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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 b+hN\/*]  
                 rw gj]  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         T*8K.yw2  
                 ^~@3X[No  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) 6uUn  
zM<L_l&  
目   录 ! R3P@,j  
     #qD[dC$[t  
一    课程设计书                            2 @'?gan#(  
-:J<JX)o  
二    设计要求                              2 fH:S_7i  
\n^[!e"`  
三    设计步骤                              2 `P*BW,P'T  
     h/8p2Mrqi  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 2cRru]VZ5  
    2. 电动机的选择                                4 T34Z#PFwe  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 ucU7 @j  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 } _^ vvu  
    5. 设计V带和带轮                              6 KH=3HN}  
    6. 齿轮的设计                                  8 h%4UeL &F  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 ,\aL v  
    8. 键联接设计                                  26 T.-tV[2  
    9. 箱体结构的设计                              27 unbIfl=  
    10.润滑密封设计                                30 WpnP^gmX  
    11.联轴器设计                                  30 k#8`996P  
     |GsMLY:0  
四    设计小结                              31 {9x>@p/  
五    参考资料                              32 vX}w_Jj>  
l+hOD{F4pS  
一. 课程设计书 .jtv Hr}U  
设计课题: bQwG"N  
    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 ;'08-Et  
表一: z5Tsu1 c  
         题号 7n+,!oJ  
U[8F{LX  
参数    1     _G'A]O/BZD  
运输带工作拉力(kN)    1.5     c14d0x{  
运输带工作速度(m/s)    1.1     HJ0;BD.]  
卷筒直径(mm)    200     !y'>sAf  
.9,x_\|G*  
二. 设计要求 ?K:. Pa  
1.减速器装配图一张(A1)。 n~}[/ly  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 9&`";dg  
3.设计说明书一份。 g;nLR<]  
eMmNQRmH  
三. 设计步骤 kN8B,  
    1.  传动装置总体设计方案 r)K5<[\r  
    2.  电动机的选择 _2{_W9k  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 >w,jaQ  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 _<Ij)#Rq7  
    5.  “V”带轮的材料和结构 H{S+^'5Y.  
    6.  齿轮的设计 ^~7Mv^A  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 !IO\g"y~|%  
    8、校核轴的疲劳强度 *FZav2]-  
    9.  键联接设计 ',t*:GBZCf  
    10.  箱体结构设计 37Q8Yf_  
    11. 润滑密封设计 HX}B#T  
    12. 联轴器设计 ,r]H+vWS  
     z\" .(fIV  
1.传动装置总体设计方案: n]D io  
-;&I S  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 S4{vS?>j  
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, z/f._Z(  
要求轴有较大的刚度。 lBs-u h  
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。 \)wch P_0  
其传动方案如下: ju "?b2f  
        oSkQ/5hg.  
图一:(传动装置总体设计图) r `n|fD.  
WG,1%=M@  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 @U1|?~M%s  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 <*dcl2xS  
     传动装置的总效率 Qzo -Yw`=  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; c ^.^5@  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, XM w6b*O  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, h$6'9rL&i  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 dzAumWoh  
wCR! bZ w  
  2.电动机的选择 M<*Tp^Y'  
{Bk` Zlki  
    电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, i$@xb_  
    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, t&=bW<6  
    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。 Tj_K5uccU}  
     <jF&+[*iT  
    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, ort*Ux)  
     FA)ot)]  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 L[Z^4l_!  
     jQ%1lQ#R)  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 ,pdzi9@=t  
                                                  4dCXBTT  
?QJx!'Y,p  
方案    电动机型号    额定功率 3C%|src  
P 3'`&D/n  
kw    电动机转速 T&>65`L  
    电动机重量 O TlqJ  
N    参考价格 :f39)g5>  
元    传动装置的传动比     ~/-SKGzo-  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     'h'pM#D  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     F9K`N8wlu  
  LTo!DUi`  
   中心高 YjTr49Af0  
        外型尺寸 Ao`e{  
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     R=E4Sh  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     *P/A&"i[E  
A>upT'  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 Ib{l$#  
(:`4*xK  
(1)       总传动比 *~U.36  
    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 w`f66*@Q1  
    (2)       分配传动装置传动比 lqL5V"2Y  
    =× z[QDJMt>  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 XIbxi  
    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 $3>Rw/,  
4.计算传动装置的运动和动力参数 UR _Ty59  
(1) 各轴转速 Zn r4^i&(  
  ==1440/2.3=626.09r/min wUr(i*  
  ==626.09/5.96=105.05r/min OhCdBO  
(2) 各轴输入功率 U= f9b]Y  
    =×=3.05×0.96=2.93kW <_|@ ~^u  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW >h#juO"  
    则各轴的输出功率:   k# Ho7rS&  
=×0.98=2.989kW S$fS|N3]%  
=×0.98=2.929kW /ZabY  
各轴输入转矩 Ezew@*(  
   =××  N·m )rj!/%  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· .U|'KCM9m  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m _zM?"16I}  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m YQ d($  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m 6IT6EkiT  
=×0.98=242.86N·m kjV>\e  
运动和动力参数结果如下表 ">1wPq&  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     e\[q3J  
    输入    输出    输入    输出         5!Y\STn  
电动机轴        3.03        20.23    1440     dazML|1ow  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     JB'tc!!*  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     lg$aRqI29  
f~P YK  
5、“V”带轮的材料和结构 eF{uWus  
  确定V带的截型 ~b)X:ku  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 ,JK0N_=  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 I F!xZ6X8  
      V带截型      由图6-13                        B型 W[)HFh(#  
   T>| hID  
  确定V带轮的直径 ?87\_wL/j  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm $+4 4US  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s dZ(Z]`L,B  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm > _sSni  
   P8dMfD*"E  
  确定中心距及V带基准长度 ?_AX;z  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 !] uB4  
                          360<a<1030 [Ca''JqrA  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm V*te8HIe  
     |-\anby<  
  初定V带基准长度 U ^O4HJ  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm C/N;4  
       5TuwXz1v  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm 9x4z m  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm y,&[OrCm^\  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 &glh >9:G  
   ^C^I  
   确定V带的根数 UYZC% $5x  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw CXoiA"P  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 0H +nVR  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 dPpQCx f  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 l{8O'4;  
         C,> n  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 [Fag\/Y+  
                             ^u$=<66  
                       取Z=2 ~1*37w~  
V带齿轮各设计参数附表 + XBF,<P  
7oIHp_Zq  
各传动比 0#Ug3_dfr  
qlPIxd  
    V带        齿轮     $0$sDN6)x  
    2.3        5.96     Il@K8?H@  
  AG vhSd7  
2. 各轴转速n |;Jt * _  
    (r/min)        (r/min)     Q/Z>w+zh#  
    626.09        105.05     b+whZtNk7  
.0U[n t6  
3. 各轴输入功率 P z@19gD#8  
    (kw)        (kw)     NkGtZ.!pk  
    2.93       2.71     ^2rj);{V  
*!`&+w  
4. 各轴输入转矩 T "\;n t5L  
    (kN·m)        (kN·m)     h0~<(3zC  
43.77        242.86     o+}1M  
?rt[ aK  
5. 带轮主要参数 ; Gv-$0{P3  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         '*`n"cC:  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     #huh!Mn  
带的根数z     .HY,'oC.  
    160        368        708        2232        B        2     X04LAYY_u  
GcO:!b*YMp  
6.齿轮的设计 8#A4B2  
jc:=Pe!E  
(一)齿轮传动的设计计算 _hJ+8B^`  
s-SFu  
齿轮材料,热处理及精度 SufM ~9Ll  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 45%D^~2~F  
    (1)       齿轮材料及热处理 0;`FS /[(f  
       ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 (?,jnnub  
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 ircL/:  
      ② 齿轮精度 ]QHZ [C  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 2'W# x  
     ;QG8@ms|  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 vzSjfv  
按齿面接触强度设计 PW"?* ~&  
ia /#`#.  
确定各参数的值: oTb42a_j{  
①试选=1.6 HtE^7i*_  
选取区域系数 Z=2.433   ?AxB0d9z  
     O<>+l*bk  
    则 o(v7&m;  
    ②计算应力值环数 r_bG+iw7p  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) zU0JwZi  
    =1.4425×10h 0%\fm W j  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=)  v1?G  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 ;&?ITV  
    ④齿轮的疲劳强度极限 # E8?2]  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: q:jv9eL.O  
    []==0.93×550=511.5 X>yE<ni  
zh?B-"O=5  
    []==0.96×450=432         gLo&~|=L-  
许用接触应力   }7fzEo`g  
         X9" T(`  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   NX;{L#lQ  
         =1 i6;rh-M?.  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 p!Tac%D+k  
    =4.47×10N.m kwS[,Qy\  
    3.设计计算 Ew{N 2  
①小齿轮的分度圆直径d %%wngiz\  
     Q3t%JP>;g  
    =46.42 v33[Rk'  
    ②计算圆周速度 Bz:Hp{7&  
    1.52 =3V4HQi  
    ③计算齿宽b和模数 0}k vuuR  
计算齿宽b <X1[j9Qtv0  
       b==46.42mm \ sz](X  
计算摸数m !#olG}#[  
  初选螺旋角=14 #=m:>Q?%z  
    = ^ 6t"A  
    ④计算齿宽与高之比 Ia^/^>  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 _\,4h2(  
=46.42/4.5 =10.32 9]{Ss$W3x  
⑤计算纵向重合度  1&=2"  
=0.318=1.903 9(KffnE^  
⑥计算载荷系数K 0r&FH$  
使用系数=1 |NjyO>@Pa  
根据,7级精度, 查课本得 VF7H0XR/k5  
动载系数K=1.07, fv>Jn`  
查课本K的计算公式: ^ilgd  
K= +0.23×10×b +$^ [ r  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 {+9t!'   
查课本得: K=1.35 N=8CVI  
查课本得: K==1.2 IeIv k55  
故载荷系数: "(+aWvb  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 /cZcfCW  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 hH?ke(&=f  
    d=d=50.64 4tapQgj24  
    ⑧计算模数 `E>o:tff  
    = B,4GxoX`  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 (i@(ZG]/  
    由弯曲强度的设计公式 {N-*eV9#  
    ≥ w;Pe_m7\EO  
N,cj[6;T%  
⑴   确定公式内各计算数值 MF::At[4   
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m I =K<%.  
         确定齿数z lg jY\?  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 "1ZVuI  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 JQ\o[t  
    Δi=0.032%5%,允许 # kmI#W"^  
    ②      计算当量齿数 2l8z/o7v  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  5pE@Ww  
    z=z/cos=144/ cos14=158 wqXo]dX  
    ③       初选齿宽系数 yv5c0G.D  
     按对称布置,由表查得=1 X=JAyxY  
    ④       初选螺旋角 Fi+,omB&  
    初定螺旋角 =14 YdAC<,e&A  
    ⑤       载荷系数K IS!]!s'EI  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 LFQP ysC  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y n]wZ7z  
    查得: xkz`is77Y@  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 Bq \WG=Fd  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 ]G=^7O]`C!  
     IBv9xP]BZ  
    ⑦       重合度系数Y B|BJkY'  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 ?eR^\-e  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 YccD ^w[`B  
=14.07609 {E>(%vD  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 ? ~~,?Uxw!  
    ⑧       螺旋角系数Y u O~MT7~[X  
 轴向重合度 =1.675, ^eqq|(<K  
    Y=1-=0.82 7(5 wP(  
     ]<E\J+5K  
    ⑨       计算大小齿轮的 ob=IaZ@?  
 安全系数由表查得S=1.25 9uY$@7qH  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 , @6_sl  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 zeHs5P8}r  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 |Iq\ZX%q  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   9=MxuBl  
    小齿轮     大齿轮 xV5eKV  
 Hh<}~s  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数:  qr7_3  
    K=0.86        K=0.93   5A"OL6ty  
+t;j5\HS  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 e_CgZ  
      []= sZ7BBJX2K  
      []= >1d`G%KfG  
       c ]&|.~2&  
       q\\52 :\  
        大齿轮的数值大.选用. UR.l*+<W7  
     Ps7Bt(/  
⑵   设计计算 L [7Aa"R  
     计算模数 W-@}q}A  
rM(2RI4O`0  
k:kx=K5=4  
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: #s^~'2^%4  
`zOQ*Y&  
z==24.57  取z=25 c27A)`   
HrQft1~N  
那么z=5.96×25=149           2=xjgK  
  elm]e2)F  
②   几何尺寸计算 >`c-Fqk  
    计算中心距     a===147.2 `+Ojh>"*z*  
将中心距圆整为110 ;3WVrYe  
L+y90 T6?  
按圆整后的中心距修正螺旋角 IHtNaN )  
]l4# KI@  
=arccos Zo|# ,AdE>  
qY$/i#  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. 0SLS;s.GX  
pElAY3  
计算大.小齿轮的分度圆直径 D^9r#&  
     W-+~r  
    d==42.4 8yV?l7  
k~ZE4^dM  
d==252.5 WrNm:N  
^X/[x]UOT@  
计算齿轮宽度 ACcxQK}  
Mm+kG'Z!S  
B= 4r'f/s8"#  
`-L{J0xq  
圆整的       t1)Qa(#]  
qXJBLIG  
                                            大齿轮如上图: {\+!@?  
~4fjFo&_\  
Cj x(Z]  
ki[Yu+';}  
7.传动轴承和传动轴的设计 R4Vi*H  
IirXF?&t  
1.  传动轴承的设计 y9OxPq.Cy  
LD~/*  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 b-rgiR$cg  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min o%E^41M7E  
T1=43.77kn.m HG/`5$L +}  
⑵.  求作用在齿轮上的力 DPE]<oM  
    已知小齿轮的分度圆直径为 n$fYgZKn  
        d1=42.4 2Po e-=  
而  F= N>S_Vgk}  
     F= F ~;A36M-[.  
\,i?WgWv  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N l |c#  
OTNcNY  
{ ke}W  
pLvvv#Y  
⑶.   初步确定轴的最小直径 |Y6+Y{|\  
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 O*dN+o  
HH+$rrTT  
Q$NT>d6Q  
             :eIu<_,}  
     从动轴的设计 "r Bb2.  
       a.r+>44M  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, '<.@a"DnJ  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M T(E$0a)#  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 FCu0)\  
    已知大齿轮的分度圆直径为  *TEgV  
        d2=252.5 Wu\{)g{&  
而  F= #3l&N4/  
     F= F ?n 9<PMo  
jW^@lH EU  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N +O 2H":$  
u!FX 0Ip  
~9N n8g6  
GS %ACk  
⑶.   初步确定轴的最小直径 l cHqg  
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 >8$]g  
.]_ (>^6  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 N<lO!x1[H*  
查表,选取 dy^Zlu` f  
p,hDZea  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 bn b:4?d]  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 %Y7\0q~Z  
+} al_.  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 U8+5{,$\.  
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  。 8cV3VapF  
Sl,\  <a  
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. L 1FT h  
dX4"o?KD>  
            D        B                轴承代号     ^h}xFiAV#  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     2UPqn#.3  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     +9MoKn=h  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     ev}lb+pr)_  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     /0PBY-O  
g]sc)4  
     1$&(ei]*:  
x]~{#pH@<  
     r &<sSE;5  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 $IZ02ZM$  
    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, ZK1H%&P=R  
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.     O_yk<  
Sm@T/+uG:  
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}w,$ Y  
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, v1s.j2T  
高速齿轮轮毂长L=50,则 A2fc_A/a  
~C|. .Z  
L=16+16+16+8+8=64 f~HC%C YH  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. o5NV4=  
O#j&8hQ>  
5.    求轴上的载荷   k,p:!S(bl  
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, Q{s9{  
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. 8F?6Aq1B  
O] T'\6w  
Fj?gXc5{  
T d E.e(  
2U;6sn*e  
_Hhf.DmUAH  
?X'm>R. @  
ZCP r`H  
/I`A wCx  
     = ;hz,+  
`x{*P.]N!<  
传动轴总体设计结构图: k0@b"y*  
     ljr?Z,R4  
                             WOw( -  
X+0+ }S  
                             (主动轴) Rm i4ZPb.  
d:j65yu  
C;mcb$@  
        从动轴的载荷分析图: Zb p+b;  
| z 1  
6.     校核轴的强度 9L2]PU v  
根据 b3'U }0Ug  
== IE^xk@  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 mE|?0mRA %  
查表15-1得[]=60MP Z1 7=g@  
〈 []    此轴合理安全 A_:CGtv:  
(hB+DPi  
8、校核轴的疲劳强度. O,a1?_m8  
⑴.   判断危险截面 <$ "   
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. HLlp+;CF><  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 yYdow.b!  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 e7n[NVrX  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 aEL^N0\d  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ^x BQ#p  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 i[IOR0  
截面上的弯曲应力 hDn?R}^l{  
\LN!k-c  
截面上的扭转应力 jDWmI% Y.  
== "!g}Q*   
轴的材料为45钢。调质处理。 bfE4.YF  
由课本得: '<Fr}Cn  
           Em<B 9S  
因             ?:sk [f6  
经插入后得 G!G]*p5  
2.0         =1.31 6Z}8"VJr {  
轴性系数为 o_i N(K  
       =0.85 _A>?@3La9  
K=1+=1.82 bjO?k54I  
    K=1+(-1)=1.26 %X5p\VS\7  
所以               ZC99/NWN  
3 i*HwEh  
综合系数为:    K=2.8 3J3Yt`  
K=1.62 Wx:He8N] H  
碳钢的特性系数        取0.1 6E)emFkQ  
   取0.05 Bn4wr  
安全系数 }zO>y%eI  
S=25.13 )/p=ZH0[  
S13.71 ITt*TuS 2c  
≥S=1.5    所以它是安全的 hFQ*50n}  
截面Ⅳ右侧 x\i+MVR-  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 Jyz*W!kI  
X-_ $jKfM  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 @'~7O4WH  
A)5;ae  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 p0|PVn.^h  
,6EFJVu \  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 x@p1(V.  
截面上的弯曲应力   6)h~9iK  
截面上的扭转应力 |uIgZ|7[  
==K= ;"9$LHH*  
    K= y0R9[ ;b07  
所以                 /S #Z.T~~  
综合系数为: w;wgh`ur  
K=2.8    K=1.62 nK8IW3fX9)  
碳钢的特性系数 HOr.(gL!  
    取0.1       取0.05 .3 S9=d?  
安全系数 oG$OZTc  
S=25.13 P-_2IZiz  
S13.71 N|3a(mtiZ'  
≥S=1.5    所以它是安全的 PiVp(; rtQ  
]}Jb'(gMO4  
9.键的设计和计算 c D5N'3  
(R|_6[zy  
①选择键联接的类型和尺寸 c$n`=NI  
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. C9j3|]nyL  
根据    d=55    d=65 Njmb{L]Cps  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 wZsjbNf`K  
                     b=20     h=12     =50 aJzyEb  
}? :T*CJ  
②校和键联接的强度 S] R.:T_%  
  查表6-2得      []=110MP @#>YU  
工作长度  36-16=20 #PGpB5vnaA  
    50-20=30 ,7n8_pU  
③键与轮毂键槽的接触高度 Ge=|RAw3  
     K=0.5 h=5 BmI'XB3'P  
    K=0.5 h=6 WX&0;Kr  
    由式(6-1)得: m5%E1k$=  
           <[] G2s2i2& 6E  
           <[] Jz@2?wSp  
    两者都合适 @M)"  
    取键标记为: QR\2 %}9b  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 ] ]lN[J  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 bNG7A[|B  
10、箱体结构的设计 R/\qDY,@  
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, G<FB:?|  
大端盖分机体采用配合. N+zR7`AG8  
G\B:iyKl  
1.   机体有足够的刚度 IWT -)+  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 D}/nE>*  
C,) e7  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 \y0]BH  
o9+fA H`D  
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm Z^t{m!v  
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 m~`f0  
h%ba!  
3.   机体结构有良好的工艺性.  +wE>h>?;  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. 3Lm7{s?=Z-  
|o#pd\  
4.   对附件设计 @0D  
A  视孔盖和窥视孔 <.U(%`|  
在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 ] ?k\ qS  
B  油螺塞: ZJOO*S  
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 O6b.oS '-  
C  油标: .GiQC {@9w  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 |6w {%xC?"  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. '^`%  
roNs~]6  
D  通气孔: (BZd%!  
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. e[g.&*!  
E  盖螺钉: "vo o!&<  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 w^)_Fk3  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. ADT8A."R[  
F  位销: v4W<_ 7L_  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度. .tzQ hd>  
G  吊钩: hOr4C4  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. >$_@p(w  
]Vd1fkXO0  
减速器机体结构尺寸如下: zxy/V^mu  
r~;TId} #  
名称    符号    计算公式    结果     %!V=noo  
箱座壁厚                10     ?dQ#%06mn  
箱盖壁厚                9     O/lu0acI  
箱盖凸缘厚度                12     RO.bh#A$  
箱座凸缘厚度                15     N3|aNQ=X0  
箱座底凸缘厚度                25     RO8]R2A  
地脚螺钉直径                M24     vve[.Lud'  
地脚螺钉数目        查手册        6     Rqun}v}  
轴承旁联接螺栓直径                M12     B0ZLGB  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     ;f~z_3g  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     `YK%I8  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     ^e:rRk7 &  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     Y@'ahxF  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 >5bd !b,  
    22 y9-}LET3j  
    18     ~.<}/GP]_  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 --g? `4  
    16     Ov|Uux  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     Wfj*)j Q  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     F1b~S;lm  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     cB2jf</  
机盖,机座肋厚                9    8.5     Kz9h{ Tu4  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) o;J_"' kP  
150(3轴)     [p 8fg!|  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) $6yr:2Xvt  
150(3轴)     hG>3y\!#  
     AGgL`sP  
11. 润滑密封设计 Z=y^9]  
?ubIh.d  
    对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. )jaNFJ 3  
    油的深度为H+ Tsl0$(2W  
         H=30  =34 =f-.aq(G/  
所以H+=30+34=64 hxj[gE'R(  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 = RQ\i6Y  
     I cz) Qtg|  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 6ZwFU5)QE/  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     MDh^ic5  
    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 XjV,wsZ=  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 l@nG?l #  
     O{44GB3  
12.联轴器设计 sp&)1?!M  
uY*|bD`6&  
1.类型选择. Vv5#{+eT;  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 /b~|(g31"  
2.载荷计算. "T'?Ah6  
公称转矩:T=95509550333.5 mp+lN:  
查课本,选取 ,K[}Bz  
所以转矩   OA\ *)c+F  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 sXm,y$ \m  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm O(Vi/r2:e  
-~ 5|_G2Y"  
四、设计小结 qra5&Fvb  
    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。 @(Y+W2Iyy+  
    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。 >XiTl;UU  
五、参考资料目录 ,T3_*:0hk!  
[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; /?Fa<{  
[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; {Tym#  
[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; ZsikI@?  
[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; ~}F$1;t0  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 (>gAnebN L  
[6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版; 84$#!=v  
[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? zxt&oT0Q  
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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