首页 -> 登录 -> 注册 -> 回复主题 -> 发表主题
光行天下 -> AutoCAD -> 单级斜齿轮减速箱设计说明书 [点此返回论坛查看本帖完整版本] [打印本页]

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 6iwIEb  
                 >[ r TUn;  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         2c>eMfa  
                 E DuLgg@  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） #%CbZw@hJ9  
^dB~#A1  
目   录 > }#h  
     d52l)8  
一    课程设计书                            2 'p=5hsG  
w%=GdA=  
二    设计要求                              2  lv_|ws  
Vv=/{31  
三    设计步骤                              2 d,}fp)  
     B4^+&B#  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 vn"2"hPF|  
    2. 电动机的选择                                4 & 2MI(9v  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 {HKd="%VG  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 v,Lv4)  
    5. 设计V带和带轮                              6 _3UH"9g{  
    6. 齿轮的设计                                  8 v?zA86d_  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 -TKS`,#  
    8. 键联接设计                                  26 p F\~T>  
    9. 箱体结构的设计                              27 H`/Q hE  
    10.润滑密封设计                                30 B .p&,K  
    11.联轴器设计                                  30 BIf E+L(  
     y2k '^zE  
四    设计小结                              31 V5y8VT=I  
五    参考资料                              32 iOpMU  
,-PzUR4_Kj  
一. 课程设计书 J&4QI( b.  
设计课题: *"V5j#F_  
    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 Ov1$7 r@  
表一: ]>fAV(ix  
         题号 tx}} Kd  
h^klP:Q  
参数    1     {UpHHH:X#  
运输带工作拉力（kN）    1.5     +]|aACt]  
运输带工作速度（m/s）    1.1     '< ]:su+  
卷筒直径（mm）    200     EL!V\J`S_  
6~8A$:  
二. 设计要求 zoXCMBg[  
1.减速器装配图一张(A1)。 1PWs">*(  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 g z!q  
3.设计说明书一份。 T"1H%65`V  
.<zW(PW  
三. 设计步骤 OgJd^  
    1.  传动装置总体设计方案 44 bTx y  
    2.  电动机的选择 pEk^;  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 NpV# zzE  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 85; BS'  
    5.  “V”带轮的材料和结构 9"Vch;U$  
    6.  齿轮的设计 7Q,9j.  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 8hWB TUN  
    8、校核轴的疲劳强度 hn9'M!*:O  
    9.  键联接设计 ;AV[bjRE\  
    10.  箱体结构设计 C"bG?Mb  
    11. 润滑密封设计 )1Rn;(j9Re  
    12. 联轴器设计 oTOr,Mn0\6  
     5wM*(H^c[  
1.传动装置总体设计方案: P3|_R HIb  
}7iWmXlI  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 _2Sb?]Xn  
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， utIR\e#:B  
要求轴有较大的刚度。 lz>YjK:  
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。 zfvMH"1  
其传动方案如下：  X._skq  
        4;anoqiG\  
图一:(传动装置总体设计图) gL%%2 }$  
~hi\*W6jg  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 hE>ux"_2/  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 j)4:*R.Z]  
     传动装置的总效率 ZH8O%>!  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； e~tgd8a2a  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， -dXlGOD+C  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， [fF0Qa-  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 `.3!  
u6o:~=WwM  
  2.电动机的选择 6"@+Jz  
, 'WhF-  
    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， VOc_7q_=  
    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， @Qw~z0PE<l  
    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。 8:9m< ^4S(  
     [JAHPy=+w  
    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， Ewjzm,2  
     f,QoA  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 Vfkm{*t)  
     ]dzBm!u  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 O$QtZE61  
                                                  USgZ%xk2  
[ kI|Thx  
方案    电动机型号    额定功率 f681i(q"  
P &L3OP@;  
kw    电动机转速 4 DhGp  
    电动机重量 EfxW^zm)  
N    参考价格 Dep.Qfv{-  
元    传动装置的传动比     f4A;v|5_  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     A*d Pw.  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     >b2j j+8  
  ;pk4Voo$  
   中心高 uSnG=tB  
        外型尺寸 }^|g|xl!  
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     WXJEAje  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     '@4M yg* b  
y$,K^f  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 0#\K9|.  
K%NNw7\A  
（1）       总传动比 Z>=IP-,>  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 #2*l"3.$.R  
    （2）       分配传动装置传动比 ODvlix  
    ＝× L=`QF'Im  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 b1rW0}A  
    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 HEqTlnxUu  
4.计算传动装置的运动和动力参数 O &DkB*-  
（1）　各轴转速 WiDl[l"{9  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min &(M][Uo{|'  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min [bE-Uu7q5P  
（2）　各轴输入功率 G]Rb{v,r  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW <( "M;C3y  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW &BF97%E2  
    则各轴的输出功率：   N=Q<mj;,  
＝×0.98=2.989kW ;E,^bt<U  
＝×0.98=2.929kW }XmrfegF  
各轴输入转矩 'gBns  
   =××  N·m 9;W 2zcN  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· \X3Q,\H @  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m b2L9%8h  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 5 ynBVrYf  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m zL8Z8eh">  
＝×0.98=242.86N·m .bdp=vbA  
运动和动力参数结果如下表 P{T\zT  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ^?+qNbK  
    输入    输出    输入    输出         +0,'B5 (E  
电动机轴        3.03        20.23    1440     0.pZlv  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     qq Vjx?bKe  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     TJYup%q  
)FLDCer  
5、“V”带轮的材料和结构 F~bDA~  
  确定V带的截型 pm2-F]  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 dh9Qo4-{  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 }I}/e v  
      V带截型      由图6-13                        B型 ar&j1""  
   !sknO53`H`  
  确定V带轮的直径 ,=_)tX^  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm fAEgrw%Ti  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s  3o_)x  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm @euH[<  
   V/.Na(C~  
  确定中心距及V带基准长度 CdEQiu  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 vl`Qz"Xy  
                          360<a<1030 }na0  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm _h6j, )  
     bk(q8xR`  
  初定V带基准长度 -JKl\E  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm rt rPRR\:"  
       h+gaKh=k+  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm y ;/T.W9!  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm 0Cg}yyOz  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 `p!&>,lrk  
   N>TmaUk  
   确定V带的根数 us5<18 M5  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw Ie<H4G5Vh  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 V),wDyi  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 ^4 MJ  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 TS_5R>R3  
         k!Ym<RD%N  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 Cy frnU8g  
                             3 as~yF0  
                       取Z=2 qix$ }(P  
V带齿轮各设计参数附表 VGY x(  
f};RtRo2  
各传动比 (U{,D1?  
3u 'VPF2  
    V带        齿轮     adcH3rV  
    2.3        5.96     z|F38(%JJN  
  sH'IA~7   
2. 各轴转速n J9%I&lu/  
    (r/min)        (r/min)     1^ijKn@6  
    626.09        105.05     %jE0Z4\  
a1>Tz  
3. 各轴输入功率 P C3K":JB  
    （kw）        （kw）     8aqH;|fG}  
    2.93       2.71     I!?)}d  
2M+}o"g  
4. 各轴输入转矩 T `@<~VWe5  
    (kN·m)        (kN·m)     \N%L-%^  
43.77        242.86     4<j7F4  
D03QisH=  
5. 带轮主要参数 sv.?C pE  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         R?3N><oh*  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     >vR7l&"  
带的根数z     %{|67h  
    160        368        708        2232        B        2     4wkmgS  
oO3X>y{gN  
6.齿轮的设计 p)qM{`]G\  
h ^.jK2I  
（一）齿轮传动的设计计算 HdR TdV  
"C.cU  
齿轮材料，热处理及精度 hcqg94R#_  
    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 /u&7!>,  
    （1）       齿轮材料及热处理 =o )B1(v@.  
       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 cGSG}m@B`  
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 jK]An;l{Z  
      ② 齿轮精度 Hmx Y{KB  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 K0{ ,*>C  
     NY GWA4L  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 ]Pl Ly:(  
按齿面接触强度设计 ei82pLM z  
^H!45ph?Jc  
确定各参数的值: T8BewO=}  
①试选=1.6 ATWa/"l(H-  
选取区域系数 Z=2.433   :'4 ",  
     `J$7X  
    则 cX#U_U~d  
    ②计算应力值环数 =3Ohy,5L  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）  \62!{  
    =1.4425×10h Hva/C{Y  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) "?G?G'yK>  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 >x1yFwX}-f  
    ④齿轮的疲劳强度极限 p=[SDk`  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: eUKl(  
    []==0.93×550=511.5 489xoP  
r+ usMF<'  
    []==0.96×450=432         Yy{(XBJ~%t  
许用接触应力   [ <j4w  
         fCbd]X  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   n}dLfg *  
         =1 HPX JRQBE  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 iHT=ROL  
    =4.47×10N.m t 2,?+q$x  
    3.设计计算 ;YZ'd"0v  
①小齿轮的分度圆直径d Ki>XLX,er=  
     (sSGJS'X  
    =46.42 !E6Q ED"  
    ②计算圆周速度 &W}6Xg(  
    1.52 2v<O}   
    ③计算齿宽b和模数 }LY)FT4n  
计算齿宽b %R<xe.X  
       b==46.42mm XM)  
计算摸数m -' =?Hs.  
  初选螺旋角=14 as(Zb*PdH  
    = -6xh  
    ④计算齿宽与高之比 A: O"N  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 w8bvqTQ  
=46.42/4.5 =10.32 /@1pm/>ZaN  
⑤计算纵向重合度 3a'#Z4Z-  
=0.318=1.903 ?ph>:M  
⑥计算载荷系数K 1/v#Z#3[  
使用系数=1 (3Z;c_N  
根据,7级精度, 查课本得 3:>hHQi  
动载系数K=1.07, 3U'l'H,  
查课本K的计算公式: }1 j'  
K= +0.23×10×b &YBZuq2?  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 <b?$-Rx  
查课本得: K=1.35 PU4-}!K  
查课本得: K==1.2 P5W58WxT'  
故载荷系数: x2f=o|]D'  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 J$d']%Dwb  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 !gcea?I  
    d=d=50.64 ^I{/j 'b&  
    ⑧计算模数 72vp6/;)  
    = ]_`ICS  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 VI-6t"l  
    由弯曲强度的设计公式 nG-DtG^z  
    ≥ RIDl4c [  
g""Ep  
⑴   确定公式内各计算数值 iz0:  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m 8~F?%!X  
         确定齿数z TiR00#b  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 j_h0 hm]  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 r^ {Bw1+  
    Δi＝0.032％5％，允许 6ld /E  
    ②      计算当量齿数 Yy;BJ_  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  #|T2`uYotf  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 yY]E~  
    ③       初选齿宽系数 ff]fN:}V  
     按对称布置，由表查得＝1 -e>Z!0  
    ④       初选螺旋角 !JBj%|!  
    初定螺旋角 ＝14  $ Tal.  
    ⑤       载荷系数K {gxP_>  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 >I',%v\?@  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y F,V| In  
    查得: ]0g p.R  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 ;#^ o5ht  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 7GCxd#DJ  
     _h 6c[*  
    ⑦       重合度系数Y cI&XsnY  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 Er - rm  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 (/E@.z[1  
＝14.07609 RRQIlI<  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 zN=s]b=/  
    ⑧       螺旋角系数Y fe8hgTP|  
 轴向重合度 ＝1.675, C;%dZ  
    Y＝1－＝0.82 a}iP +#;  
     X3~` ~J  
    ⑨       计算大小齿轮的 y;(G%s1  
 安全系数由表查得S＝1.25 #. 71O#!  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 [Zzztn+  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 5tk7H2K^<  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 ]]e>Jym  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   o' v!83$L  
    小齿轮     大齿轮 ]u:_r)T  
KT17I&:  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: fWb+08}C  
    K=0.86        K=0.93   ~Orz<%k.  
m/;fY>}3  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 itg"dGDk  
      []= !R@jbM  
      []= ML0_Uc3en  
       8n:N#4Dh^  
       HKIr?  
        大齿轮的数值大.选用. H7k@Br  
     sk*vmxClY  
⑵   设计计算 A~^x*#q{4  
     计算模数 $sUn'62JlU  
1f'msy/  
Wc,`L$Jx  
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: sXNb  
P s<k2  
z==24.57  取z=25 ; .b^&h  
nyxoa/  
那么z=5.96×25=149           nrX+  '  
  }Oqt=Wm  
②   几何尺寸计算 $=`d[04  
    计算中心距     a===147.2 W Q9Q:F2  
将中心距圆整为110 t*dq*(3"c  
URt+MTU[  
按圆整后的中心距修正螺旋角 ;*ni%|K  
N 1.fV-  
=arccos 6'.)z ,ts  
jc\y{I\  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. g++-v HD  
NqveL<r`  
计算大.小齿轮的分度圆直径 {B e9$$W,  
     ?YUL~P  
    d==42.4  Mz+vT0  
=-&h@mB;G  
d==252.5 E|jU8qz>P  
/0$405  
计算齿轮宽度 =''b`T$  
0c8_&  
B= EziGkbpd@  
h%NM%;"H/  
圆整的       fVVD}GM=  
kbJ4CF}H  
                                            大齿轮如上图： c-!3wvt)  
=+I-9=  
z-:>[Sn  
k*!iUz{]  
7.传动轴承和传动轴的设计  q*C-DiV  
3N|6?'m  
1.  传动轴承的设计 *-uzsq.W  
@1<VvW=  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 Aa]3jev  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min :z *jl'L  
T1=43.77kn．m @; I9e  
⑵.  求作用在齿轮上的力 'KT(;Vof  
    已知小齿轮的分度圆直径为 JfK4|{@  
        d1=42.4 }' s W[?ik  
而  F= N9y+P sh  
     F= F "WO0 rh`  
)[r=(6?n  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N '#e T  
,nGQVb   
^]~!:Ej0  
pd & HC  
⑶.   初步确定轴的最小直径 <`NsX 6t  
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 !_;J@B  
WwWCN N~}  
m6]6 !_  
             8G9( )UF.  
     从动轴的设计 u8`S*i/)m  
       (d (>0YMv  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， xU6dRjYhH9  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M i}i >ho-8  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 <[K)PI  
    已知大齿轮的分度圆直径为 e$JCak=  
        d2=252.5 i1A<0W|  
而  F= b!`Ze~V  
     F= F Jf\`?g3#  
mZmEE2h  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N -5|el3%)  
Q<ia  
[TFp2B~)#  
[!8b jc]c  
⑶.   初步确定轴的最小直径 ;Ru[^p.{  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 pG"h ZB3)  
;ceg:-Zqo  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 JnIG;/  
查表,选取 Dhfor+Epy  
&GvSgdttv  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 H@~tJ\L  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 9 `q(_\x  
3Co1bY:  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 [McqwU/Q  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 U>m{B|H  
%}Y&qT?  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. </?ef&  
_@gg,2 u-  
            D        B                轴承代号     TXS`ey  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     8 Gy*BpmJn  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     pSIXv%1J  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     pGy k61  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     VGu(HB8n#  
J^%E$ s  
     U5@B7v1  
]#rV]As  
     !|]k2=+I  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 qLc&.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, pv&iJ7RN  
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.     Qz%q#4Zb  
rd$T6!I  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. -U?%A:,a|  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, |ITb1O`_P  
高速齿轮轮毂长L=50,则 UX.rzYM&T  
&jQqlQ j  
L=16+16+16+8+8=64 8x7TK2r  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. LTH, a?lD  
% W|Sl  
5.    求轴上的载荷   !W0JT#0  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, /6yVbo"  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. LmJ _$?o  
CRrEs 18;#  
nA.U'=`  
H1KXAy`&  
Gv }  
) hoVB  
6"}F KRR  
gSyBoY  
KM"?l<x0Y  
     ui|6ih$+  
KbK!4  
传动轴总体设计结构图: U~@;2\ o  
     C#1'kQO  
                             B,Tv9(sv  
wgvCgr<  
                             (主动轴) |Zp') JiS  
Nl%5OBm  
wc"~8Ah  
        从动轴的载荷分析图: p:{L fQ  
V$Oj@vI  
6.     校核轴的强度 <@+L^Ps~z  
根据 ,pf\g[tz  
== Dvl\o;  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 BC1smSlJ  
查表15-1得[]=60MP lU&2K$`  
〈 []    此轴合理安全 _,UYbD\[J}  
%]tW2s"  
8、校核轴的疲劳强度. p<l+js(5|  
⑴.   判断危险截面 2.v`J=R  
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. 0QrRG$<4X  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 UCFFF%  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 Xq ew~R^MP  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 mRGr+m  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 1Ak0A6E  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 FJ?]|S.?,  
截面上的弯曲应力 s*i,Ph  
c5O8,sT  
截面上的扭转应力 v{*2F  
== gf4Hq&Rf  
轴的材料为45钢。调质处理。 6!*zgA5M'  
由课本得： ybv< 1  
           /; 21?o  
因             qxZf!NX5  
经插入后得 gQY`qz  
2.0         =1.31 55y{9.n*  
轴性系数为 gS]  
       =0.85 \X]I: 0^j  
K=1+=1.82 t 0p  
    K=1+（-1）=1.26 $~ d6KFT  
所以               dI=&gz  
j-FMWEp  
综合系数为：    K=2.8 AAB_Ytf  
K=1.62 aSHN*tP%y  
碳钢的特性系数        取0.1 ,,)'YhG(  
   取0.05 UalwK  
安全系数 LHA :frC  
S=25.13 4wa3$Pk  
S13.71 5,|{|/  
≥S=1.5    所以它是安全的 < mFU T  
截面Ⅳ右侧 r]~]-VZ/  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 KR hls"\1  
&/otoAr(  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 )RWukr+  
MBQ|*}+;  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 -ntQqHs  
/>>KCmc  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 j[t2Bp  
截面上的弯曲应力   ~rAcT6#  
截面上的扭转应力 ;vpq0t`  
==K= +#X+QG  
    K= 7v.O Lp  
所以                 g(Oor6Pp  
综合系数为： b1."mT!p  
K=2.8    K=1.62 ~= otdJ  
碳钢的特性系数 cN\_1  
    取0.1       取0.05 #}tdA( -  
安全系数 CWd &  
S=25.13 KXWz(L!1  
S13.71 i?mUQ'H  
≥S=1.5    所以它是安全的 zP c54 >f  
0+w(cf~6  
9.键的设计和计算 E2S#REB4  
Ou f\%E<  
①选择键联接的类型和尺寸 %?S[{ 4A&  
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. ##1/{9ywy  
根据    d=55    d=65 nmuU*o L  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 3z"%ht~;  
                     b=20     h=12     =50 %S>6Q^B  
r,L`@A=v  
②校和键联接的强度 Zu2 $$_+L  
  查表6-2得      []=110MP rQpQ qBu  
工作长度  36-16=20 <si cldz  
    50-20=30 {e., $'#  
③键与轮毂键槽的接触高度 Pt6d5EIG  
     K=0.5 h=5 'I2[} >mj2  
    K=0.5 h=6 v Et+^3=  
    由式（6-1）得： z38Pi  
           ＜[] Ch~y;C&e+r  
           ＜[] xa{.hp?  
    两者都合适 swLNNA.  
    取键标记为： %8P6l D  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 a 5w E{K  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 a%/x  
10、箱体结构的设计 izu_KBzy  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， jHx\YK@e\  
大端盖分机体采用配合. )"E1/$*k  
WaE%g   
1.   机体有足够的刚度 hN!{/Gc|  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 WO^]bR  
J*^ i=y  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 v~YGef;D  
d%p{l)Hd  
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 Qv8 =CnuOT  
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 W&&C[@Jd3  
8>X]wA6q  
3.   机体结构有良好的工艺性. &u (pBr8B  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. E*+]Iq1u  
_+%p!!  
4.   对附件设计 F C=N}5u  
A  视孔盖和窥视孔 ,V;HM F.  
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 ~ D/1U)kt  
B  油螺塞： U1|{7.R  
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。 Ve40H6 Ox  
C  油标： w3ZO CWJS  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 5mm&l+N)  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. }0OQm?xh  
Nfmr5MU_  
D  通气孔： (/i|3P  
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. wiM4,  
E  盖螺钉： JDO n`7!w  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 ?rdWhF]  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. R~RE21kAc  
F  位销： F$O$Y[  
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. uME_/S uO  
G  吊钩： ?MvL}o\|  
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. jk%H+<FU`  
lKS 2OOYC`  
减速器机体结构尺寸如下： bPuO~#iN~  
M{YN^ Kk  
名称    符号    计算公式    结果     mCQ:< #  
箱座壁厚                10     ?0 7}\N0~  
箱盖壁厚                9     5wv7]F<  
箱盖凸缘厚度                12     t&_X{!1X"w  
箱座凸缘厚度                15     y%<CkgZS  
箱座底凸缘厚度                25     \[wbJ  
地脚螺钉直径                M24     n6C!5zq7U  
地脚螺钉数目        查手册        6     [4;G^{ bX  
轴承旁联接螺栓直径                M12     zV"'-iP  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     pLMaXX~4_  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     p.x2R,CU  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     " #w%sG^_  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     SES-a Mi3  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 Nema>T]  
    22 H,LJ$ py  
    18     hsYv=Tw3C  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 ##OCfCW  
    16     Z,8t!Y  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     #jPn7  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     1L=)93,M  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     J58S8:c  
机盖，机座肋厚                9    8.5     P5lk3Zg '  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） 8cuI-Swz  
150（3轴）     lA4TWU (]  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） ^^*Ia'9   
150（3轴）     :kd]n$]  
     }R_Rw:W  
11. 润滑密封设计 h]j>S  
}?sC1]-j&  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. ;ssI8\LG  
    油的深度为H+ 4Ofkagg  
         H=30  =34 f5/s+H!  
所以H+=30+34=64 4EaxU !BT  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 q*cEosi'F?  
     r4b-.>w  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 #RHt;SFx  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     .=9d3uWJ/  
    密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 9q\_UbF  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 fm q(!  
     6-+ wfrN2  
12.联轴器设计 y>^0q/=]?O  
xT!<x({  
1.类型选择. DZ9^>`*  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器  , YlS  
2.载荷计算. ,,lR\!>8  
公称转矩：T=95509550333.5 {$ v^2K'C  
查课本,选取 YWL7.Y>%5  
所以转矩   WADEDl&,'  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 {xh5s<uOj  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm |f(*R_R  
,RP9v*  
四、设计小结 :@-.whj  
    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。 jINI<[v[  
    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。 #L57d  
五、参考资料目录 6E.[F\u  
[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； M4% 3a 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； lr@w1*  
[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； "/Gw`^t  
[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； MZ~N}y  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 m7i(0jd +  
[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； }c>vk  
[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？ S\!vDtD@  
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
查看本帖完整版本: [-- 单级斜齿轮减速箱设计说明书 --] [-- top --]

Copyright © 2005-2026 光行天下 蜀ICP备06003254号-1 网站统计