v=  
Qz?r4kR  
参数    1     w*s#=]6  
运输带工作拉力(kN)    1.5     Z8Il3b*)  
运输带工作速度(m/s)    1.1     M 4TFWOC1  
卷筒直径(mm)    200     * E3 c--  
Dhe ]f#d  
二. 设计要求 #>byP?)n  
1.减速器装配图一张(A1)。 iVGc\6+'  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 k@= LR  
3.设计说明书一份。 p~THliwd  
IKV:J9  
三. 设计步骤 N%&D(_  
    1.  传动装置总体设计方案 HR83{B21  
    2.  电动机的选择 vVi))%&S(  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 O6pL )6d  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 xiPP&$mg  
    5.  “V”带轮的材料和结构 f@a@R$y  
    6.  齿轮的设计 5U/1Z{  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 hq^@t6!C\m  
    8、校核轴的疲劳强度 P>t[35/1  
    9.  键联接设计 [#R<Z+c  
    10.  箱体结构设计 XK5qE"  
    11. 润滑密封设计 s GP}>w-JZ  
    12. 联轴器设计 R'q:Fc  
     _('KNA~  
1.传动装置总体设计方案: H-,RzL/  
-f-2!1&<3h  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 21BlLz  
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, pQ Y.MZSA  
要求轴有较大的刚度。 mJ|7Jc  
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 txwTJScg  
其传动方案如下: Ng} AEAFp  
        d>Z{TFY  
图一:(传动装置总体设计图) 1=t\|Th-  
RZ[r XV5  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 #?z 1cgCg  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 &n:F])`2  
     传动装置的总效率 7^J-5lY3S  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; ,SAS\!hsE  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, =R^V[zTn_  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, k'BLos1W  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 ~4mgYzOmD`  
ZC1U  
  2.电动机的选择 ?eb2T`\0Q  
>, &6zj  
    电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, I/s?] v  
    经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, uv2!][  
    则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 [D H@>:"dd  
     *s6MF{Ds  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, %XqLyeOS  
     -< 7KW0CA  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 t p.qh]2c  
     y\Z-x  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 <)]B$~(a  
                                                  AX%9k  
d+|8({X]D8  
方案    电动机型号    额定功率 -NVk>ENL4  
P y)v'0q  
kw    电动机转速 -9U'yL90B  
    电动机重量 Wv"[,5 Z13  
N    参考价格 *4^!e/  
元    传动装置的传动比     MWCP/~>a2  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     nYuZg6K  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     u+zq:2)H6  
  xnu|?;.}!  
   中心高 Ox&g#,@h  
        外型尺寸 HFx8v!^5N  
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     3yXF| yV  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     7;n'4LIa9  
;1cX|N=  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 "$#x+|PyC  
z1LATy  
(1)       总传动比 E<a~ `e  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 CPGXwM=   
    (2)       分配传动装置传动比 1H @GwQ|<=  
    =× =?57*=]0M  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 -)?~5Z   
    为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 {P(Z{9u%  
4.计算传动装置的运动和动力参数 a'Qy]P}'Ug  
(1) 各轴转速 r}QW!^F  
  ==1440/2.3=626.09r/min a7q-*%+d5  
  ==626.09/5.96=105.05r/min Xig+[2zS  
(2) 各轴输入功率 tGD$cBE  
    =×=3.05×0.96=2.93kW Xt8;Pl  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW iYv6B6o/99  
    则各轴的输出功率:   0sq/_S  
=×0.98=2.989kW bs]ret$?(q  
=×0.98=2.929kW Eln"RKCt}9  
各轴输入转矩 (>>pla^  
   =××  N·m qEf )TW(  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 'mug,jM  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m C|W_j&S65  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m mb?DnP,z  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m :H\6wJ  
=×0.98=242.86N·m r,MgIv(L  
运动和动力参数结果如下表 ?i(Tc!  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ,US~p_M!  
    输入    输出    输入    输出         R8\y|p#c  
电动机轴        3.03        20.23    1440     0'|#Hi7@  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     4lb3quY$Us  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     n`68<ybl5  
'4FS.0*_  
5、“V”带轮的材料和结构 $z{HNY* 2  
  确定V带的截型 $}OU~d1q  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 ui70|  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 z8>KY/c  
      V带截型      由图6-13                        B型 D Z ~|yH  
   v>)[NAY9  
  确定V带轮的直径 L|6clGp  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm Ua V9T:)x  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s g=b[V   
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm @w6^*Z_hQ  
   v2EM| Q xp  
  确定中心距及V带基准长度 u;& `_=p  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 .(CzsupY_q  
                          360<a<1030 I LF"m;  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm :'Imz   
     yKOf]m>#  
  初定V带基准长度 1(hgSf1WH  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm x}N+vK   
       t wtGkkC  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm wXXv0OzK  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm qg:1  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 in#qV  
   PM=I  
   确定V带的根数 k%NY,(:(  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw y @Y@"y  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 4p>@UB&U  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 )/bt/,M&}  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 yW|yZ(7  
         XV%L6x  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 Lkk'y})/  
                             Sqc*u&W  
                       取Z=2 ;N]ElwP  
V带齿轮各设计参数附表 ?)4|WN|c_  
A_Sl#e  
各传动比 ;c:vz F~Q  
#5G!lbH  
    V带        齿轮     u33+ikYv  
    2.3        5.96     7F\U|kx_  
  N<Y-]xS  
2. 各轴转速n Ez<J+#)t  
    (r/min)        (r/min)     Jev@IORN\  
    626.09        105.05     .__X[Mzth3  
pl q$t/.U;  
3. 各轴输入功率 P rx_'(  
    (kw)        (kw)     ((EN&X,v  
    2.93       2.71     z>~`9Qiw'  
vj?9X5A_  
4. 各轴输入转矩 T ?PyI#G   
    (kN·m)        (kN·m)      `U(A 5  
43.77        242.86     G:u[Lk#6K  
A8c'CMEm  
5. 带轮主要参数 rm3 ~]  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         f} } Bb8  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     ]Z<{ ~  
带的根数z     uZmfvMr3  
    160        368        708        2232        B        2     E# e=<R  
G-M!I`P  
6.齿轮的设计 6<]&T lS]  
SGNi~o  
(一)齿轮传动的设计计算 JguE#ob2  
1mI)xDi9  
齿轮材料,热处理及精度 4"l(rg  
    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 {*jkx,|  
    (1)       齿轮材料及热处理 x-y=Jor  
       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 Ms^Y:,;Hi  
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 -k$rkKHZ(  
      ② 齿轮精度 2$[u&__E  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 C/!2q$  
     B Sb!{|]  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 n2(~r 'r)  
按齿面接触强度设计 wF@qBDxg  
=B<g_9d4  
确定各参数的值: LsV!Sd  
①试选=1.6 QdC>fy  
选取区域系数 Z=2.433   1|z>} xP  
     20%xD e  
    则 Z33w A?9  
    ②计算应力值环数 [R A=M  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) G _42ckLq  
    =1.4425×10h qMI%=@=  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) oh& P Q{  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 *e_ /D$SC  
    ④齿轮的疲劳强度极限 Rq4\~F?  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: InPq1AH  
    []==0.93×550=511.5 Q6.},o  
U6.$F#n  
    []==0.96×450=432         wk8XD(&  
许用接触应力   3b#KrN'  
         j24BB}mBB  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   m{R`1cN=Hg  
         =1 X*%KR4`  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 FE$)[w,m  
    =4.47×10N.m Qs;bVlp!H  
    3.设计计算 YM1@B`yWE  
①小齿轮的分度圆直径d "'6KQnpZ  
     mI"|^!L  
    =46.42 oWx! 'K6]V  
    ②计算圆周速度 v C><N  
    1.52 )W*S6}A  
    ③计算齿宽b和模数 _4.`$n/Z  
计算齿宽b HlI*an  
       b==46.42mm "hs`Y4U  
计算摸数m 61!R -  
  初选螺旋角=14 O]^E%;(]}i  
    = ]'T-6  
    ④计算齿宽与高之比 GW` 9SB  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 o1I{^7/  
=46.42/4.5 =10.32 \ J9@p  
⑤计算纵向重合度 Y}nE/bmx&9  
=0.318=1.903 4V<s"  
⑥计算载荷系数K a#j0N5<Nl  
使用系数=1 ir%/9=^d  
根据,7级精度, 查课本得 wCn W]<+  
动载系数K=1.07, zy+|)^E  
查课本K的计算公式: [gH vI  
K= +0.23×10×b Cd6^aFoK!  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 c5]^jUB6  
查课本得: K=1.35 a{Tv#P*!  
查课本得: K==1.2 =AZ>2P  
故载荷系数: =3/||b4c  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 uF@Q8 7G  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 C4Bh#C  
    d=d=50.64 1(rH5z'F  
    ⑧计算模数 gZ/M0px  
    = !:rQ@PSy9  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 .xCO_7Rd  
    由弯曲强度的设计公式 In^$+l%O[  
    ≥ Ay2Vz>{  
V\)@Yk2  
⑴   确定公式内各计算数值 V><5N;w  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m a.wRJ  
         确定齿数z ddlLS  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 <\2,7K{{+;  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 GG%j+Ed  
    Δi=0.032%5%,允许 'S@C,x%2,  
    ②      计算当量齿数 9$ UjZ$ v  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  EvQN(_  
    z=z/cos=144/ cos14=158 OYy%aA}h  
    ③       初选齿宽系数 wdl6dLu  
     按对称布置,由表查得=1 . (Q;EF`_U  
    ④       初选螺旋角 h_x"/z&  
    初定螺旋角 =14 [g_f`ZJ=  
    ⑤       载荷系数K F~{yqY5]n  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 Q[`_Y3@j  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y $&k zix  
    查得: im4V6 f;%  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 'UW7zL5  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 i&{8a3B  
     MP;7 u%   
    ⑦       重合度系数Y O<."C=1~E  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 QjF.U8  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 4TC !P}  
=14.07609 b!<?,S  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 B.0(}@  
    ⑧       螺旋角系数Y B.Ic8'  
 轴向重合度 =1.675, !-LPFy>  
    Y=1-=0.82  V:F)m!   
     ~\:+y  
    ⑨       计算大小齿轮的 :}e*3={4  
 安全系数由表查得S=1.25 x_bS-B)%Y:  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 2syKYHV  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 !)_80O1  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 C&Ow*~  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   6hAeLlU1  
    小齿轮     大齿轮 {$oZR" MP  
%+Mi~k*A'  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: BLuILE:$  
    K=0.86        K=0.93   pkjL2U:  
@H1pPr  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 0[);v/@Ho  
      []= b3<<4Vf  
      []= lmQ!q>N  
       DJ[U^dWRn  
       tJbOn$]2"  
        大齿轮的数值大.选用. j}#48{  
     h,rGa\X~0  
⑵   设计计算 M+ 8!#n  
     计算模数 9@:H9" w  
W^60BZ  
b4S7 Q"g  
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: Y>wpla[kUq  
zp,f}  
z==24.57  取z=25 pj?+cy v~  
gB71~A{J  
那么z=5.96×25=149           %Kd8ZNv  
  LN" bGe  
②   几何尺寸计算 ov*zQP  
    计算中心距     a===147.2 ,BOB &u  
将中心距圆整为110 AL&}WbUC  
Ep.,2H  
按圆整后的中心距修正螺旋角 Apa)qRJd  
qs\ & C  
=arccos D0~WK stl  
+2|X 7wA  
因值改变不多,故参数,,等不必修正.  Pb+oV  
8y/YX  
计算大.小齿轮的分度圆直径 Y%anR|  
     s7D_fv4e  
    d==42.4 C W7E2 ^P$  
W6E9  
d==252.5 iG6 ^s62z7  
i8Yl1nF  
计算齿轮宽度 )wCA8  
tA3]6SIK@  
B= "n7rbh3VW  
E )09M%fe  
圆整的       "z=A=~~<{  
+}I[l,,xy  
                                            大齿轮如上图: b+[9) B)a?  
de[c3!#1d  
[qIi_(%o  
B[S.6 "/H  
7.传动轴承和传动轴的设计 -]+ XTsL  
nyw,Fu  
1.  传动轴承的设计 OMvwmm  
i>7f9D7  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 ?*9U d  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min #CW]70H`  
T1=43.77kn.m ~Rs|W;  
⑵.  求作用在齿轮上的力 o!aKeM~|Es  
    已知小齿轮的分度圆直径为 `[jQn;  
        d1=42.4 3wX{U8mrg  
而  F= "of(,p   
     F= F =c(_$|0  
v"F.<Q  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N e,Gv~ae9  
Gyjx:EM  
B(:Kw;r?  
&A*oQ3  
⑶.   初步确定轴的最小直径 ":Kn@S'{(  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 7B"J x^  
^t*+hFEI  
zt[TShD^  
             Mpk^e_9`<  
     从动轴的设计 SV<*qz  
       QTz{ZNi!  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, r{YyKSL1*K  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M .sbU-_ij@U  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 o!q9pt  
    已知大齿轮的分度圆直径为 T 2x~fiM  
        d2=252.5 3${?!OC  
而  F= 8!VjXj"  
     F= F W ;P1T"*A  
@E,{p"{  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N w_KGn17  
a_waLH/  
F}H!vh[  
9(ZzwkD'>  
⑶.   初步确定轴的最小直径 W#u}d2mP  
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 6lT1X)  
}E*d)n|  
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 6N~ jt  
查表,选取 `DG6ollp{  
:54|Z5h|  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ;FMK>%Zq  
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 i#kRVua/  
iJ?8)}  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度  7z<!2  
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  。 ~1|sf8  
l]sO[`X  
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. s.=)p"pTd  
jph~ g*Z  
            D        B                轴承代号     Mky$#SI11  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     iL|*g3`-f  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     px//q4 U  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     @h>#cwhU  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     h,FP,w;G  
<Cg;l<$`b  
     II>X6  
+ {a  
     k_P`t[YZV  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 R^1= :<)C  
    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, o&(%:|  
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.     rt^z#2$  
?#04x70  
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. w2+RX-6Ie  
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, (g7nMrE$j  
高速齿轮轮毂长L=50,则 <i]%T~\Af)  
lz{>c.Ll[  
L=16+16+16+8+8=64 MYN1zYT6j  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. @'C)ss=kj  
2i,Jnv=sR  
5.    求轴上的载荷   aj(M{gFq~  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, {dMa&r|lp  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. *k+QX   
ec=4L@V*  
7DOAG[gH  
De>pIN;B>  
(]7@0d88  
ya:H{#%6  
1+y&n?  
-F8%U:2a  
TUpEh Q+*  
     rBr28_i   
_^P>@ ^  
传动轴总体设计结构图: PU -~7h+$  
     ]nfS vPb  
                             _ORW'(:Z  
"Ww^?"jQ)  
                             (主动轴) 0HNe44oI+D  
4a!L/m *  
<7 PtC,74  
        从动轴的载荷分析图: 29av8eW?3  
0 ?2#SM  
6.     校核轴的强度 TzK?bbgr!  
根据 :"QRB#EC%  
== mY`b|cS3p$  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 brTB /(E  
查表15-1得[]=60MP <78> 6u/W%  
〈 []    此轴合理安全 IgFz[)  
\H" (*["&  
8、校核轴的疲劳强度. Qz$.t>@V=  
⑴.   判断危险截面 rtzxMCSEU  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. E&[ox[g{  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 S:1! )7  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 \{UiGCK  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 rcyH2)Y/e  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 MaMs(  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 w^ DAu1  
截面上的弯曲应力 }'@*Olj  
[6/ %ynlP  
截面上的扭转应力 ~V./*CQ\c  
== KRXe\Sx  
轴的材料为45钢。调质处理。 `mWg$e,  
由课本得:  MT&i5!Z  
           CV& SNA  
因             S8]g'!  
经插入后得 V'6%G:?0a  
2.0         =1.31 }NYsKu_cM  
轴性系数为 3b[_0  
       =0.85 _C*}14 "3  
K=1+=1.82 h,#AY[Q  
    K=1+(-1)=1.26 JgxOxZS`@  
所以               |5FyfDaFBX  
/Wj9Stj5  
综合系数为:    K=2.8 sXfx[)T<  
K=1.62 rsc8lSjH  
碳钢的特性系数        取0.1 r-!8in2  
   取0.05 @0)bY*njj  
安全系数 VTV-$Du[}  
S=25.13 qQ|v~^  
S13.71 \?GMtM,  
≥S=1.5    所以它是安全的 ~5JXY5 *o  
截面Ⅳ右侧 )fC^h=Qp  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 @,s[l1P  
Z&21gN  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 $)\ocsO  
R_ Z H+@O  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 *.i` hfRc  
:Tjo+vw7$H  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 YxsW Y7J  
截面上的弯曲应力   g.,IQ4o  
截面上的扭转应力 jt;,7Ek  
==K= 9cj:'KG)!  
    K= yCm iW %L4  
所以                 ~A6QX8a  
综合系数为: ,rG$JCS'KQ  
K=2.8    K=1.62 3 D+dM0wM  
碳钢的特性系数 <)"Mi}Q[)p  
    取0.1       取0.05 Ao=.=0os  
安全系数 hDfsqSK0 /  
S=25.13 ^TDHPBlG  
S13.71 4wK!)Pwq  
≥S=1.5    所以它是安全的 M#2DI?S@  
9?]4s-~  
9.键的设计和计算 CRS/qso[Q'  
y=q\1~]Z  
①选择键联接的类型和尺寸 1'}~;?_  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. yyBy|7QgO  
根据    d=55    d=65 zQD$+q5h  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 pYVQ-r%QF  
                     b=20     h=12     =50 (uRAK  
:~g=n&x  
②校和键联接的强度 ]X{LZYk  
  查表6-2得      []=110MP Dmn6{jy P  
工作长度  36-16=20 qL3*H\9N  
    50-20=30 =cg0o_q8  
③键与轮毂键槽的接触高度 *R8q)Q  
     K=0.5 h=5 A-4\;[P\  
    K=0.5 h=6 Joe k4t&0<  
    由式(6-1)得: Lymy/9  
           <[] Rl-Sr  
           <[] `|Tr"xavf  
    两者都合适 8g&uCv/Uk  
    取键标记为: s8eFEi  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 r1xN U0A  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 >* dqFZF  
10、箱体结构的设计 =3l%ZL/  
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, 1_*o(HR  
大端盖分机体采用配合. 2et7Vw  
.J'}qkz~  
1.   机体有足够的刚度 tec CU[O  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 g/'MECB  
!{"{(h)+@  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 _KC()OIeC  
(*BQd1Z  
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 27G6C`}  
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 z4{ H=  
591Syyy  
3.   机体结构有良好的工艺性. 9:IVSD&"Rf  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. DNC2]kS<  
R/xeC [r  
4.   对附件设计 F3i+t+Jt  
A  视孔盖和窥视孔 V- Oy<  
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 iLNKC'  
B  油螺塞: x{j|Tf3,G  
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。 vc5g 4ud  
C  油标: (%YFcE)SRS  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 {-09,Q4[&  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. -: dUD1  
;1A4p`)  
D  通气孔: u4, p.mZtb  
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. f3[gA Y  
E  盖螺钉: D:/^TEib  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 V^As@P8,'(  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. F /IXqj  
F  位销: HSE9-c =  
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. ,dLh`t<\  
G  吊钩: K}L-$B*i  
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. ~q5"'  
7H %>\^A^  
减速器机体结构尺寸如下: mADq_` j  
py6|uGN  
名称    符号    计算公式    结果     #qtAFIm'  
箱座壁厚                10     ?YOH9%_cs  
箱盖壁厚                9     =c"`>Vi@d  
箱盖凸缘厚度                12     5IE2&V  
箱座凸缘厚度                15     o['HiX  
箱座底凸缘厚度                25     waz)jEk  
地脚螺钉直径                M24     hOx'uO`x(  
地脚螺钉数目        查手册        6     Gt3V}"B3\  
轴承旁联接螺栓直径                M12     `lX |yy"  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     uQ=p } w  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     J=JYf_=4bc  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     xT6&;,|`  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     n,q+EZd  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 <C`qJP-  
    22 AKk6kI8F  
    18     dbQUW#<Q  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 R@ N I  
    16     8D@H4O.  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     rlEEf/m:  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     $1y8gm  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     ze@NqCF  
机盖,机座肋厚                9    8.5     X`JWYb4  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) xb1 i{d  
150(3轴)     ?5_~Kn%2  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) *$~H=4t  
150(3轴)     u.ubw(vv  
     qpjtF'  
11. 润滑密封设计 A[`c2v-hF  
2oyTS*2u_&  
    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. #9M6 q  
    油的深度为H+ uu@Y]0-  
         H=30  =34 PY- 1 oP  
所以H+=30+34=64 6A&e2K>A  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 ~47Bbom  
     (C>FM8$J  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 #RT}-H  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     78zjC6}`  
    密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太  AV{3f`  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 ARvT  
     +aR.t@D+"Y  
12.联轴器设计 Z M_ 6A1  
&.J8O+  
1.类型选择. &D0suK#  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 zO8`xrN!  
2.载荷计算. __o`+^FS  
公称转矩:T=95509550333.5 8|*#r[x  
查课本,选取 41Bp^R}^/  
所以转矩   hqrI%%  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 5mxHOtvtWM  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 29]-s Utqv  
XHU&ix{Od  
四、设计小结 7ADh  
    经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 GG%X1c8K  
    我觉得,虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距,但我想至少是自己动手了,并且通过这次设计,使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处,懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此,我想在剩下的一年半时间里,我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高,拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点,一定要努力的去改进、提高它,这样自己才会不断的进步,虽然“人无完人”,但我想我们不断的改进、提升自己,最后会使自己成为比现在的自己更强,更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 U  ?'$E\  
五、参考资料目录 ii&{gC  
[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; B w?Kb@  
[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; l,AK  
[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; o_; pEe  
[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; <{ !^  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 =+;1^sZ  
[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; -wv5c  
[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? nTrfbK@  
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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