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 X|'EyZ  
                 . z/M (  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         Ju""i4  
                 \atztC{-L>  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） Vy;f4;I{  
cqzd9L6=  
目   录 X<\y%2B|l  
     0n25{N  
一    课程设计书                            2 LRO'o{4$E  
MTZbRi6z  
二    设计要求                              2 mX78Av.z!  
p`// *gl  
三    设计步骤                              2 SST1vzm!  
     <eU28M?\  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 3V]B|^S  
    2. 电动机的选择                                4 ,f`435R  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 t?NB#/#%x  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 (VYY-%N`  
    5. 设计V带和带轮                              6 vkdU6CZO  
    6. 齿轮的设计                                  8 R u^v!l`!7  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 [AzQP!gi  
    8. 键联接设计                                  26 (fmcWHs  
    9. 箱体结构的设计                              27 tGGv 2TCEy  
    10.润滑密封设计                                30 aRBTuLa)fo  
    11.联轴器设计                                  30 8(R%?> 8  
     OR[6pr@  
四    设计小结                              31 OhmKjY/}  
五    参考资料                              32 "4c ?hH:C  
$x,?+N  
一. 课程设计书 %G6ml,  
设计课题: i6R2R8  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V i"=6n>\  
表一: mQmn&:R  
         题号 J/3qJst  
pkjf5DWp  
参数    1     82% ~WQnS  
运输带工作拉力（kN）    1.5     t^0^He$Ot  
运输带工作速度（m/s）    1.1     l4+!H\2  
卷筒直径（mm）    200     (are2!Oq  
-%]O-'  
二. 设计要求 <rUH\z5cP  
1.减速器装配图一张(A1)。 ZV}"k_+-  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 5y7rY!]Bf  
3.设计说明书一份。 9-;ujl?{  
fY@Y$S`Fh  
三. 设计步骤 ;SAurG$  
    1.  传动装置总体设计方案 'P{0K?{H-4  
    2.  电动机的选择 }Z T{  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 T9r"vw  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 `oP<mLxle  
    5.  “V”带轮的材料和结构 #L}Y Z  
    6.  齿轮的设计 mA|&K8H  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 %4#,y(dO  
    8、校核轴的疲劳强度 NvH9?Ek"  
    9.  键联接设计 (vm &&a@  
    10.  箱体结构设计 w=EUwt  
    11. 润滑密封设计 zx"'WM*  
    12. 联轴器设计 74YMFI   
     1{N73]-M:  
1.传动装置总体设计方案: &V5[Zj|]  
?! >B}e&,  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 Zw+VcZz3  
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， :USN`"  
要求轴有较大的刚度。 OE87&Cl"{t  
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。 :0,q>w  
其传动方案如下： jf0D  
        CZB!vh0  
图一:(传动装置总体设计图) ;-p1z% u  
6@pP aq6  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 7%?2>t3~  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 B6)d2O9C  
     传动装置的总效率 +jzwi3B`  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； V4cCu~(3;~  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， {~.~ b+v  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， } ).rD  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 )1Rn;(j9Re  
?>b>LDpx?  
  2.电动机的选择 cIqk=_]  
/]H6'  
    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， D=}UKd  
    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， 6<sd6SM  
    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。 VW^6qf/,  
     Cz=HxU80J  
    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， zfvMH"1  
     C Z8Fe$F  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 z-<091,  
     >]N}3J}47g  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 Kx.'^y  
                                                  noY~fq/U  
Pw`26mB   
方案    电动机型号    额定功率 y]|Hrx  
P e~tgd8a2a  
kw    电动机转速 a12Q/K  
    电动机重量 ^):m^w.  
N    参考价格 `.3!  
元    传动装置的传动比     qEvHrsw},  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     0zrgK;9  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     dQUZ11  
  :1h1+b@,  
   中心高 ]IbX<  
        外型尺寸 R`}C/'Ty  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     nulCk33x'=  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     h2kb a6rwk  
%LBa;M  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 hV5Aw;7C  
#CKPNk c  
（1）       总传动比 kev|AU (WX  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 up+W[#+  
    （2）       分配传动装置传动比 sT.;*3{  
    ＝× l1(6*+  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 Y~ j.Kt  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 Hc?8Q\O:  
4.计算传动装置的运动和动力参数 +O`3eP`u  
（1）　各轴转速 NfG<!  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min *&$J.KM  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min H CKD0xx  
（2）　各轴输入功率 eVL #3|=  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW 8<BYAHY^  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW WZz8VF  
    则各轴的输出功率：   0=N,y  
＝×0.98=2.989kW L eg)q7n  
＝×0.98=2.929kW  y|r+<  
各轴输入转矩 4n55{ ?Z  
   =××  N·m DK' ? '  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ^L}ICm_#  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m l&rS\TCkp  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m P#^-{;Bu  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m [ .] x y  
＝×0.98=242.86N·m VaYL#\;c<  
运动和动力参数结果如下表 <(YE_<F*  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     UC3&:aQ!  
    输入    输出    输入    输出         f3,qDbQyJ  
电动机轴        3.03        20.23    1440     G- _h 2  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     s98Jh(~  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     E P1f6ps  
@VdkmqXz  
5、“V”带轮的材料和结构 ug?gVK  
  确定V带的截型 zKRt\;PW  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 M%(B6};J  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 p~(+4uA  
      V带截型      由图6-13                        B型 N.\?"n   
   w'Y(doY ,  
  确定V带轮的直径 -PfBL8  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm U;SReWqU  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s d|I_SI1  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm G =`-w  
   i rjOGn  
  确定中心距及V带基准长度 U}#3 LFr.?  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 VT>TmfN(I  
                          360<a<1030 &xhwx>C`K  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm 2@TgeV0Y[  
     l=|>9,La  
  初定V带基准长度 qV;E% XkkS  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm L{pz)')I  
       @`Fv}RY{  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm b#uNdq3  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm #%Hk-a=>)#  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 -|z ]Ir  
   "0*yD[2  
   确定V带的根数 QR+xPY~  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw ;2#9q9(  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 _ MsO2A  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 -FOn%7r#Y  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 { ^J/S}L]  
         ppm =o4`s[  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 <v=$A]K  
                             ]et ]Vkg  
                       取Z=2 z6IOVQ*r  
V带齿轮各设计参数附表 0sMNp  
]!c59%f=  
各传动比 enC/@){~  
f 7R/i  
    V带        齿轮     x5w5xw  
    2.3        5.96     lr*p\vH  
  jj,CBNo(  
2. 各轴转速n "h@=O c  
    (r/min)        (r/min)     'c&[kMR  
    626.09        105.05     '2S/FOb  
I`~Giz7@  
3. 各轴输入功率 P f]pHJVgFV  
    （kw）        （kw）     |D% O`[k+  
    2.93       2.71     .B+Bl/  
%K`th&331  
4. 各轴输入转矩 T }s7@0#j@a  
    (kN·m)        (kN·m)     elqm/u  
43.77        242.86     JRw<v4pZ  
YujR}=B!/  
5. 带轮主要参数 @~z4GTF9i  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         ~hZr1hT6L  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     70GwTK.{~  
带的根数z     3 <A?  
    160        368        708        2232        B        2     8|LU=p`y'  
xA'RO-a}h  
6.齿轮的设计 8aqH;|fG}  
3jqV/w[-  
（一）齿轮传动的设计计算 n #l~B@  
`@<~VWe5  
齿轮材料，热处理及精度 \y(ZeNs  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 ]')  
    （1）       齿轮材料及热处理 D03QisH=  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 B:>>D/O  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 s||c#+j"8  
      ② 齿轮精度 .rw a=IW  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 {'-^CoR  
     Gw$Y`]ipy  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 #ZC9=  
按齿面接触强度设计 2@6Qifxd@  
` t>A~.f  
确定各参数的值: w)XnMyD(P  
①试选=1.6 _ea|E  8  
选取区域系数 Z=2.433   HEk{!Y  
     R0#'t+7^  
    则 ae#Qeow`  
    ②计算应力值环数 h3[x ZJO  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） [ KDNKK  
    =1.4425×10h }*P?KV (  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) wpI"kk_@@  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 (Fj"<  
    ④齿轮的疲劳强度极限 IkuE|  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: nK)hv95i_  
    []==0.93×550=511.5 V}MRdt7  
!{?<(6;t  
    []==0.96×450=432         =3Ohy,5L  
许用接触应力    \62!{  
         $!vK#8-&{  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   "?G?G'yK>  
         =1 >x1yFwX}-f  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 p=[SDk`  
    =4.47×10N.m Eq=j+ch7  
    3.设计计算 pE {yVs  
①小齿轮的分度圆直径d -cWGF  
     vawS5b;  
    =46.42 gh-i| i,  
    ②计算圆周速度 n= q7*<l  
    1.52 R:`)*=rL%  
    ③计算齿宽b和模数 I uC7Hx`z  
计算齿宽b q $=[v  
       b==46.42mm e8eNef L$  
计算摸数m )~CNh5z 6Y  
  初选螺旋角=14 25;(`Td 5  
    = FY)US>  
    ④计算齿宽与高之比 H@te!EE  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 cEIs9;  
=46.42/4.5 =10.32 )S`=y-L$  
⑤计算纵向重合度 txiX1o!/L  
=0.318=1.903 */OKg;IMi  
⑥计算载荷系数K `<6FCn4{X  
使用系数=1 >uxAti\  
根据,7级精度, 查课本得 nwVW'M]r  
动载系数K=1.07, hGcu(kAC,  
查课本K的计算公式: (W.G&VSn)  
K= +0.23×10×b TU*Y?D L  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 E"7[|-`e6  
查课本得: K=1.35 VV/aec8  
查课本得: K==1.2 '?6j.ms M  
故载荷系数: )|GYxG;8C  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 rY M@e  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 7b7WQ7u  
    d=d=50.64 vwzElZ{C:v  
    ⑧计算模数 30O7u3Zrb  
    = ;?v&=Z't.  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 V}ls|B$Y  
    由弯曲强度的设计公式 T_d)1m fl  
    ≥ J(SGaHm@  
}^ =f%EjV  
⑴   确定公式内各计算数值 ,'n`]@0?\  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m p*U!94Pb  
         确定齿数z rN,T}M= 2  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 JL [!8NyU  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 5n[''#D  
    Δi＝0.032％5％，允许 RIDl4c [  
    ②      计算当量齿数 SX&Q5:  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  > qPP_^]  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 03.\!rZZ  
    ③       初选齿宽系数 I]%Kd('  
     按对称布置，由表查得＝1 j_h0 hm]  
    ④       初选螺旋角 T uC  
    初定螺旋角 ＝14 6ld /E  
    ⑤       载荷系数K Yy;BJ_  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 ZSr!L@S  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y yY]E~  
    查得: ff]fN:}V  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 )iJv?Y\]  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 !JBj%|!  
      $ Tal.  
    ⑦       重合度系数Y hVl@7B~  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 >I',%v\?@  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 FV{XPr%   
＝14.07609 ]0g p.R  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 Ko)f:=Qo  
    ⑧       螺旋角系数Y 7GCxd#DJ  
 轴向重合度 ＝1.675, _h 6c[*  
    Y＝1－＝0.82 cI&XsnY  
     Mcq!QaO}&  
    ⑨       计算大小齿轮的 k9;t3-P  
 安全系数由表查得S＝1.25 R\<d&+q@  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 57q?:M=^  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 s5V|.R  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 qFl|q0\ A  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   7-0j8$`  
    小齿轮     大齿轮 oArXP\#  
Ug384RzHN  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: lPrAx0m13%  
    K=0.86        K=0.93   Dy:r)\KX  
qlnA7cK!  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 J/3$I  
      []= wk{]eD%  
      []= aMVq%{U  
       Ktu~%)k%  
       C Sz+cS  
        大齿轮的数值大.选用. 2.\"Q  
     % [~0<uO  
⑵   设计计算 ; rNX  
     计算模数 G&t|aY-   
uKj(=Rqq  
Yh Ow0 x  
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: 5m;BL+>YE  
EB@rIvUi,  
z==24.57  取z=25 4?bvJJuf)  
> 6=3y4tP  
那么z=5.96×25=149           IkG;j+=  
  Az-!X!O*f  
②   几何尺寸计算 dpX Fx"4A  
    计算中心距     a===147.2 IM,4Si2  
将中心距圆整为110 < +k dL  
mD|Q+~=|e  
按圆整后的中心距修正螺旋角  FsQoQ#*  
)."dqq^ q  
=arccos vF&0I2T~l  
cmAdQ)(Kzd  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. fn.;C  
$My~sN8  
计算大.小齿轮的分度圆直径 REh\WgV!u  
     SBdd_Fn  
    d==42.4 B@#vS=g  
U3{4GmrT  
d==252.5 ZE= Yn~XM  
G}LV"0?  
计算齿轮宽度 rO YD[+  
}%<_>b\  
B= JT~Dr KI_  
\ H#"  
圆整的       TA qX f_  
mx}4iO:Xp  
                                            大齿轮如上图： .g?D3$|K  
0Wc_m;  
%NTJih`  
] W$V#  
7.传动轴承和传动轴的设计 W$`#X  
Oi]B%Uxy=  
1.  传动轴承的设计 WBA7G  
X[f)0w%  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 b TZ.y.sI  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min B !wr}]  
T1=43.77kn．m K4+|K:e  
⑵.  求作用在齿轮上的力 g#Ta03\  
    已知小齿轮的分度圆直径为 Rha|Rk~  
        d1=42.4 lN0u1)'2  
而  F= SXN]${  
     F= F HgBu:x?&  
N R 4\TU  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N x9S9%JG :  
#!%zf{(C+  
k#7A@Vb  
SU6Aq?`@  
⑶.   初步确定轴的最小直径 6j+X@|2^  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 W-Vc6cq  
?STO#<a  
lV$#>2Hh5  
             {E7STLQ_%  
     从动轴的设计 F%af05L[  
       B#35)QI  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， -YmIRocx  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 5h Dy62PRr  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 DL,]iJm  
    已知大齿轮的分度圆直径为 #6l(2d  
        d2=252.5 !IB}&m  
而  F= mEkYT  
     F= F }$r]\v  
t 7sEY  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N ry@p  
kHhku!CH  
rLA-q||  
*[BtW5 6-  
⑶.   初步确定轴的最小直径 N 7Y X  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 G007[|  
q">}3`k  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 o~q.j_Sa  
查表,选取 +c, ^KHW  
_-^mxC|M  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 9zrTf%m F  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 q^n LC6q  
n2Mpo\2  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 }gB^C3b6  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 %y*'bS  
Z,81L3#6  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. J&}1=s  
q(L.i)w$  
            D        B                轴承代号     rmtCCPF?0  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     E AKW^'D  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     &^uaoB0  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     m_BpY9c]5  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     LU`)  
^N 4Y*NtV7  
     _#+l?\u  
|W@Ko%om  
     6d2e WS  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 F:[[@~z  
    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, 81(\8#./  
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.     %L7DC`  
vv<\LN0  
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. a|#pl!  
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, P4c3kO0  
高速齿轮轮毂长L=50,则 EM!S ;i  
NWQ7%~#k*  
L=16+16+16+8+8=64 !?Y71:_!  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. /BvMNKb$$  
ggYi7Wzsd  
5.    求轴上的载荷   |TkicgeS  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, (x.qyYEoI  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. e^\#DDm  
9F6dKPN:  
-f1}N|hy  
ImH9 F\  
QtW e,+WWV  
99,=dzm  
'&K' 0qG  
SMRCG"3qwA  
="%887e  
     #UI`+2w  
\yxGE+~P  
传动轴总体设计结构图: 4e; le&  
     R[fQ$` M  
                             },Grg~l  
W_Y56@7e  
                             (主动轴) MBKF8b'k  
$#W^JWN1  
*ezft&{)`  
        从动轴的载荷分析图: T?=]&9Y'  
<mTo54g  
6.     校核轴的强度 A=e1uBGA  
根据 F{.g05^y  
== ]~f-8!$$R  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 ^nOh 8L;  
查表15-1得[]=60MP O*,O]Q  
〈 []    此轴合理安全 tI#65ox#  
f4NN?"W)  
8、校核轴的疲劳强度. 2e3AmR@*  
⑴.   判断危险截面 xcQ^y}JN  
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. _+7P"B|\  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 xCT2FvX6  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 IDh`*F  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 D@[#7:rHL  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 $ kMe8F_  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 vQnhb %  
截面上的弯曲应力 V|HO*HiB3  
CD^@*jH9"  
截面上的扭转应力 I|c?*~7*  
== xUa9>=JU{  
轴的材料为45钢。调质处理。 iXXaB +w  
由课本得： o: > (Tv  
           K>XZrt  
因             )qFqf<:yc  
经插入后得 =T?Xph{  
2.0         =1.31 5b I4' ;  
轴性系数为 T<y fpUzX  
       =0.85 ! /|B4Yv  
K=1+=1.82 X9^q-3&60  
    K=1+（-1）=1.26 s+G( N$0U  
所以               d& v 7l  
$`t2SD  
综合系数为：    K=2.8 ^U,C])n  
K=1.62 ]2iIk=r$  
碳钢的特性系数        取0.1 .i` -t"  
   取0.05 %.\+j,G7  
安全系数 ~=oCou`XF  
S=25.13 }20tdD ~  
S13.71 '9<8<d7?  
≥S=1.5    所以它是安全的 wXBd"]G)C  
截面Ⅳ右侧 &fkH\o7)  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 JPgFTr  
,MHF  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 uz=9L<$  
$I ,Np)i  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 "EWq{l_I5$  
5C*- v,hF  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 ~52'iI)Mw  
截面上的弯曲应力   Fy.!amXu  
截面上的扭转应力 puEu)m^  
==K= Rx.5;2m  
    K= ^hT2 ed +  
所以                 XZ(<Mo\v  
综合系数为： zd F;!  
K=2.8    K=1.62 $h=v ;1"  
碳钢的特性系数 ]Al)>  
    取0.1       取0.05 ke/4l?zs  
安全系数 mU||(;I  
S=25.13 6bf!v  
S13.71 j4=\MK  
≥S=1.5    所以它是安全的 s,Fts3+  
*F(<:3;2  
9.键的设计和计算 wW<u)|>ye  
8e`HXU(A  
①选择键联接的类型和尺寸 @XcrHnH9  
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. wp:Zur5Y  
根据    d=55    d=65 ;~`/rh V\  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 TKEcbGhy  
                     b=20     h=12     =50 Rdj^k^V+a1  
0+w(cf~6  
②校和键联接的强度 eV;nTj  
  查表6-2得      []=110MP  8#1o  
工作长度  36-16=20 I0^oaccM  
    50-20=30 $!\L6;:  
③键与轮毂键槽的接触高度 *r!qxiY= r  
     K=0.5 h=5 KWi|7z(L=  
    K=0.5 h=6 BcQw-<veu  
    由式（6-1）得： mFd|JbW  
           ＜[] 7+6I~&x!Lz  
           ＜[] ,bB}lU)  
    两者都合适 2Z`Jr/  
    取键标记为： !y2yS/  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 6&2{V? W3  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 <9;X1XtpI  
10、箱体结构的设计 7p{uRSE4._  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， rvb@4-i>iI  
大端盖分机体采用配合. [V5,1dmkI  
lhBAT%U\  
1.   机体有足够的刚度 'Q.5` o  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 W3R43>$  
GQE7P()  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 ]RF(0;  
wDBU+Z  
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 0 r;tI"  
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 _skE\7&>X  
C MGDg}  
3.   机体结构有良好的工艺性. J DOs.w  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. V[7D4r.j  
v\}{eP'  
4.   对附件设计 ;YBk.} %  
A  视孔盖和窥视孔 @%^h|g8>Fu  
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&)OJy  
B  油螺塞： HisH\z/i5)  
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。 1ZvXRJ)%  
C  油标： O}6*9Xy  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 o$}$Z&LK  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. &.Yu%=}  
8N`Rf; BM  
D  通气孔： b~TTz`HZ  
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. 8N4E~*>C  
E  盖螺钉： ]2iEi`"[  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 5 <7sVd.  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. ~O3VX75f  
F  位销： @CC 6 `D  
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. QS-X_  
G  吊钩： wiM4,  
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. JDO n`7!w  
J@ 8OU  
减速器机体结构尺寸如下： #smfOGSd  
>h(GmR*xM  
名称    符号    计算公式    结果     V7 hO}  
箱座壁厚                10     q$}gQ9'z'  
箱盖壁厚                9     k<rJm P{  
箱盖凸缘厚度                12     o9OCgP`Y  
箱座凸缘厚度                15     M L7vP  
箱座底凸缘厚度                25     ;i ?R+T  
地脚螺钉直径                M24     WkPT6d  
地脚螺钉数目        查手册        6     )X8N|W>vh  
轴承旁联接螺栓直径                M12     FrV8_[  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     /9?yw!  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     s/P+?8'9  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     1_M}Dc+J  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     qGP}  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 /!*=*  
    22 LeNSjxB  
    18     )C rsm&  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 <2O XXQ1  
    16     -<(RYMk*)  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     [|(=15;  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     8<=sUO  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     b]N&4t  
机盖，机座肋厚                9    8.5     STPRC&7;  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） 2M+ *VO  
150（3轴）     BUyKiMW49  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） R pT7Nr  
150（3轴）     P5lk3Zg '  
     Ss\FSEN!/  
11. 润滑密封设计 `A8ErfA  
1 r3} V7  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. U+!&~C^y  
    油的深度为H+ 0(o.[% Ye  
         H=30  =34 "h8fTB\7S\  
所以H+=30+34=64 x]t$Zb/Uxa  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 3kVN[0  
     4Ofkagg  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 vD(:?M  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     M6].V*k'2  
    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 'p[B`Ft3F  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 f|~X}R  
     a TPq1u  
12.联轴器设计 .-Dc%ap]  
fm q(!  
1.类型选择. @\W-=YKLg  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 Tf('iZ2+  
2.载荷计算. YoWXHg!U  
公称转矩：T=95509550333.5 DZ9^>`*  
查课本,选取  , YlS  
所以转矩   %N0m$*  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 n+k,:O5  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm }^^c/w_  
pX1Us+%  
四、设计小结 #er% q:  
    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。 QXgfjo  
    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。 nwIj?(8x  
五、参考资料目录 (;-_j /  
[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； 5Sb-Bn  
[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； '6L@l  
[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； WuTkYiF  
[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； 8]rObT9>  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 l+X\>,  
[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； k(_OhV_  
[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？ l}&2A*c.  
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