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 7@5}WNr  
                 r:<UV^; 9l  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         Beq zw0  
                 ,{=#  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） ~[t%g9  
2{% U\^-  
目   录 Q"S;r1 D  
     gm\P`~+o  
一    课程设计书                            2 DhYQ>Gv8U  
V!(Ty%7  
二    设计要求                              2 Z-.`JkKd8  
GeD^-.^  
三    设计步骤                              2 ymiOtA Z  
     ^,qi` Tk  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 :[?hU}9  
    2. 电动机的选择                                4 :iP2e+j  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 C0Z mv  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 a^>0XXr}Y  
    5. 设计V带和带轮                              6 1!~=8FTv  
    6. 齿轮的设计                                  8 = a$7OV.  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 [}}?a   
    8. 键联接设计                                  26 l`M{Ravvn*  
    9. 箱体结构的设计                              27 sFuB[ JJ}  
    10.润滑密封设计                                30 6=0"3%jn@  
    11.联轴器设计                                  30 jTH,GF  
     Z.ky=vCt  
四    设计小结                              31 1/:WA:]1 ,  
五    参考资料                              32 1Ue )&RW  
]nY,%XE  
一. 课程设计书 Bq3"l%hI  
设计课题: [W;iR_7T5  
    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 ZF!cXo7d  
表一: ?A+-k4l  
         题号 b*&AIiT  
4}E|CD/pZ  
参数    1     .zZee,kM  
运输带工作拉力（kN）    1.5     $aDAD4mmm  
运输带工作速度（m/s）    1.1     )!z<q}i5  
卷筒直径（mm）    200     | vL0}e  
)O*\}6:S  
二. 设计要求 4+"2K-]   
1.减速器装配图一张(A1)。 #eadkj #;  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 [|.IXdJ!  
3.设计说明书一份。 R OsR;C0!  
z3x /Y/X$S  
三. 设计步骤 %38HGjS  
    1.  传动装置总体设计方案 wr I66R}@  
    2.  电动机的选择 BJC$KmGk  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 jrk48z  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 Mtq\xF,/+  
    5.  “V”带轮的材料和结构 EIQ`?8KSR  
    6.  齿轮的设计 0vR gmn  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 rO4R6A  
    8、校核轴的疲劳强度 RC?gozBFJ  
    9.  键联接设计 :+#$=4  
    10.  箱体结构设计 W>W b|W  
    11. 润滑密封设计 >J(._K  
    12. 联轴器设计 a8nqzuI  
     j.or:nF  
1.传动装置总体设计方案: 5,dKha  
GYH{_Fq  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ;\a?xtIy  
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， lgrD~Y (x  
要求轴有较大的刚度。  qHVZsZ  
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。 ,6VY S\a3  
其传动方案如下： SzXR],dA  
        dmA#v:$1  
图一:(传动装置总体设计图) x Zp`  
k0r93 xa  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 b:B+x6M  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 0MpZdJ  
     传动装置的总效率 YOOcHo.F  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； ;Qn)~b~  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， m4\e `nl  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， BN7]u5\7  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 nIZ;N!r=i  
<cm(QNdcC  
  2.电动机的选择 65]>6D43  
~aBf.  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， E)>.2{]C>  
    经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6， Yw(O}U 5e  
    则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。 wF=?EK(;P{  
     Hnft1   
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， iH a:6  
     ]C'^&:&<  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 LO;7NK  
     CKE):kHu  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 PPAcEXsIu  
                                                  h;[<4zw  
1VKu3  
方案    电动机型号    额定功率 =0t<:-?.-  
P 8&Md=ZvK`  
kw    电动机转速 ~`97?6*Ra  
    电动机重量 'nIKkQ" N  
N    参考价格 ~Z`Cu~7  
元    传动装置的传动比     =O%Hf bx  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ;IOM3'5 T@  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     'vwu^u?  
  rSa=NpFxLu  
   中心高 c/lT S  
        外型尺寸 P(%^J6[>  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     U3**x5F_  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     CSwPL>tUV  
HT:V;?"  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 -{XDQ{z<%  
3*zywcTH  
（1）       总传动比 i&TWIl8  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 XvSng"f.  
    （2）       分配传动装置传动比 9^+E$V1@  
    ＝× ;#bDz}|\AN  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 3y tlD'  
    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 'iWDYZ?  
4.计算传动装置的运动和动力参数 6$)FQ U  
（1）　各轴转速 ;I9g;}  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min |b4f3n  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min w8D6j%C  
（2）　各轴输入功率 %At.nlss  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW u!-v1O^[  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW Q h{P>}  
    则各轴的输出功率：   z3c7  
＝×0.98=2.989kW R=2"5Hy=  
＝×0.98=2.929kW <v6W l\  
各轴输入转矩 ~8&P*oFC  
   =××  N·m ?bAv{1dvT=  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· _lDNYpv  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m J#gG*(  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m UHgW-N"  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m @_$Un&eo  
＝×0.98=242.86N·m |It&1fz}  
运动和动力参数结果如下表 Dz&,g+>$J  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     8<x& Xd  
    输入    输出    输入    输出         q/^?rd  
电动机轴        3.03        20.23    1440     Y P,>vzW  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     fK _uuw4  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     *xjP^y":  
3 a|pk4M  
5、“V”带轮的材料和结构 Gs\D`| 3=  
  确定V带的截型 :='I>Gn  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 dT0>\9ZNr  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 nYR#Q|  
      V带截型      由图6-13                        B型 BRa9j:_b  
   i &%m^p  
  确定V带轮的直径 xI_0`@do  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm |c>.xt~  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s ~{ GTL_w  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm ({zWyl  
   VsJKxa4  
  确定中心距及V带基准长度 &>!-67  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知  Cmp5or6d  
                          360<a<1030 (_]!}N  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm ~0h@p4  
     t,n2N13  
  初定V带基准长度 :dQRrmM  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm )~Gn7  
       A2ufET  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm Y/5(BK)  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm 5$$# d_Gj  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 artn _  
   FUf.3@}  
   确定V带的根数 ^i r)z@P?V  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw sH>`eqY  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 h$}PQ   
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 %ZcS"/gf  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 SdN&%(ZE  
         f5p/cUzX  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 *VmX.  
                             6i%6u=um3  
                       取Z=2 Y9gw ('\w  
V带齿轮各设计参数附表 p/88mMr  
9]{va"pe7  
各传动比 4l{$dtKbI  
ak-agH  
    V带        齿轮     p_ f<@WE  
    2.3        5.96     xXc>YTK'  
  ,"KfZf;?  
2. 各轴转速n zVa&4 T-  
    (r/min)        (r/min)     ~o/k?l  
    626.09        105.05     ZJenwo  
YQ.ci4.f  
3. 各轴输入功率 P q 7 <d|s  
    （kw）        （kw）     Hq+QsplG  
    2.93       2.71     e&2,cQRFV  
&AOGg\  
4. 各轴输入转矩 T }6BXa  
    (kN·m)        (kN·m)     1r};cY6  
43.77        242.86     / Y od  
j RcE241  
5. 带轮主要参数 (~%NRH<\  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         gL-kI *Ra  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     gS'7:UH,  
带的根数z     /t< &  
    160        368        708        2232        B        2     7y&6q`y E  
z HvE_ -  
6.齿轮的设计 $,J0) ~  
4I$Y"|_e  
（一）齿轮传动的设计计算 G<=I\T'g;  
/Jc{aw  
齿轮材料，热处理及精度 $,J}w%A  
    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 <F(S_w62  
    （1）       齿轮材料及热处理 Ow*va\0  
       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 oe.Jm#?2.  
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 +uSp3gE"  
      ② 齿轮精度  ?ueL'4Mm  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ;l~a|KW0  
     z@,(^~C_  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 <8;~4"'a  
按齿面接触强度设计 /&Cq-W  
u<uc"KY=  
确定各参数的值: ;"u,G!  
①试选=1.6 l?2  
选取区域系数 Z=2.433   fkp(M  
     8b.k*,r>  
    则 }nX0h6+1  
    ②计算应力值环数 [8UZ5_1WL  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） f|M^UHt8*  
    =1.4425×10h .B- b51Uz  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 87[ ,.W  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 717THci3Y  
    ④齿轮的疲劳强度极限 t6\H  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: T0")Ryu  
    []==0.93×550=511.5 \1gAWUt('  
l[IL~  
    []==0.96×450=432         $x`HmL3Sb  
许用接触应力   \Xmp lG:  
         ,hu@V\SKv  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   wkGr}  
         =1 Y @'do)  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 -%Vh-;Ie(  
    =4.47×10N.m D{Nd2G  
    3.设计计算 L=qhb;  
①小齿轮的分度圆直径d o]4BST(A  
     Ewp2 1  
    =46.42 zHz>Gc  
    ②计算圆周速度 ed/B.SY  
    1.52 " Ot%{&:2  
    ③计算齿宽b和模数 G gA:;f46  
计算齿宽b U ->vk{v  
       b==46.42mm I+;e#v,%U  
计算摸数m PdVx&BL*  
  初选螺旋角=14 @}H'2V  
    = L`K)mCr  
    ④计算齿宽与高之比 C(v'7H{4cW  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 -s2)!Iko&  
=46.42/4.5 =10.32 nVWU\$Ft  
⑤计算纵向重合度 )cRHt:  
=0.318=1.903 YT oG'#qs  
⑥计算载荷系数K zeQ~'ao<  
使用系数=1 N*|EfI|X  
根据,7级精度, 查课本得 { 'A 15  
动载系数K=1.07, NpZ'pBl  
查课本K的计算公式: 5]]QW3  
K= +0.23×10×b Bf00&PE;  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 -M6vg4gf  
查课本得: K=1.35 Zy3F%]V0  
查课本得: K==1.2 qXq#A&  
故载荷系数: /<LjD  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 c^1JSGv  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 ~s4JGV~R  
    d=d=50.64 \G v\&_  
    ⑧计算模数 M5+R8ttc  
    = }0E@eL  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 n8!|}J  
    由弯曲强度的设计公式 =v\}y+ Yh  
    ≥ k7*-v/ *S  
I:=!,4S;  
⑴   确定公式内各计算数值 ld(_+<e  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m T<7}IH$6xE  
         确定齿数z Pfvb?Hy  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 `_Iyr3HAf  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 ~oSA&v4V  
    Δi＝0.032％5％，允许 4%nK0FAj  
    ②      计算当量齿数 7YTO{E6]d\  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  ~P,Z@|c4  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 1iR\M4?Frf  
    ③       初选齿宽系数 [*) 2Ou  
     按对称布置，由表查得＝1 #oEtLb@O  
    ④       初选螺旋角 EMH-[EBx  
    初定螺旋角 ＝14 v8E:64  
    ⑤       载荷系数K Y(rQ032s  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 x?{l<mc  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y rS\mFt X  
    查得: S?v;+3TG  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 QrmGrRH  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 ~rOvVi&4  
     ^v;8 (eF  
    ⑦       重合度系数Y : LX!T&  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 [C 7X#|  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 %:l\Vhhz  
＝14.07609 Sb?v5  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ?=iy 6q  
    ⑧       螺旋角系数Y i0x[w>\-  
 轴向重合度 ＝1.675, I %1P:-  
    Y＝1－＝0.82 4yxf/X)  
     |1OF!(:  
    ⑨       计算大小齿轮的 'g)5vI~'  
 安全系数由表查得S＝1.25 = "Lb5!  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 ,0Udz0  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 u?g;fh6  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 wjID*s[  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   >> -{AR0  
    小齿轮     大齿轮 =x^IBLHN  
%kBrxf  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: Cq=k3d#}  
    K=0.86        K=0.93   O'~^wu.  
QE;,mC>  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 i2O$oHd  
      []= i"!j:YEo  
      []= 1RQM-0W,  
       C0e oV}  
       ![%:X)?  
        大齿轮的数值大.选用. +>mU4Fwp  
     1G,'  
⑵   设计计算 :,^x?'HK  
     计算模数 d5LL( "  
>?X(, c  
NTM.Vj -_h  
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==S4^/yU  
<e8Ux#x/  
z==24.57  取z=25 @q" #.?>s  
`@ Ont+  
那么z=5.96×25=149           <M3&\  
  a=^>A1=  
②   几何尺寸计算 )!`>Q|]}Zd  
    计算中心距     a===147.2 c30 kb  
将中心距圆整为110 +r =p ,leb  
N*hx;k9  
按圆整后的中心距修正螺旋角 [ 3SbWwg  
#5IfF~* i  
=arccos 9;pD0h|  
_H2%6t/V  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. !Ie={BpzbZ  
"g;}B"rG  
计算大.小齿轮的分度圆直径 {f%x8t$  
     z"@UNypc,  
    d==42.4 ,?!4P+ob  
pXxpEv  
d==252.5 !='&#@7u  
+Xr87x;  
计算齿轮宽度 <Dp[F|r  
PHn3f;I  
B= a<Pt m(,  
?pF uV`Zm  
圆整的       cLnvb!g'#  
=_dqoAF  
                                            大齿轮如上图： <Okl.Iz>  
Wp$'#HhB  
*[['X%f  
RV+0C&0ff  
7.传动轴承和传动轴的设计 [mI;>q  
{f)"F;]V  
1.  传动轴承的设计 _NJq%-,'  
S A16Ng  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 {5gh.  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min IOOAaa @(  
T1=43.77kn．m 1{X ;&y  
⑵.  求作用在齿轮上的力 gkDlh{  
    已知小齿轮的分度圆直径为 .EoLJHL }  
        d1=42.4 z@em1W0?Z  
而  F= sv?Lk4_  
     F= F o]*#|4-  
6>B_ojj:  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N |d8x55dk  
;7 Y4 v`m  
U*6)/.J  
<O?UC/$)7  
⑶.   初步确定轴的最小直径 | sio:QP  
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 S+(-k0  
7$* O+bkn:  
v= I 'rx  
             n$T'gX#5  
     从动轴的设计 &ahZ_9Q  
       6>Szxkz  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， \.<V~d?  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M mN:p=.& <  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 r|tTDKGQ  
    已知大齿轮的分度圆直径为 &*#- %<=1  
        d2=252.5 tZ ]/?+1G  
而  F= Q7$K,7flf;  
     F= F wfxg@<WR  
-?$Hr\  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N Zxwcj(d  
eD481r  
)!&7XL[  
tb-:9*2j-  
⑶.   初步确定轴的最小直径 MdOQEWJ$|  
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 ,!s;o6|*y  
*g<D p2`  
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 [nam H a  
查表,选取 (E*eq-8  
vA*Ud;%R  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 5xawa:K  
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 /i#~#Bn|  
Xn'{g  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 CcZ\QOet&C  
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  。 Ol~j q;75  
OA_Bz"  
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. ?m?DAd~ZY  
bI,gNVN=  
            D        B                轴承代号     H7KcPN(0  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     Qf|=xV,F  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     KU> $=Rd  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     aD1G\*AFJ  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     0OndSa,  
1h.N &;vy  
     %/o8-N|_[  
q7 ;TdQ  
     D,rF?t>=S  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ZV`D} CQ  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, e.<$G'  
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.     >+w(%;i;  
(C RY$+d  
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. Q}a 1P8?S  
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, JwNG`M Gc  
高速齿轮轮毂长L=50,则 ?]'Rz\70  
q#$4Kt;  
L=16+16+16+8+8=64 pFLR!/J  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. I&oHVFY+  
<(YmkOS+  
5.    求轴上的载荷   J2BW>T!tuw  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, ]}_@!F)  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. =#AeOqs( q  
@tY)s  
AS34yM(h  
;hz"`{(JY  
R$<LEwjSw  
#-ioLt%  
xHv<pza:  
0Dj<-n{9  
6OJ`R.DM`  
     =y; tOdj  
QfuKpcT &  
传动轴总体设计结构图: -0 [^w  
     AR i_m  
                             P#/k5]g  
K<O1PrC  
                             (主动轴) k#8,:B2  
rzH*|B0g  
4#$~gTc@  
        从动轴的载荷分析图:  PK#; \Zw  
28u)q2s^W|  
6.     校核轴的强度 ~VZ)LQ'7  
根据 P;D)5yP092  
== 8Yr_$5R  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 !7MC[z(|N  
查表15-1得[]=60MP ?lJm}0>  
〈 []    此轴合理安全 #/NZ0IbHk  
Ht UFl  
8、校核轴的疲劳强度. MS,J+'2  
⑴.   判断危险截面 >t|u 8/P  
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. 6b9 oSY-8  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 Om%{fq&  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 ]de'v  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 -s`/5kD  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 -4|\,=j  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 &ah!g!o3  
截面上的弯曲应力 3 8>?Z ]V  
fcd\{1#u  
截面上的扭转应力 A)/ 8FYc  
== 5?+ECxPt  
轴的材料为45钢。调质处理。 {VBx;A3*I  
由课本得： +H5= zf2  
           `+_UG^aeW  
因             (9hCO-r  
经插入后得 `9a %vN  
2.0         =1.31 8X":,s!  
轴性系数为 %xtTh]s  
       =0.85 $Hcp.J[O  
K=1+=1.82 1 "'t5?XW  
    K=1+（-1）=1.26 aqq7u5O1r  
所以               3+mC96wN  
3.M<ATe^  
综合系数为：    K=2.8 lP*_dt9  
K=1.62 [5 Mt,skC:  
碳钢的特性系数        取0.1 o2e aSG  
   取0.05 ?-CZJr  
安全系数 zr~hGhfq  
S=25.13 %~`8F\Hiu  
S13.71 q_eGY&M  
≥S=1.5    所以它是安全的 )N`a4p  
截面Ⅳ右侧 C8qA+dri  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 Kh<xQ:eMy  
%n-:mSus  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 s`W\`w}  
=e'b*KTL,  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 M{gtu'.  
1&A@Zo5|  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 vL"U=Q+/eY  
截面上的弯曲应力   T =r7FU  
截面上的扭转应力 %a%x`S3  
==K= UxI0Of&:  
    K= x<#Z3Kla  
所以                 0j*-ZvE)30  
综合系数为： t_HS0rxG  
K=2.8    K=1.62 o<@b]ukl&  
碳钢的特性系数 cI)T@Zg_o+  
    取0.1       取0.05 o@TxDG  
安全系数 1"J\iwN3  
S=25.13 N1rBpt  
S13.71 Fy!u xT-\  
≥S=1.5    所以它是安全的 Mf)0Y~_:R#  
tFLdBv!=:^  
9.键的设计和计算 7Io]2)V  
}t!,{ZryE1  
①选择键联接的类型和尺寸 pC 5J '@  
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. 6'6 "Ogu%'  
根据    d=55    d=65 Q+(}nz4  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 jQjtO"\JG  
                     b=20     h=12     =50 N yT|=`;  
?3bUE\p  
②校和键联接的强度 P?%kV  
  查表6-2得      []=110MP K)5'Jp@  
工作长度  36-16=20 ~~eR,HYk  
    50-20=30 ~IvAnwQ'  
③键与轮毂键槽的接触高度 LX{[9   
     K=0.5 h=5 lWj{pyZ  
    K=0.5 h=6 1 FTxbw@  
    由式（6-1）得： q]F2bo  
           ＜[] ;O=tSEe  
           ＜[] H\]ZtSw8-  
    两者都合适 QI*Y7R~<  
    取键标记为： i=$##  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 2 O\p`,.  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 <4,hrx&.  
10、箱体结构的设计 wYnsd7@I  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， RRh0G>*  
大端盖分机体采用配合. 1U[8OM{$  
vZj:\geV  
1.   机体有足够的刚度  y/t{*a  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 FHpS?htRy  
SaK aN#C  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 C?6wIdp  
ab ?   
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 DiMkcK_e  
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 L&3Ak}sh  
sE87}Lz  
3.   机体结构有良好的工艺性. |^jl^oW  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. bdh6ii  
%00KOM:  
4.   对附件设计 \T)2J|mW  
A  视孔盖和窥视孔 _[ml<HW]  
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 r\J"|{)e  
B  油螺塞： x(J|6Ey7!n  
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。 UH=pQm ^W  
C  油标： u 0M[B7Q  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 oNHbQ&h  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. N"d M+  
QkbXm[K.Z  
D  通气孔： xa+=9=<AQ  
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. 1} 1.5[4d  
E  盖螺钉： -#Xo^-&  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 &DoYz[q  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. &NbhQY`k  
F  位销： Q)eYJP=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. -xg$qvK  
G  吊钩： Db"jzMW.  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. ,l-tLc  
x6Q,$B  
减速器机体结构尺寸如下： &'{6_-kh  
\.c   
名称    符号    计算公式    结果     =7{n 2  
箱座壁厚                10     A1Tk6i<F1  
箱盖壁厚                9     y;zp*(}f$h  
箱盖凸缘厚度                12     zu8   
箱座凸缘厚度                15     J3Ipk-'lx  
箱座底凸缘厚度                25     chw6_ctR>  
地脚螺钉直径                M24     K q;X(&Z  
地脚螺钉数目        查手册        6     DC?U +  
轴承旁联接螺栓直径                M12     I8*_\Ez  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     z ((Y\vP  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     m x`QBJ  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     xUT]6T0dB  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     b CWSh~  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 a,<l_#'  
    22 9H^$cM9C  
    18     ^0oOiZs  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 #mhR^60,  
    16     \@")2o+  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     DZPg|*KT  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     ~mAv)JK  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     u-v/`F2wN  
机盖，机座肋厚                9    8.5     'ii5pxeNI  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） }N @8zB~X  
150（3轴）     XMt)\r.  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） 4:1URhE  
150（3轴）     ?T.'  q  
     Jz"Yb  
11. 润滑密封设计 1 Hw%DJ  
0?@;zTE0  
    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. Y!!w*G9b  
    油的深度为H+ 2G=prS`s  
         H=30  =34 jtS-nQ|  
所以H+=30+34=64 -^C^3pms  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 bU$4"_eA B  
     L !/Zw~  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接  .7GTL  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     =;HC7TUM&  
    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 -jXO9Q  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 r.WQ6h/eZ5  
     i n $~(+  
12.联轴器设计 mbSG  
yLpsK[)}\  
1.类型选择. $, I%g<  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 x-E@[=  
2.载荷计算. B EN U  
公称转矩：T=95509550333.5 ^T>P  
查课本,选取 >#u9W'@|  
所以转矩   (:|g"8mQm  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 qcVmt1"  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm E\/J& .  
\mp2LICQg  
四、设计小结 ;W~H|M  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 A,PF#G(  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 >6X$iBb0  
五、参考资料目录 8uh^%La8b.  
[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； ZovF]jf k  
[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； lf`" (:./  
[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； dbe\ YE  
[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； S {d]0  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 |BA&ixHe~C  
[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； @~ 6,8nQ  
[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？ wn Q% 'Eo  
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 © 2005-2025 光行天下 蜀ICP备06003254号-1 网站统计