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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 aq/Y}s?  
                 Y6? mY!  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                          ^-*Tn  
                 Mqf}Aiqk;  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) zRE8299%z  
p<fgUVR  
目   录 FK >8kC  
     )u/ ^aK53^  
一    课程设计书                            2 R6Z}/m  
L{%a4 Ip  
二    设计要求                              2 T1!Gr!=  
7oLf5V1~  
三    设计步骤                              2 f%[ukMj&  
     n9fA!Wic  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 %R*vSRG/U  
    2. 电动机的选择                                4 't?7.#,6O  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 Il`k]XM  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 J}_Dpb[L  
    5. 设计V带和带轮                              6 g74z]Uj.B  
    6. 齿轮的设计                                  8 -hFyqIJW  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 Cm<j*Cnl  
    8. 键联接设计                                  26 bKMR7&e.Ep  
    9. 箱体结构的设计                              27 C 3XZD4.2  
    10.润滑密封设计                                30 {$1$]p~3 o  
    11.联轴器设计                                  30 H?(SSL  
     dtnet_j  
四    设计小结                              31 `CEj 4  
五    参考资料                              32 =<zSF\Zr_  
P(gVF |J?  
一. 课程设计书 ytV)!xe  
设计课题: SP?U@w%}  
    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 e=jT]i*cU  
表一: QT= ,En  
         题号 3) c K*8#  
46P6Bwobh  
参数    1     i|]Va44  
运输带工作拉力(kN)    1.5     ~z _](HKoS  
运输带工作速度(m/s)    1.1     O][Nl^dl  
卷筒直径(mm)    200     3AQ>>)T~  
V>jhGf  
二. 设计要求 8u'O` j  
1.减速器装配图一张(A1)。 6^IqSNn-  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 X})Imk7&E  
3.设计说明书一份。 MjXE|3&  
waWKpk1Wo  
三. 设计步骤 ,Lun-aMd  
    1.  传动装置总体设计方案 6;[/ 9  
    2.  电动机的选择 y-\A@jJC5  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 1^f.5@tV  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 71.\`'  
    5.  “V”带轮的材料和结构 it\DZGsg  
    6.  齿轮的设计 ]dbSa1?  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 5%Oyvt]}2  
    8、校核轴的疲劳强度 yB4H3Q )  
    9.  键联接设计 8lWH=kA\  
    10.  箱体结构设计 >'}=.3\  
    11. 润滑密封设计 Vl 19Md  
    12. 联轴器设计 6snOMa GRu  
     {s8U7rmML  
1.传动装置总体设计方案: S2 "=B&,}  
EwD3d0udL  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 WfDX"rA  
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, mo;)0Vq2l  
要求轴有较大的刚度。 46K&$6eN  
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 y5/'!L)g  
其传动方案如下: Zv|p>q`R2  
        2\nN4WL 5.  
图一:(传动装置总体设计图) IObx^N_K  
MZ5Y\-nq\  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 J}(6>iuQY?  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 {+"g':><  
     传动装置的总效率 sp=OT-Pfp  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; AUxM)H  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, )>y k-  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, N~):c2Kp<9  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 iIsEQh  
JYwyR++uo  
  2.电动机的选择 ms}f>f=  
@q&|MMLt  
    电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, =9pw uH  
    经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, l@N;sI<O-  
    则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 l801` ~*gO  
     JAlU%n?R  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, \T`["<  
     -!J2x 8Ri  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 ,\o<y|+`S  
     T~%H%O(F  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 /Fv/oY  
                                                  F&QTL-pQW  
)RwBg8  
方案    电动机型号    额定功率 <t{?7_ 8  
P 2yln7[a  
kw    电动机转速 %M{k.FE(  
    电动机重量 ~n[b^b  
N    参考价格 ,Z>wbMJig  
元    传动装置的传动比     2yN%~C?$  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     U_}7d"<| ?  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     .3VK;au\\  
  `,wc Q  
   中心高 #(%t*"IY;  
        外型尺寸 ~{L.f94N  
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     yjEI/9_  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     V43nws "4  
[N)#/ 6j  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 GS\%mPZ  
1GtOA3,~;-  
(1)       总传动比 `gBD_0<T7  
    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 ;rd6ko  
    (2)       分配传动装置传动比 24|  
    =× M h`CP  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 +}Xr1fr{jw  
    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 XQ]`&w(  
4.计算传动装置的运动和动力参数 >']+OrQH  
(1) 各轴转速 q0&Wk"X%rr  
  ==1440/2.3=626.09r/min Lf >YdD  
  ==626.09/5.96=105.05r/min x6LjcRS|  
(2) 各轴输入功率 ||uZ bP@  
    =×=3.05×0.96=2.93kW o2DtCU-A  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW xE%O:a?S  
    则各轴的输出功率:   z@zD .  
=×0.98=2.989kW jm[}M  
=×0.98=2.929kW ?>sQF4 V"  
各轴输入转矩 Bn\l'T  
   =××  N·m tNU-2r   
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· MDk*j,5V  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m Hk,lX r  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m /Zc#j^_  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m |U#DUqw  
=×0.98=242.86N·m Y2<dM/b/  
运动和动力参数结果如下表 =f>HiF  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     )o{VmXe@@  
    输入    输出    输入    输出         UxyY<H~Wx  
电动机轴        3.03        20.23    1440     C` pp  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     N[pZIH5ho=  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     Gz ?2b#7v  
RU6KIg{H  
5、“V”带轮的材料和结构 2B^~/T<\  
  确定V带的截型 K"L_`.&Q  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 rJ DnuR  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 c<?[d!vI  
      V带截型      由图6-13                        B型 ?w*yW;V`  
   i3\~Qj;1  
  确定V带轮的直径 1]j^d  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm x=.tiM{#  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 7,*%[#-HE  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm \m f*ge\  
   402x<H  
  确定中心距及V带基准长度 jeq:  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 u, eZ6  
                          360<a<1030 lV\lj@  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm SG:bM7*1'  
     H d*}k6  
  初定V带基准长度 7:TO\0]2n  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm Lj8)' [K"  
       hT'=VN  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm /PXioiGcs  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm 'seyD  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 MLV:U  
   r,4lqar;E  
   确定V带的根数 1* ^'\W.  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw $o.Kn9\  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 Cp^g'&  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 U'y,YtF@  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 'a#mViPTQ)  
         U]1(&MgV  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 J B^Q\;$  
                             i.y=8GxY  
                       取Z=2 G`F8!O(  
V带齿轮各设计参数附表  F~6#LT  
b}@(m$W  
各传动比 WhFS2Jl0  
]GX \|1L  
    V带        齿轮     H-I{-Fm  
    2.3        5.96     |CIC$2u  
  'eyJS`  
2. 各轴转速n YTQps&mD.  
    (r/min)        (r/min)     M4KWN'  
    626.09        105.05     /syVGmS'M  
Gf0,RH+  
3. 各轴输入功率 P lZW K2  
    (kw)        (kw)     __I/F6{ 9V  
    2.93       2.71     nN aXp*J  
HI`q1m.  
4. 各轴输入转矩 T +@<KC  
    (kN·m)        (kN·m)     j1q[c,  
43.77        242.86     XV>&F{  
!VP %v&jKm  
5. 带轮主要参数 l?8)6z#Zl  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         |cDszoT /  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     2r&R"B1`(  
带的根数z      ^$-Ye]<  
    160        368        708        2232        B        2     }$kQs!#  
aDL*W@1S  
6.齿轮的设计 = 96P7#%  
p!zJ;rh)  
(一)齿轮传动的设计计算 j U[ O  
A6{b?aQ  
齿轮材料,热处理及精度 g=l:cVr8y  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 u6Je@e_!  
    (1)       齿轮材料及热处理 W3rl^M=r  
       ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 .lNs4e  
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 2p!"p`b~  
      ② 齿轮精度 wO.iKX;  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 qAY%nA>jO  
     ?La Ued'  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 VDGCWg6z  
按齿面接触强度设计 zt=0o| k  
EQ<RDhC@b  
确定各参数的值: 6!q#x[A  
①试选=1.6 -#s [F S  
选取区域系数 Z=2.433   M4m$\~zf  
     8VQ 24r  
    则 H'=(`  
    ②计算应力值环数 wy,p&g)>  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) P"_$uO(5x  
    =1.4425×10h ;V5yXNQ   
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) -\,zRIOK  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 p'94SXO_  
    ④齿轮的疲劳强度极限 Ysi  g T  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: )G1P^WV4  
    []==0.93×550=511.5 0?0Jz  
beXNrf=bG  
    []==0.96×450=432         ]; Wx  
许用接触应力   ?rYT4vi  
         1.U`D\7mb  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   fJAnKUF)  
         =1 [I;^^#'P  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 P\nC?!Q%c  
    =4.47×10N.m k1 -~  
    3.设计计算 qe$^q  
①小齿轮的分度圆直径d (C;I*cv  
     1|r,dE2k9  
    =46.42 LiQgR 6j  
    ②计算圆周速度 xiblPF_n3  
    1.52 I=DxRgt  
    ③计算齿宽b和模数 t.Nb? /  
计算齿宽b &>g'$a<[  
       b==46.42mm dt}_D={Be  
计算摸数m E:`v+S_h  
  初选螺旋角=14 O$u"/cwe*  
    = "Z=5gj  
    ④计算齿宽与高之比 U_GgCI)  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 >slm$~rv  
=46.42/4.5 =10.32 q`NXJf=sc  
⑤计算纵向重合度 DL'iS  
=0.318=1.903 e4>"92hX  
⑥计算载荷系数K UBv@+\Y8m  
使用系数=1 ?:{sH#ua  
根据,7级精度, 查课本得 @=j WHS  
动载系数K=1.07, kX`[Y@nUN  
查课本K的计算公式: <S75($  
K= +0.23×10×b !k3e\v|  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 VZ& A%UFC  
查课本得: K=1.35 \b=Pj!^gwb  
查课本得: K==1.2 :#k &\f-Y  
故载荷系数: _5 ^I.5Z3  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 }Ew hj>w  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 NEt1[2X%  
    d=d=50.64 Fs_]RfG  
    ⑧计算模数 zq+o+o>xo  
    = uDw.|B2ui  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 l5xCz=dw  
    由弯曲强度的设计公式 $$APgj"|<  
    ≥ %p^.|Me7  
dovZ#D@Q  
⑴   确定公式内各计算数值 sg'pO*_&  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m ;V^pL((5J  
         确定齿数z 2*"Fu:a"`I  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 !-`Cp3gqHr  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 zZcnijWb  
    Δi=0.032%5%,允许 tE6!+c<7  
    ②      计算当量齿数 D8&`R  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  #U8rO;$  
    z=z/cos=144/ cos14=158 xx{!3 F  
    ③       初选齿宽系数 J^R=dT!  
     按对称布置,由表查得=1 oi}i\: hI  
    ④       初选螺旋角 yRp"jcD  
    初定螺旋角 =14 wo_,Y0vfB  
    ⑤       载荷系数K BH]Ynu&o  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 ^7zu<lX  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y 8k q5ud  
    查得: _@S`5;4x  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 m]i @ +C  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 !EUan  
     ARcB'z\r  
    ⑦       重合度系数Y .ERO|$fv  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 .920{G?l5  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 `Al;vVMRO  
=14.07609 4_Dp+^JF  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 [Nn`l,  
    ⑧       螺旋角系数Y g&/T*L  
 轴向重合度 =1.675, gbVdOm  
    Y=1-=0.82 __mF ?m  
     ODZ|bN0>  
    ⑨       计算大小齿轮的 4pw6bK,s2\  
 安全系数由表查得S=1.25 87hq{tTs]  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 =zQN[  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 KYzv$oK  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 y;/VB,4V  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   YPHS 1E?  
    小齿轮     大齿轮 Eke5Nb  
n:MdYA5,m  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: vpmj||\-  
    K=0.86        K=0.93   A}eOFu`  
95el'K[R  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 I? ,>DHUX  
      []= Lemui)  
      []= M4as  
       )1X#*mCxk  
       &b:1I 7Cp*  
        大齿轮的数值大.选用. 8OgLn?"P  
     '],J$ge  
⑵   设计计算 SdD6 ~LS  
     计算模数 ]+X@ 7  
0_88V  
m*JaXa  
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: yPq'( PV  
GSH>7!.#  
z==24.57  取z=25 F$)[kP,wtO  
O({2ivX  
那么z=5.96×25=149           1I:+MBGin  
  ~3<> 3p  
②   几何尺寸计算 EFz&N\2  
    计算中心距     a===147.2 Mo^ od<  
将中心距圆整为110 ;+"+3  
yqPdl1{Qr=  
按圆整后的中心距修正螺旋角 M3.do^ss  
YPxM<Gfa8  
=arccos WlU0:(d  
7 qS""f7  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. dkz=CY3p%X  
>7 ="8  
计算大.小齿轮的分度圆直径 &v@a5L  
     X(NLtO w  
    d==42.4 uA< n  
Hl,W=2N  
d==252.5 W)bLSL]`E  
?32&]iM oW  
计算齿轮宽度 7<*yS310  
^~etm  
B= j:v@pzTD  
NCDvo bYJ  
圆整的       `x*Pof!Io  
Fe4(4  
                                            大齿轮如上图: 5?x>9C a  
M!o##* *`  
-Fe?R*-g  
Vh4X%b$TV  
7.传动轴承和传动轴的设计 ~nay"g:  
'd9INz.  
1.  传动轴承的设计 8A})V8  
t7aefV&_,  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1  tVN  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min EFM5,gB.m  
T1=43.77kn.m eceP0x  
⑵.  求作用在齿轮上的力 %WjXg:R  
    已知小齿轮的分度圆直径为 A PEE ~  
        d1=42.4 JkbQyn  
而  F= Wi)_H$KII  
     F= F ~x1$h#Cx'  
;@oN s-  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N `r9!zffyS  
W:pIPDx1=!  
#cI{Fe0h  
, s"^kFl  
⑶.   初步确定轴的最小直径 p$] 3'jw  
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 H&-zZc4\  
},{$*f[  
zBzZxK>$  
             9sYMSc~Bm  
     从动轴的设计 )"7iJb<E  
       +V{kb<P  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, 9y"@(  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M +nFu|qM}  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 _Tm3<o.  
    已知大齿轮的分度圆直径为 qm/22:&v5  
        d2=252.5 <h0?tv]  
而  F= |ATvS2  
     F= F f.KN-f8<F  
Ng2twfSl$  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 'c9]&B  
.WZ^5>M-  
4V)kx[j  
"R;U/+  
⑶.   初步确定轴的最小直径 8e1UmM[  
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 EE06h-ns  
#A JDWelD  
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 (R=:X+ k  
查表,选取 KQ% GIz x  
I-]?"Q7Jz  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 7x|9n  
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 g}k`o!q  
98IJu  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 KQ!8ks]  
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  。 y.mda:$~=  
he;dq)-e9  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. IL#"~D?  
}HYbS8'  
            D        B                轴承代号     PR#exm&  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     9<6;Hr,>G  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     X9W@&zQ  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     823Y\x~>  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     Qb-M6ihcc  
'}53f2%gKa  
     %rL.|q9  
K7_UP&`=J  
     7W Ly:E"  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 [Kg+^N% +  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, /|6N*>l)y  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     S6Q  
q$d>(vb q  
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. JzQ_{J`k  
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, t6 "%3#s  
高速齿轮轮毂长L=50,则 %HhnSi1K  
l`lk-nb  
L=16+16+16+8+8=64 ^eY!U%.  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. cKca;SNql1  
S%;O+eFYb  
5.    求轴上的载荷   'x#~'v*  
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, yW=::=  
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. zZPO&akB"  
C`hU]  
o q Xg  
Cw3 a0u  
G5BfNU  
#jvtUS\  
TQF| a\M'  
~g]Vw4pv  
.5_2zat0H  
     T4Uev*A  
 JYI,N  
传动轴总体设计结构图: lfow1WRF  
     V+Y%v.F  
                             g wRZ%.Cn  
=4YhG;%  
                             (主动轴) 0 1rK8jX  
6xx ?A>:  
7;(`MIFXs  
        从动轴的载荷分析图: q"lSZ; 'E  
,?%Zc$\LW  
6.     校核轴的强度 Ty?cC**  
根据 E<Y$>uKA  
== _ ]ip ajT  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 D;*SnU(9L  
查表15-1得[]=60MP "%w u2%i  
〈 []    此轴合理安全 ?dg [:1R}  
m+[Ux{$  
8、校核轴的疲劳强度. IFL*kB   
⑴.   判断危险截面 Ynj,pl  
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. &K#M*B ,*p  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 v@L;x [Q  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 p8O2Z? \  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 Q(?#'<.#  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 +~$ ]} %  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 aeJHMHFc  
截面上的弯曲应力 B~ GbF*j  
M5X&}cN6  
截面上的扭转应力 U%QI a TN*  
== #=A)XlZMd  
轴的材料为45钢。调质处理。 XNkn|q2  
由课本得: 6A-|[(NS  
           ]w8(&,PP  
因             R__OP`!  
经插入后得 \~$#1D1f  
2.0         =1.31 8Fu(Ft^9  
轴性系数为 |/{=ww8|  
       =0.85 g8% &RG  
K=1+=1.82 ;N0XFjdR  
    K=1+(-1)=1.26 qo bc<-  
所以               29.h91  
@qAS*3j  
综合系数为:    K=2.8 }Zn}  
K=1.62 S4z;7z(8+  
碳钢的特性系数        取0.1 yvB.&<]No  
   取0.05 3F2w-+L  
安全系数 bWU' cw  
S=25.13 tT_\i6My  
S13.71 \_f(M|  
≥S=1.5    所以它是安全的 T(Eugl"  
截面Ⅳ右侧 )3EY;  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 hz@bW2S.  
W^l-Y %a/o  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 1oGw4kD^x  
>|UOz&  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 Yc?*dUV  
Tyx_/pJT  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 h S&R(m  
截面上的弯曲应力   zQd 2  
截面上的扭转应力 1mG-}  
==K= -uf|w?  
    K= eeB{c.#  
所以                 /PIcqg  
综合系数为: zK@@p+n_#.  
K=2.8    K=1.62 ?6WY:Zec@  
碳钢的特性系数 `b$.%S8uj=  
    取0.1       取0.05 N<}5A%  
安全系数 SwMc pNo  
S=25.13 6j}9V L77  
S13.71 0 kW,I  
≥S=1.5    所以它是安全的 +CNv l  
UJ   
9.键的设计和计算 .?$gpM?i  
(9dl(QSd  
①选择键联接的类型和尺寸 ]c'A%:f<  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. 4Fr  
根据    d=55    d=65 5=ryDrx  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 jse&DQ  
                     b=20     h=12     =50 eJ-nKkg~a  
A*BeR0(  
②校和键联接的强度 61U09s%\0  
  查表6-2得      []=110MP \dah^mw"  
工作长度  36-16=20 nU7[c| =  
    50-20=30 6Z"X}L,*  
③键与轮毂键槽的接触高度 x[e<} 8'$(  
     K=0.5 h=5 _H@DLhH|=  
    K=0.5 h=6 qIT@g"%}t  
    由式(6-1)得: 7@W>E;go  
           <[] ;aVZ"~a+\  
           <[] l.M0`Cn-%  
    两者都合适 3=oDQ&UFt  
    取键标记为: c-sfg>0^  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 tQ#n${a@f  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 La[V$+Y  
10、箱体结构的设计 KMax$  
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, rYk0 ak  
大端盖分机体采用配合. ?}Y]|c^W  
p6S8VA  
1.   机体有足够的刚度 J#83 0r(-  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 1< ?4\?j  
R=\IEqqsi  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 2&cT~ZX&'  
kyV8K#}%8  
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 Zv{'MIv&v  
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 Wx#;E9=Im  
F8ulkcD  
3.   机体结构有良好的工艺性. M"L=L5OH-  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. !5!<C,U  
|Y.?_lC  
4.   对附件设计 UPGtj"2v-  
A  视孔盖和窥视孔 |DwZ{(R"W  
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 8eRLy/`gd  
B  油螺塞: 2~[juWbz  
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。 +kD R.E:  
C  油标: 19#\+LWA  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 7d\QB (~  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. /gas2k==^  
@2#lI  
D  通气孔: m4Zk\,1m.|  
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. x?<FJ"8"k  
E  盖螺钉: %"-5 <6d  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 NHE18_v5  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. G#$-1"!`  
F  位销: ia? c0xL  
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. ^ZCD ~P_=  
G  吊钩: GLODVcjf  
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. fN2lLn9/u  
4I[P>  
减速器机体结构尺寸如下: $:^td/p J  
8 FhdN  
名称    符号    计算公式    结果     2Khv>#l  
箱座壁厚                10     !<h)w#>en  
箱盖壁厚                9     ugBCBr  
箱盖凸缘厚度                12      0+8e,  
箱座凸缘厚度                15     }QmqoCAE~m  
箱座底凸缘厚度                25     r mOj  
地脚螺钉直径                M24     ;FEqe 49  
地脚螺钉数目        查手册        6     2&5K. Ui%  
轴承旁联接螺栓直径                M12     [N'h%1]\  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     lLIA w$  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     A=>u 1h69  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     H;"4 C8K7  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     V.2_i*  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 [-x7_=E#  
    22 (-co.  
    18     oL<St$1  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 qJw_  
    16     Yr|4Fl~U  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     IVmo5,&5(  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     d"Y{UE  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     c*M} N?|6  
机盖,机座肋厚                9    8.5     Bbp|!+KP{(  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) f *)Z)6E  
150(3轴)     :zR!/5  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) 6H|S;K+  
150(3轴)     &c #N)U  
     fXB0j;A  
11. 润滑密封设计 zW nR6*\  
fc@A0Hf  
    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. 048kPXm`  
    油的深度为H+ A2Tw<&Tw(  
         H=30  =34 wyG;8I  
所以H+=30+34=64 $od7;%  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 wA.\i  
     y?# Loe  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 Y\tui+?J  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     ']oQ]Yx0  
    密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 J8D,ZfPN`d  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 .e5Mnd%$M  
     1 {)Q[#l  
12.联轴器设计 :Q q#Z  
{XHh8_ ^&  
1.类型选择. ?%kV?eu'  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 ctV,Q3'Z  
2.载荷计算. y> (w\K9W  
公称转矩:T=95509550333.5 mBC+6(5V  
查课本,选取 ?1".;foZ  
所以转矩   A\;U3Zu  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 T 1t6p&  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm BORA(,  
 z$Qbj  
四、设计小结 YoE3<[KD(  
    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。 -.3w^D"l  
    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。 F5#YOck&,  
五、参考资料目录 lRdChoL$2  
[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; )CyS#j#=  
[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; `,0}ZzaV&  
[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; -{_PuJ "  
[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; !%>7Dw(kt  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 (I}v[W  
[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; Np)lIGE  
[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? Q5_o/wk  
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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