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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 d U}kimz  
                 !_i;6UVG  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         Gf<f#.5y ,  
                  Y%zYO  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) &m5FYm\  
P >>VBh?  
目   录 ;N(9nX}%)  
     q+ZN$4m  
一    课程设计书                            2 B'}pZOa[Wb  
x?6 \C-i  
二    设计要求                              2 S4O'N x  
:P/0"  
三    设计步骤                              2 ]yAOKmS  
     R!z32 <5k  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 pP|LSr Y!  
    2. 电动机的选择                                4 (8Inf_59  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 @h E7F}  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 \c(Z?`p]R1  
    5. 设计V带和带轮                              6 -\I".8"YE  
    6. 齿轮的设计                                  8 8M6wc394  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 Sv>bU4LHf  
    8. 键联接设计                                  26 #E;a ;$p  
    9. 箱体结构的设计                              27 'UFPQ  
    10.润滑密封设计                                30 cOoF +hz0O  
    11.联轴器设计                                  30 Ox%.We 5  
     +@mgb4_  
四    设计小结                              31 ]!'}{[1}  
五    参考资料                              32 qe_qag9  
HceZTe@  
一. 课程设计书 o |"iW" +  
设计课题: )YY8`\F>1  
    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 ~{00moN"m  
表一: ., =\/ C<  
         题号 AAc*\K  
[,TK"  
参数    1     aB^`3J  
运输带工作拉力(kN)    1.5     P ~rTuj  
运输带工作速度(m/s)    1.1     :=oIvSnh  
卷筒直径(mm)    200     a0)]W%F  
78h!D[6  
二. 设计要求 Eoh{+>:6  
1.减速器装配图一张(A1)。 UZ-[vD1n  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 #q9cjEd_7  
3.设计说明书一份。 #-7m@EU;O  
J/>9w  
三. 设计步骤 5J2tR6u-(  
    1.  传动装置总体设计方案 :TRhk.  
    2.  电动机的选择 i~ITRi@  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 As+^6  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 e3=-7FU  
    5.  “V”带轮的材料和结构 <d~IdK'\x  
    6.  齿轮的设计 (_nU}<y_i  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 ^X| Bzz)  
    8、校核轴的疲劳强度 Y*-dUJK-`  
    9.  键联接设计 jn._4TQ*}  
    10.  箱体结构设计 i:n1Di1~E  
    11. 润滑密封设计 V2o1~R~  
    12. 联轴器设计 c +N\uG4  
     Q=?YY-*$  
1.传动装置总体设计方案: Gq =i-I  
ftRzgW);  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 |wkUnn4UB8  
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, 60X))MyN  
要求轴有较大的刚度。 vC%Hc/&.}  
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。 9/dI 6P7  
其传动方案如下: tE"IE$$1  
        4O '%$6KR(  
图一:(传动装置总体设计图) rOTxD/  
PNRZUZ4Z|  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 (dHil#l  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 HImQ.y!B  
     传动装置的总效率 .2x`Fj;o1  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; !~-@p?kW/  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, AkA2/7<[  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, UhbGU G  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 wvPS0]  
1+9}Xnxb  
  2.电动机的选择 8^5@J) R8  
UO}Yr8Z;  
    电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, %3es+A@  
    经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, u$ a7  
    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。 <]'1YDA  
     O>/& -Wk=  
    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, Ybp';8V  
     VL8yL`~zc.  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0  li  
     M&5De{LS}  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 2T3b6  
                                                  Fh~ pB>t  
C~c|};&%  
方案    电动机型号    额定功率 Qt"i  
P VY j pl  
kw    电动机转速 PGJkQsp0  
    电动机重量 f!13Ob<8r  
N    参考价格 9e0t  
元    传动装置的传动比     !d{Ijs'T  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ^wMZG'/  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     de,4M s!%  
  N&]_U%#Q  
   中心高 *5q_fO  
        外型尺寸 @0fiui_  
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     _)-y&  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     Tw@:sWC  
g%%j"Cz1  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 jI45X22j  
MBO>.M$B  
(1)       总传动比 ?.6fVSa  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 p$}1V2h;  
    (2)       分配传动装置传动比 *s (L!+  
    =× %]fi;Z  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 e)2w&2i`(F  
    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[Oh>yG  
4.计算传动装置的运动和动力参数 u8b^DB#+W  
(1) 各轴转速 D:fLQ8a  
  ==1440/2.3=626.09r/min K%3{a=1  
  ==626.09/5.96=105.05r/min CNrK]+>  
(2) 各轴输入功率 ]C5/-J,F  
    =×=3.05×0.96=2.93kW {]3Rk  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW :i/uRR  
    则各轴的输出功率:   vl:V?-sY  
=×0.98=2.989kW +|6 u 0&R^  
=×0.98=2.929kW TA>28/U#  
各轴输入转矩 Ue!~|:  
   =××  N·m 2F|06E'  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· zz1]6B*eX  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m DH'0#  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m '<%;Nv  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m 7cly{U"  
=×0.98=242.86N·m $-"V 2  
运动和动力参数结果如下表 S%2qX"8  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     _>(qQ-Px  
    输入    输出    输入    输出         S|/Za".Gr  
电动机轴        3.03        20.23    1440     oh.8WlI  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     V^qkHm e  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     H* vd  
N)o/}@]6  
5、“V”带轮的材料和结构 sX|bp)Nw  
  确定V带的截型 &v.Nj9{zi  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 mH5[(?   
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 T5? eb"  
      V带截型      由图6-13                        B型 kqt.?iJw  
   ]hjA,p@Q  
  确定V带轮的直径 Y(Q!OeC  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm +WB';D  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s P= nu&$;  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm XWYLa8Ef  
   q.Vcb!*$  
  确定中心距及V带基准长度 l t{yo\  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 UQ.DKUg  
                          360<a<1030 vz}_^8O  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm XS`=8FQ  
     [zc8f  
  初定V带基准长度 (#5TM1/A  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm !1fAW! 8  
       CT#u+]T  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm $}z%}v  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm khS >  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 RZ GD5`n  
   :%kJ9zW  
   确定V带的根数 ,'^^OLez  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw oV=~ Q#v  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 8 rA'd  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 v&}^8j  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 1zlBkK   
         iqTGh*k  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 m5\/7 VC  
                             H*VZ&{\7  
                       取Z=2 #F25,:hY  
V带齿轮各设计参数附表 D<UX^hU   
uZkh.0yB  
各传动比 Nx^r&pr  
GZk{tTv  
    V带        齿轮     4}MZB*);0  
    2.3        5.96     0VwmV_6'<W  
  VKb'!Ystl  
2. 各轴转速n {j4J(dtO  
    (r/min)        (r/min)     0w<G)p~%n  
    626.09        105.05      SE D_^  
v*VId l>  
3. 各轴输入功率 P yjB.-o('  
    (kw)        (kw)     rWnZIt"  
    2.93       2.71     gRQV)8uh  
i\94e{uty[  
4. 各轴输入转矩 T #(f- cK  
    (kN·m)        (kN·m)     6gN>P%n  
43.77        242.86     'Nn>W5#))  
Kta7xtu  
5. 带轮主要参数 <Q|(dFr`v  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         N\Li/  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     F` "bMS  
带的根数z     V1!;Hvm]+  
    160        368        708        2232        B        2     aK4ZH}XHE"  
NAt; r  
6.齿轮的设计 })^%>yLfc|  
<Z58"dg.5  
(一)齿轮传动的设计计算 $S_G:}tna  
2pn8PQfg)  
齿轮材料,热处理及精度 Md(h-wYr  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 cs6I K6wo  
    (1)       齿轮材料及热处理 G$_=rHt_%  
       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 pJ ;4rrSK  
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 |JRaskd  
      ② 齿轮精度 ?)i`)mu'  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 t $yt8#Tk  
     }!n90 9 L  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 :HTV8;yc  
按齿面接触强度设计 ! :XMP*g  
T3#KuiwU9  
确定各参数的值: 6nP-IKL  
①试选=1.6 ;0 No@G;z  
选取区域系数 Z=2.433   qp)a`'Pq  
     6-vQQ-\  
    则 !w #x@6yq  
    ②计算应力值环数 iZbY@-3fc  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) >;M?f!  
    =1.4425×10h BiI}JEp4o  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) >y7|@'V[v0  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 r"aJ&~8::W  
    ④齿轮的疲劳强度极限 Zwxu3R_  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: l S m7i  
    []==0.93×550=511.5 |E =8  
ZB@Bj>,b p  
    []==0.96×450=432         u#sbr8Y  
许用接触应力   SB}0u=5  
         z=/xv},  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   g (:%E  
         =1 %\ef Mhn  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 C^W9=OH  
    =4.47×10N.m )|SmB YV  
    3.设计计算 etk@ j3#  
①小齿轮的分度圆直径d pk5W!K  
     tP ;^;nw  
    =46.42  XBF]|}%  
    ②计算圆周速度 }'.k  
    1.52 ZlxJY%o eu  
    ③计算齿宽b和模数 s)<^YASg  
计算齿宽b @ %}4R`S0  
       b==46.42mm cm!|A)~  
计算摸数m ,j|9Bs  
  初选螺旋角=14 %e,X7W`'2  
    = +o7Np| Ou  
    ④计算齿宽与高之比 c5f8pa *  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 FsdxLMwk1  
=46.42/4.5 =10.32 = ^OXP+o  
⑤计算纵向重合度 _Boe"   
=0.318=1.903 S_EN,2'e  
⑥计算载荷系数K _T)G?iv:&  
使用系数=1 _xVtB1@kLM  
根据,7级精度, 查课本得 !J@!P?0. C  
动载系数K=1.07, !f^'-  
查课本K的计算公式: ` e~nn  
K= +0.23×10×b +>,4d  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 |&hu3-(  
查课本得: K=1.35  {Hp*BE   
查课本得: K==1.2 Q\ AM] U  
故载荷系数: d l<7jM?  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 }VUrn2@-4  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 w?LDaSz\t  
    d=d=50.64 q=H dGv  
    ⑧计算模数 28N v'  
    = I8RPW:B;B  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 5u=(zg  
    由弯曲强度的设计公式 ]*M-8_D  
    ≥ ?9)-?tZ^Q  
/y.+N`_  
⑴   确定公式内各计算数值 cJ> #jl&  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m <,S5(pZ  
         确定齿数z l(CMP!mY  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 QlmZ4fT[r  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 t|ih{0  
    Δi=0.032%5%,允许 & 1:_+  
    ②      计算当量齿数 H]XY  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  :"pA0oB  
    z=z/cos=144/ cos14=158 9ne13 qVm+  
    ③       初选齿宽系数 O DLRzk(  
     按对称布置,由表查得=1  3~mi  
    ④       初选螺旋角 {xGM_vH1  
    初定螺旋角 =14 {"([p L  
    ⑤       载荷系数K FYs-vW{  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 PDEeb.(.  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y S3G9/  
    查得: gq^j-!Q)Q<  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 /4}B}"`Sl=  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 N`JkEd7TT  
     yi*2^??` 1  
    ⑦       重合度系数Y dV( "g],  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 ky^p\dMh  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 _8f? H#&  
=14.07609 :=iP_*#  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 W8$ky[2R  
    ⑧       螺旋角系数Y ]hPu  
 轴向重合度 =1.675, Pr%Y!|  
    Y=1-=0.82 TBGN',,  
     LL}|# %4d  
    ⑨       计算大小齿轮的 $@[`v0y*  
 安全系数由表查得S=1.25 _shoh  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 S{qc1qj  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 }KBz8M5  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 zree}VqD;5  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   M$9?{8m  
    小齿轮     大齿轮 f[AN=M"B"s  
L>&o_bzp  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: ;_HG 5}i  
    K=0.86        K=0.93   /:YM{,]  
<yw6Om:n<  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 4DYa~ =w  
      []= OVo3.  
      []= xn fMx$fD  
       mip2=7M|C  
       su/!<y  
        大齿轮的数值大.选用. vSOO[.=  
     5-3.7CO$  
⑵   设计计算 bI_6';hq!  
     计算模数 zXop@"(e  
(SEE(G35  
?nLlZpZ2v  
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: _:B/XZ  
/Vg=+FEO  
z==24.57  取z=25 |B<;4ISaRI  
<K(qv^C  
那么z=5.96×25=149           .d JX,^  
  lhx"<kR 4  
②   几何尺寸计算 kXfTNMb  
    计算中心距     a===147.2 JZa^GW:YQh  
将中心距圆整为110 Hd/|f;  
b.LMJ'1  
按圆整后的中心距修正螺旋角 &!xePKvO6k  
pdz_qj!Z  
=arccos klwC.=?(j"  
9?jD90@ }  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. :"vW;$1 }  
4dEfXrMf  
计算大.小齿轮的分度圆直径 0bR)]"K  
     nE 2w ?  
    d==42.4 H8'q Y  
7z_EX8^  
d==252.5 8l?mNapy  
EO_:C9=d{  
计算齿轮宽度 z!M8lpI M  
A>?_\<Gp  
B= 7CK3t/3D  
F&Bh\C)]  
圆整的       Qb.Ve7c  
.+@;gVZx1  
                                            大齿轮如上图: 0Z m^6T  
!R 2;]d*  
@PaOQ@  
V1P]mUs{1  
7.传动轴承和传动轴的设计 pZ@)9c  
c\J?J>xz  
1.  传动轴承的设计 iF_#cmSy$  
xy^t_];X  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 +.EP_2f9  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min '{[n,xeR  
T1=43.77kn.m V,*<E&+  
⑵.  求作用在齿轮上的力 __3s3YG  
    已知小齿轮的分度圆直径为 ]52.nxs~  
        d1=42.4 2`[iTBZ=^  
而  F= MMQ^&!H  
     F= F g5YDRL!Wh  
Qf>$'C(7!a  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N @U 6jd4?)  
YLx4qE  
o4zX 41W  
v7h!'U[/  
⑶.   初步确定轴的最小直径 -](NMRqfN  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 PXx:JZsju  
B%.vEk)*  
+=V[7^K;  
             mRNA,*  
     从动轴的设计 x}tg/` .=z  
       +D@+j  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, FJ/c(K  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M a(eKb2CX  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 '#oNOU  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ;!C~_{/t  
        d2=252.5 gfW_S&&q  
而  F= OxC8xB;`  
     F= F fHLt{!O  
AW R   
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N C3]"y7  
;h-W&i7  
S#:yl>2  
t|5T,YFG  
⑶.   初步确定轴的最小直径 :kU-ol$  
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 'bb *$T0=  
V?zCON  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 ?=dp]E{  
查表,选取 O6[ 4=4L  
'|7'dlW  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 u^ 3,~:E  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 8k0f&Cak=  
D^30R*gV  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 &Rp/y%9  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 dc+U #]tS  
l(<=JUO;  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. r-s9]0"7~  
kR !O-@GJ]  
            D        B                轴承代号     v\3 \n3[u  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     <Rb[0E$  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     # GbfFoE  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     SqosJ}K  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     JnY.]:  
DmA~Vj!a^y  
     (rE.ft5$9  
\+T U{vr  
     {2v,J]v_[  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 tYk!Y/O}  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, /n3Qcht  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     itn<c2UyA  
xo.k:F  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. GD -cP5$  
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, >oGs0mej  
高速齿轮轮毂长L=50,则 N87)rhXSo,  
ec sQshR  
L=16+16+16+8+8=64 >>b <)?3Rv  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. lvd `_+P$  
5I6u 2k3  
5.    求轴上的载荷   !zZ3F|+HB  
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, B~h3naSe  
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(5Xd  
' 5xvR G  
dQQ!QbI(.  
Kk\TW1w3  
Tv6HPD$[  
?e#bq]  
}`uFLBG3  
PY76;D*`  
WXs?2S*  
     V]5MIiNl  
$V\Dl]a1  
传动轴总体设计结构图: NyR,@n1  
     =fcM2O#$  
                             ''?iJFR  
V)Sw\tS6g  
                             (主动轴) {XEX0|TZ  
P\ia ?9  
<;lwvO  
        从动轴的载荷分析图: .2{*>Dzi  
W QqOXF  
6.     校核轴的强度 qORL 7?{  
根据 7ND4Booul  
== re)7h$f}  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 j@s*hZ^J+  
查表15-1得[]=60MP Gq]/6igzX  
〈 []    此轴合理安全 ,v#O{ma  
T$"sw7<  
8、校核轴的疲劳强度. D%*Ryg  
⑴.   判断危险截面 jR2^n`D  
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. nt_FqUJ  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 ):]5WHYg  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 SajasjE!^1  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 /d*[za'0  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 gx.\&W b  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 MG,)|XpyWJ  
截面上的弯曲应力 k![oJ.vHD  
q&2L@l3A  
截面上的扭转应力 8/<+p? 3p>  
== ENy$sS6[D  
轴的材料为45钢。调质处理。 vc C"  
由课本得: fb[? sc  
           F<4>g+Ag  
因             Jb6)U]  
经插入后得 Z]XjN@j"  
2.0         =1.31 nyL$z-I)  
轴性系数为 *Ksk1T+>  
       =0.85 c"diNbm[  
K=1+=1.82 +xS<^;   
    K=1+(-1)=1.26 K SJ Ko  
所以               -_M':  
fRjp(m  
综合系数为:    K=2.8 >eWORf>7  
K=1.62 `Y3\R#  
碳钢的特性系数        取0.1 wUfm)Q#  
   取0.05 cs 58: G5  
安全系数 b$sT`+4q  
S=25.13 QYEGiT   
S13.71 pf&U$oR4  
≥S=1.5    所以它是安全的 )4RSo&9p`  
截面Ⅳ右侧 P2F8[o!<  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 = &^tfD  
j8+>E ?nm  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 u%5 ,U-  
LRR)T: e}q  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 kZ=2# .  
<tW/9}@p9  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 ; o(:}d  
截面上的弯曲应力   Ya}}a  
截面上的扭转应力 aTkMg  
==K= 0J6* U[  
    K= IP^1ca#<  
所以                 P?@o?  
综合系数为: vDyGxU!#\  
K=2.8    K=1.62 ,/"0tP&_;  
碳钢的特性系数 a1EQ.u  
    取0.1       取0.05 [Wxf,rW i  
安全系数 p^w_-( p  
S=25.13 :`c@&WF8  
S13.71 LfJMSscfv  
≥S=1.5    所以它是安全的 G[=;519  
dM-~Qo  
9.键的设计和计算 ?7"v~d]>  
)6%a9&~H  
①选择键联接的类型和尺寸 fNV-_^,R9  
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. ;M"[dy`dY  
根据    d=55    d=65 cUO$IR)yL  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 3_>=Cv}  
                     b=20     h=12     =50 ikO9p|J  
FD5OO;$  
②校和键联接的强度 qfRrX"  
  查表6-2得      []=110MP hxt;sQAo{  
工作长度  36-16=20 6Ilj7m*  
    50-20=30 {"*_++|  
③键与轮毂键槽的接触高度 U;M !jj  
     K=0.5 h=5 2cwJ);Eg2  
    K=0.5 h=6 Ya-GDB;L  
    由式(6-1)得: nW`] =  
           <[] "bz.nE*  
           <[] 1~E;@eK'  
    两者都合适 :(4q\~  
    取键标记为: .*Bd'\:F/q  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 ,t!I%r  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 R+2~%|{d  
10、箱体结构的设计 KL*+gq0k  
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, u>:j$@56  
大端盖分机体采用配合. s<oT,SPt  
N,.awA{  
1.   机体有足够的刚度 )-h{0o  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 ]=59_bkD:s  
9i D&y)$"  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 S]A[eUF~  
CAmIwAx6;  
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 D={$l'y9p  
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 [ua[A;K  
,c 0]r;u!  
3.   机体结构有良好的工艺性. H%Z;Yt8^gt  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. BU7QK_zT:  
q29d=  
4.   对附件设计 D[6wMep^n  
A  视孔盖和窥视孔 f0YBy<a  
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 0#ON}l)>  
B  油螺塞: #4!f/dWJp  
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 16Jjf|]j  
C  油标: >U?#'e{qW  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 @1U6sQ  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. :Zo^Uc:*w  
?j)#\s2  
D  通气孔: v- p8~u1N  
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. :a:m>S<~  
E  盖螺钉: cVYu(ssC4  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 B*P;*re  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. %IDl+_j  
F  位销: +UX} "m~W  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. .y0u"@iF  
G  吊钩: @}uo:b:Q  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. kBY#= e).  
*~w?@,}  
减速器机体结构尺寸如下: <p+7,aE_  
L(X}37  
名称    符号    计算公式    结果     A7eYKo q  
箱座壁厚                10     uax kGEXr  
箱盖壁厚                9     LX #.  
箱盖凸缘厚度                12     _d+` Gw  
箱座凸缘厚度                15     &)|f|\yh"  
箱座底凸缘厚度                25     f# hmMa  
地脚螺钉直径                M24     G^SDB!/@J  
地脚螺钉数目        查手册        6     1v<uA9A%[  
轴承旁联接螺栓直径                M12     ;&kZ7%  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     ]BTISaL-R  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     =/\l=*  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     ?,C'\8'  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     }.=@^-JBA5  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 '*t<g@2$  
    22 V#c=O}  
    18     =/4}!B/  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 p%/lP{  
    16     y+ izC+  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     .Np!Qp1*  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     mXM U  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     I;9DG8C&v*  
机盖,机座肋厚                9    8.5     Fl"LK:)  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) u/wWD@,  
150(3轴)     2d<`dQY{l3  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) e`)zR'As  
150(3轴)     QqcAmp  
     W#wC  
11. 润滑密封设计 'lgS) m  
|Z$)t%'  
    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. u N_<G  
    油的深度为H+ 0 4oMgH>Vd  
         H=30  =34 $]?M[sL\N7  
所以H+=30+34=64 t1G2A`  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 "tj]mij2)G  
     zCu+Oi6  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 6']WOM#  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     NIC.c3  
    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 %*Yb J_j7  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 P_gai7Xg  
     1W9uWkk_d  
12.联轴器设计 Yof ]  
P{,=a]x,mz  
1.类型选择. ntZHO}'  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 8Z 0@-8vi  
2.载荷计算. V~t; J  
公称转矩:T=95509550333.5 ={{q_G\WD  
查课本,选取 =CaSd|   
所以转矩   5)gC<  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 |]?7r?=J9v  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm V<d`.9*}  
nNRc@9Lt  
四、设计小结 ,~NJ}4wP  
    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。 p,\(j  
    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。 ,LL=b-Es  
五、参考资料目录 \r &(l1R  
[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; jfZ)  
[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; X\BdN Hr  
[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; <h`}I3Ao  
[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; ;Udx|1o  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 iF"kR]ZL  
[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; MnptC 1N  
[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? 2c5)pIVEy  
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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