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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 Hnt*,C.0  
                 9iG&9tB@  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         -E?:W`!  
                 R)66qRf  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) 7_2D4CI  
VP A+/5TW  
目   录 R278^E  
     |` :cB  
一    课程设计书                            2 qhY+<S9  
j_2g*lQ7a  
二    设计要求                              2 )oCL![^pXe  
jcqUY+T$  
三    设计步骤                              2 1.+O2qB  
     $Lj ]NtO  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 Nb$0pc1J<  
    2. 电动机的选择                                4 [gBf1,bK  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 !-}Q{<2@W  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 &AJ bx  
    5. 设计V带和带轮                              6 8S#$'2sT  
    6. 齿轮的设计                                  8 Cw(e7K7&  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 Acw`ytV  
    8. 键联接设计                                  26 89:nF#  
    9. 箱体结构的设计                              27 X6 BIZ  
    10.润滑密封设计                                30 vSnVq>-q&  
    11.联轴器设计                                  30 FXBmatBck  
     z]N#.utQ  
四    设计小结                              31 yb',nGl~  
五    参考资料                              32 5&s6(?,Eu  
jz<}9Kze  
一. 课程设计书  PFX,X  
设计课题: Xq$-&~   
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V AF#: *<Ev  
表一: Hy3J2p9.  
         题号 +zMhA p  
3q/Us0jr  
参数    1     clU ?bF~e1  
运输带工作拉力(kN)    1.5     W~mo*EJ'^  
运输带工作速度(m/s)    1.1     w0g@ <( 3  
卷筒直径(mm)    200     # QwX|x{  
@FIL4sb  
二. 设计要求 #tKks:eL  
1.减速器装配图一张(A1)。 H"/ J R  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 =7+%31  
3.设计说明书一份。 PFp!T [)  
?-c|c_|$  
三. 设计步骤 b~&cYk'  
    1.  传动装置总体设计方案  d\ #yWY  
    2.  电动机的选择 >!1] G"U  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 ^rfR<Q`  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 ~:JAWs$\V  
    5.  “V”带轮的材料和结构 -E\G3/*51  
    6.  齿轮的设计 OT\D;Z"__I  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 E}4{{{r  
    8、校核轴的疲劳强度 6k0Awcr  
    9.  键联接设计 }T.>p#z  
    10.  箱体结构设计 qWW\d' , .  
    11. 润滑密封设计 .<QKQ%-  
    12. 联轴器设计 OF<:BaRs/  
     Y[L,rc/j  
1.传动装置总体设计方案: _XZK2Q[  
?M'CTz}<\  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 k I`HD  
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, ** m8 HD  
要求轴有较大的刚度。 D-@6 hWh~  
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。 0Lj;t/mG  
其传动方案如下: {Yxvb**  
        ]uFJ~ :R  
图一:(传动装置总体设计图) fZf>>mu@r'  
e- `9-U%6  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 $DH/  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 VJ-t #q"  
     传动装置的总效率 fASklcQ  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; mIf)=RW  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, MX~h>v3_R4  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, H$ nzyooh  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 9HR1m 3  
!Dc?9W!b  
  2.电动机的选择 j6^.Q/{^  
z}J~X%}e  
    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, Mm8_EjMp  
    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, #(qvhoi7lM  
    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。 br88b`L  
     ;PMPXN'z6  
    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, o]p$ w[5  
     |goBIp[  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 axnVAh|}S  
     T#rUbi>""  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 ^Vth;!o  
                                                  -U> )B  
uq6>K/~D  
方案    电动机型号    额定功率 MA tF,  
P G :+D1J]  
kw    电动机转速 Se??E+aX  
    电动机重量 te;bn4~  
N    参考价格 eY Rd#w  
元    传动装置的传动比     68~]_r.a  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     M&Q&be84  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     hT =E~|O  
  .gNJY7`b  
   中心高 ;YokPiBy  
        外型尺寸 %[*_-%  
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     l-IA Q!d  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     w'i+WEU>l  
I&8!V)r)  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 I7XM2xM  
'U@Ep  
(1)       总传动比 U>b.MIBX  
    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*$=EomY  
    (2)       分配传动装置传动比 @B+8' b$9  
    =× 1iqgTi>  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 N}z]OvnZH  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 Xa}y.qH  
4.计算传动装置的运动和动力参数 V+' zuX  
(1) 各轴转速 h/aG."U  
  ==1440/2.3=626.09r/min =AK6^v&on  
  ==626.09/5.96=105.05r/min Z~ q="CA4  
(2) 各轴输入功率 4. %/u@rAi  
    =×=3.05×0.96=2.93kW K#v@bu:'  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW >r:z`^p  
    则各轴的输出功率:   kU)E-h  
=×0.98=2.989kW s?sr0HZ  
=×0.98=2.929kW t]t(/x#  
各轴输入转矩 w &^Dbme  
   =××  N·m 0*OK]`9  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· -k,}LJjo  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m d8jP@>  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m /ubGa6N  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m @!\lt$  
=×0.98=242.86N·m on\ahk, y]  
运动和动力参数结果如下表 5n2}|V$VqP  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     S`spUq1o  
    输入    输出    输入    输出         {y!77>Q/  
电动机轴        3.03        20.23    1440     SsL>K*t5  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     ui*CA^ Y  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     AdF[>Wv  
yle~hL  
5、“V”带轮的材料和结构 "Bn]-o|r  
  确定V带的截型 [+dTd2uZ<\  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 !\Q/~p'jS  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 b\"2O4K,)  
      V带截型      由图6-13                        B型 }?d l.=eq  
   w`Z@|A  
  确定V带轮的直径 rI]n4>k{  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm q'[yYPDX5x  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s ;Uj=rS`Q  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm 4d]T`  
   j98>Jr\  
  确定中心距及V带基准长度 s9YP =)I  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 m}-~VYDj  
                          360<a<1030 q1M16qv5  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm X@7e 7  
     j0K}nS\ P  
  初定V带基准长度  gY@$g  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm 8:UV;5@  
       | )R{(AK-  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm NB/ wJ3 F  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm WXE{uGc  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 T EqCoeR  
   h3L{zOff  
   确定V带的根数 DU[vLe|Z  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw Y]1b3 9O  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 r \]iw v  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 3Q(#2tL=  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 R<-(  
         9k!#5_ M  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 >/F,Z%! &q  
                             4#@zn 2l  
                       取Z=2 {-Y% wM8<i  
V带齿轮各设计参数附表 t[cZ|+^]  
fNaS?tV)  
各传动比 fDY#&EO: %  
> jvi7  
    V带        齿轮     7L&=z$U@m  
    2.3        5.96     |Gh~Zu p  
  . B9rG~  
2. 各轴转速n pVm'XP  
    (r/min)        (r/min)     t@EHhiBz  
    626.09        105.05     q6v%HF-q4  
"S@%d(lg  
3. 各轴输入功率 P Li_ a|dI  
    (kw)        (kw)     kC)ye"r  
    2.93       2.71     sjV>&eb  
J$D#)w!$j  
4. 各轴输入转矩 T <$'OSN`!  
    (kN·m)        (kN·m)     q.>{d%?  
43.77        242.86     {` Lem  
H-o>| C  
5. 带轮主要参数 Yl#r9TM  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         Y_49UtJIg  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     AA$-Lx(UJk  
带的根数z     />z E$)'M  
    160        368        708        2232        B        2     bytAdS$3  
H`;q@  
6.齿轮的设计 kMz^37IFMG  
QvH=<$  
(一)齿轮传动的设计计算 fWywegh  
bm_'giQ:  
齿轮材料,热处理及精度 4b B)t#  
    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 SablF2doa  
    (1)       齿轮材料及热处理 EI*B(  
       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 N%\!eHxy  
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 ?HBNd&gZ1G  
      ② 齿轮精度 /}\EMP  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 7 Ld5  
     /MB3w m  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 :!\?yj{{  
按齿面接触强度设计 -Fe) )Y'=  
I=)u:l c  
确定各参数的值: Re{vO&.  
①试选=1.6 3U0>Y%m|,  
选取区域系数 Z=2.433   ?6F\cl0.  
     tB_GEt2M  
    则 e:E:"elr]  
    ②计算应力值环数 ZzNp#FrX"  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) a'zf8id  
    =1.4425×10h oZkjg3  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) db%o3>>e  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 90o G+T4  
    ④齿轮的疲劳强度极限 |gW>D=rkj  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 0wCJNXm  
    []==0.93×550=511.5 ^#T@NN0T  
#MbkU])  
    []==0.96×450=432         F(J6 XnQ  
许用接触应力   Qx-/t9`!Z  
         r wtU@xsD  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   TzT(aWP"  
         =1 /*)zQ?N  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 K]{Y >w  
    =4.47×10N.m J|-X?V;ZW  
    3.设计计算 t%$>  
①小齿轮的分度圆直径d ]3xb Q1  
     A{Jp>15AVg  
    =46.42 owDp?Sy}E  
    ②计算圆周速度 iYi3x_A`  
    1.52 #d,+87]\=  
    ③计算齿宽b和模数 N^\<y7x  
计算齿宽b !e5!8z  
       b==46.42mm 3":vjDq$  
计算摸数m #)&kF+  
  初选螺旋角=14 %l4LX~-:  
    = /UP&TyZ  
    ④计算齿宽与高之比 &DQyJJ`k  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 o}q>oa b z  
=46.42/4.5 =10.32 [&e|:1  
⑤计算纵向重合度 q#RUL!WF7U  
=0.318=1.903 N?Byp&rqI<  
⑥计算载荷系数K V(hM@ztN  
使用系数=1 =P}ob eY  
根据,7级精度, 查课本得 >/@wht4- j  
动载系数K=1.07, ' U]\]Wp  
查课本K的计算公式: ZG29q>  
K= +0.23×10×b cZB?_[Cp  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 6'YT3=  
查课本得: K=1.35 PE $sF ]/  
查课本得: K==1.2 or~2r8  
故载荷系数: 1>I4=mj  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 BG>fLp  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 kj_MzgC'?  
    d=d=50.64 a8D7n Ea  
    ⑧计算模数 us j:I`>  
    = Q&j-a;L  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 1b^e4  
    由弯曲强度的设计公式 T_\Nvzb}  
    ≥ SlU?,)J}  
GM_~2Er]  
⑴   确定公式内各计算数值 nHAET  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m BlwAD  
         确定齿数z <v&L90+s\;  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 Yatd$`,hW  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 ,z4)A&F[c;  
    Δi=0.032%5%,允许 ]ySm|&aU  
    ②      计算当量齿数 5&59IA%S  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  RT+pB{Y  
    z=z/cos=144/ cos14=158 0R2KI,WI  
    ③       初选齿宽系数 b |SDg%e  
     按对称布置,由表查得=1 =VC"X?N  
    ④       初选螺旋角 /b&ka&|t  
    初定螺旋角 =14 {KQ-QKxxS  
    ⑤       载荷系数K m*bTELb  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 2VpKG*!\  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y O0Z !*Hy  
    查得: )RUx  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 n["G ry  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 ]>v C.iYp  
     azhilUD8  
    ⑦       重合度系数Y o,r72>|  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 |Y-{)5/5}  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 u[:-^H  
=14.07609 p!oO}gE  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 NUO#[7OK+x  
    ⑧       螺旋角系数Y ys/U.e|)!  
 轴向重合度 =1.675, PiwMl)E|!  
    Y=1-=0.82 hs;YMUA"  
     hwx1fpo4  
    ⑨       计算大小齿轮的 _cc3 7[  
 安全系数由表查得S=1.25 nYsB^Nr6  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 6o:b(v&Oo  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10  !n`9V^`  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 "?*B2*|}`  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   h5)4Z^n  
    小齿轮     大齿轮 AU$<W"%R  
eoj(zY3  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: q1^bH 6*fl  
    K=0.86        K=0.93   'G1~ A +  
wiFA 3_\G  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 +X%pUe  
      []= K ' ?`'7  
      []= *w#^`yeo  
       Lo<WK  
       w,T-vf  
        大齿轮的数值大.选用. `uwSxt  
     <)$e*HrI  
⑵   设计计算 Nf5zQ@o_y  
     计算模数 +@^FUt=tq  
9oj#5Hq  
N,bH@Q.Ci  
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: " k0gZb  
f8?hEa:js  
z==24.57  取z=25 cy64xR BB  
2!)|B ;y  
那么z=5.96×25=149           <YM!K8hu$  
  /B 53Z[yL  
②   几何尺寸计算 jX7;hQ+P  
    计算中心距     a===147.2 s?JOGu  
将中心距圆整为110 @ N@ !Q  
&c^tJ-s  
按圆整后的中心距修正螺旋角 mIe 5{.m#  
J[{ R:l\  
=arccos D!DL6l`  
*L&|4|BF2  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. {,=U]^A  
?!.L#]23f  
计算大.小齿轮的分度圆直径 B)x^S >  
     F Jp<J  
    d==42.4 b:PzqMh{G  
e>UU/Ks  
d==252.5 &s{d r  
vX?C9Fr2  
计算齿轮宽度 Y1;jRIOA  
z%;_h-  
B= @rv)J[7Y&  
cte Wl/v  
圆整的       58t_j54  
ro+8d  
                                            大齿轮如上图: SN 4JX  
|&MO us#v  
{wl7&25  
?L|Ai\|  
7.传动轴承和传动轴的设计 x21XzGLY|}  
#h#_xh'  
1.  传动轴承的设计 v"*c\,  
"H9q%S,FH  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 dG!)<  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min RNopx3  
T1=43.77kn.m Us\Nmso z  
⑵.  求作用在齿轮上的力 e F(oHn,  
    已知小齿轮的分度圆直径为 w5vzj%6i  
        d1=42.4 [4Q;5 'Dj  
而  F= ub2B!6f a  
     F= F BxiR0snf0q  
( m7qc  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N h %5keiA  
yb-4[C:i  
5~OKKSUmT  
v=daafO  
⑶.   初步确定轴的最小直径 zhe~kI  
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 _U o3_us  
hG}gKs  
I  :8s3;  
             s)+] pxV0-  
     从动轴的设计 8yybZ@  
       M}`T-"qf  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, W!|l_/L'   
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M KuF>2KX~Y  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 w3;T]R*  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ./<giTR:p  
        d2=252.5 {5 3#Xd  
而  F= &w{z  
     F= F I/zI\PP,  
s~A:*2\  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N DG,m;vg+  
1I%niQv5t  
@P">4xVX{  
A~;.9{6J[t  
⑶.   初步确定轴的最小直径 PB #EU 9  
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 L% T%6p_  
CQA^"Ll  
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 \Hu?K\SWs  
查表,选取 )h,}v()qc#  
L?(m5u~b  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 U%KgLg#  
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 pIPjTQ?cq  
XvZ5Q  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (\4YBaGd  
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  。 WV;[vg]  
0xV[C4E[6  
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. {DX1/49  
;I>77gi`]  
            D        B                轴承代号     jF{)2|5  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     +WvW#wpH  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     ?Hbi[YD  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     nIl<2H]F`  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     d3p;[;`  
DCgiTT\  
     T'7x,8&2|  
0Hr)h{!F"  
     !/Wv\qm  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 lAAPV  
    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, *jl_,0g]  
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.     Q[bIkvr|  
nN(Q}bF  
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. Yt;@ @xe&  
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, Jh%k:TrBm  
高速齿轮轮毂长L=50,则 _p| KaT``  
&.:yP3  
L=16+16+16+8+8=64 ScC!?rTW~7  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. d-"[-+)-  
&uJ7[m19z  
5.    求轴上的载荷   ]2xoeNF/W{  
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, WhL 1OG  
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. mh~n#bah  
u_S>`I  
@TnAO8Q>XD  
Mp^U)S+  
jqy?Od )  
dYhLk2  
!7anJl  
|y2cI,&   
$]iRfXv,l!  
     )h(yh50 B  
Ox f,2r  
传动轴总体设计结构图: d?(eL(W  
     EB>rY  
                             mQt?d?6  
XcQ'(  
                             (主动轴) 2n5{H fpY  
<txzKpM  
+yu^Z*_  
        从动轴的载荷分析图: q,eXH8 x  
N%`Eq@5  
6.     校核轴的强度 wB W]w  
根据 siGt5RH*  
== f5QJj<@  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 zgHF-KEV  
查表15-1得[]=60MP ]6EXaf#  
〈 []    此轴合理安全 Ci^tP~)&"  
W>]=0u4  
8、校核轴的疲劳强度. %Tv^BYQAZ  
⑴.   判断危险截面 [+v}V ,jb  
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. p uLQ_MNV  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 s&*s9F  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 kzb1iBe 6m  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 #$9rH 2zd  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 jR&AQ-H&  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 })}-K7v1+  
截面上的弯曲应力 &\o !-EIK8  
t^1c^RpTb  
截面上的扭转应力 nxh9'"th  
== h|Uy!?l  
轴的材料为45钢。调质处理。 2*1s(Jro  
由课本得: +Udlt)H  
           Sud5F4S  
因             BpKgUwf;C  
经插入后得 i&?do{YQ)  
2.0         =1.31 .J3Dk=/  
轴性系数为 .4wp  
       =0.85 hkL[hD  
K=1+=1.82 qZ7/d,w  
    K=1+(-1)=1.26 MM%c   
所以               `Z0#IeX=  
!]k$a  
综合系数为:    K=2.8 `&yUU2W  
K=1.62 ul$YV9 [\  
碳钢的特性系数        取0.1 ]n:)W.|`R  
   取0.05 3 # ua  
安全系数 Q[k7taoy  
S=25.13 3q.O^`y FU  
S13.71 cHMS[.=;  
≥S=1.5    所以它是安全的 &~7b-foCq  
截面Ⅳ右侧 5? s$(Lt~  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 7=ZB?@bU~  
=/rIXReY  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 <j.bG 7  
X|7Y|0o  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 )5j%."  
$h-5PwHp  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 ymBevL  
截面上的弯曲应力   \Podyh/;?  
截面上的扭转应力 FPu"/4v&  
==K= ?b~Vuo  
    K= Hs+VA$$*  
所以                 5Qik{cWxBq  
综合系数为: y$At$i>u  
K=2.8    K=1.62 PQRh5km  
碳钢的特性系数 '%`W y@  
    取0.1       取0.05 !RnO{FL  
安全系数 %Y` @>P'  
S=25.13 zZ|Si  
S13.71 !z;a>[T'  
≥S=1.5    所以它是安全的 mlY0G w_e  
5xi f0h-`  
9.键的设计和计算 vb}; _/ #?  
?s("@dz_  
①选择键联接的类型和尺寸 z1ltc{~Z  
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. g@.RfX=  
根据    d=55    d=65 (@dh"=Lt\  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 ;jTP|q?|{  
                     b=20     h=12     =50 m[C-/f^u|  
lu(<(t,Lbs  
②校和键联接的强度 pI |;  
  查表6-2得      []=110MP W$0<a@  
工作长度  36-16=20 j3rBEQ,R  
    50-20=30 F+_4Q  
③键与轮毂键槽的接触高度 tH<v1LEZN  
     K=0.5 h=5 h@T}WZv  
    K=0.5 h=6 A}sb 2P  
    由式(6-1)得: IBWUeB:b  
           <[] a2*WZc`  
           <[] !=#E/il,  
    两者都合适 u7&r'rZ1_!  
    取键标记为: nv(Pwb3B  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 o*\kg+8  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 |8h<Ls_  
10、箱体结构的设计 glh2CRUj  
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, [K[tL|EK  
大端盖分机体采用配合. @YP\!#"8  
n\5` JNCb  
1.   机体有足够的刚度 2"NRnCx *  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 /!UuGm   
O9]j$,i  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 >>wb yj8  
wYhWRgP  
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 tq?lF$mM:  
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 yE-&TW_q:>  
Bm%:Qc*  
3.   机体结构有良好的工艺性. K GkzE  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. f 5_n2  
8UoMOeI3  
4.   对附件设计 *~M=2Fj;i  
A  视孔盖和窥视孔 B N@*CG  
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 %$I\\q q>{  
B  油螺塞: : KZI+  
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。 t/_w}  
C  油标: Nc[>CgX"@  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 f!*b8ND^R  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. +GgWd=X.Y  
FqQm *k_  
D  通气孔: 3`J?as@^8  
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. U}6'_ PRQ  
E  盖螺钉: B @UaaWh  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 FgNO#%  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. )m"NO/sJ2  
F  位销: ,Vt7Kiu  
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. RM-| ?%  
G  吊钩: [Zl  
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. &6PZX0M  
on(F8%]zE  
减速器机体结构尺寸如下: 9C$b^wHd  
57)S"  
名称    符号    计算公式    结果     E*7B5  
箱座壁厚                10     E$34myOVf  
箱盖壁厚                9     HLAWx/c,j"  
箱盖凸缘厚度                12     9<WMM)  
箱座凸缘厚度                15     [L|H1ll  
箱座底凸缘厚度                25     <m`HK.|~  
地脚螺钉直径                M24     A(W%G|+  
地脚螺钉数目        查手册        6      e1S |&W8  
轴承旁联接螺栓直径                M12     IQoz8!guh:  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     hv}rA,Yd  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     LSNa  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     R"Hhc(H  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     /Bid:@R  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 2K!3+D"  
    22 K/+5$SjF  
    18     -$?xR](f  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 z6B/H2  
    16     S$+vRX7  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     ^u:7U4  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     Q{UR3U'Q  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     iT%aAVs  
机盖,机座肋厚                9    8.5     '73dsOTIT  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) F5gL-\6  
150(3轴)     x$J1%K*  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) x<"1T w5e  
150(3轴)     8V;@yzI ha  
     9loWh5_1Z  
11. 润滑密封设计 f`.8.1Rd  
CK 3]]{  
    对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. rm;'/l8Y-E  
    油的深度为H+ 2Auhv!xV  
         H=30  =34 tjBs>w  
所以H+=30+34=64 dZIAotHN:  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 "8&pT^  
     7;#9\a:R?  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 G`8gI)$u  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     8t!(!<iF0  
    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 7u6o~(  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 Q` 4=  
     (#BkL:dg  
12.联轴器设计 Y _m4:9p  
,@tkL!"9q  
1.类型选择. fB:9:NX  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 LUl6^JU  
2.载荷计算. =zDU!< U  
公称转矩:T=95509550333.5 Yew n  
查课本,选取 GRB/N1=  
所以转矩   L$cNxz0$  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 sNc(aGvy  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm @HxEp;*NH"  
zIi|z}WJ  
四、设计小结 oN)l/"%C7/  
    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。 YFv/t=`  
    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。 jA$g0>  
五、参考资料目录 8V>j-C  
[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; Gi~p-OS,  
[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; >N@tInE  
[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; Yc3\NqQM  
[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; (wEaa'XL  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 l)[\TD  
[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; <{bQl L  
[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? \ T/i]z  
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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