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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 7}07Pit  
                 7'UWRRsxUF  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         %zQ2:iT5@=  
                 H%T3Pc  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) uXNp!t Y  
M6x;BjrV  
目   录 u'Pn(A@1R  
     }wL3mVz  
一    课程设计书                            2 h7RD `k:mF  
hDb HSZ  
二    设计要求                              2 ^Kum%<[i  
_w%s(dzk  
三    设计步骤                              2 |wJ),h8/  
     Tvrc%L(]  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 nOr"K;C  
    2. 电动机的选择                                4 %w@ig~vD'  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 2dyxKK!\a  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 skSNzF7'  
    5. 设计V带和带轮                              6 hhj ,rcsi  
    6. 齿轮的设计                                  8 :z124Zf  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 U%Ol^xl  
    8. 键联接设计                                  26 lmp R>@o"  
    9. 箱体结构的设计                              27 10TSc j  
    10.润滑密封设计                                30 4SBLu%=s%  
    11.联轴器设计                                  30 yEnKUo[  
     ^EUQ449<p  
四    设计小结                              31 lDH_ Y]bM  
五    参考资料                              32 wEv*1y4  
DW4MA<UQ  
一. 课程设计书 -KA4Inn]5  
设计课题: `F@f?*s:  
    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 *IVD/9/  
表一: 6yi/&#YM  
         题号 {AtfK>D  
@US '{hO1p  
参数    1     tUn&z?7bF  
运输带工作拉力(kN)    1.5     v@]6<e$  
运输带工作速度(m/s)    1.1     uk1v7# p  
卷筒直径(mm)    200     ^$6bs64FSm  
w7Pe  
二. 设计要求  !zF4 G,W  
1.减速器装配图一张(A1)。 5auL<Pq   
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ?|gGsm+  
3.设计说明书一份。 .v$ue`  
<w%Yq?^  
三. 设计步骤 E)RI!0Ra  
    1.  传动装置总体设计方案 Sk!v,gx  
    2.  电动机的选择 aB7d(  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 Zu)i+GeG  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 ?Of{c,2 .  
    5.  “V”带轮的材料和结构 lxr@[VQ  
    6.  齿轮的设计 aJ% e'F[  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 he_HVRpB  
    8、校核轴的疲劳强度 @m }rQT  
    9.  键联接设计 ysQEJm^|-u  
    10.  箱体结构设计 OME!W w  
    11. 润滑密封设计 ]5aux >.n  
    12. 联轴器设计 ~ mHXz  
     LAOdH/*:  
1.传动装置总体设计方案: /QM0.{Ypl  
HFpjNR  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 %'$cH$%~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, g%Th_=qy  
要求轴有较大的刚度。 mNGb} lR  
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。 l;.[W|  
其传动方案如下: pqRO[XEp2  
        ]J GKL5~p  
图一:(传动装置总体设计图) q{jk.:;'  
,S7~=S  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 >MBn2(\B;  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 P6.)P|n7=  
     传动装置的总效率 6kgCS{MZ  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; '33Yl+h  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, n-L]YrDPK[  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, z{7,.S u  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 7"h=MB_  
UEx(~>  
  2.电动机的选择 tF{{cd  
bdNY7|j`  
    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, \= )[  
    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, ZlwcwoPib  
    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。 s8/ozaeo  
     9;m#>a@Y  
    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, /It.>1~2@  
     Sm~? zU[k/  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 >@q2FSMf  
     kM6 EZ`mj  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 vQ9 xG))  
                                                  +c~O0U1  
1+.y,}F6b  
方案    电动机型号    额定功率 {VrAh*#h  
P Wb*T   
kw    电动机转速 _KT]l./  
    电动机重量 uv_P{%TK  
N    参考价格 }(f,~?CP]  
元    传动装置的传动比     K!$\REs  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     PHE;  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     &~D.")Dz  
  h}c6+@w&-  
   中心高 10QNV=yK7s  
        外型尺寸 `tUeT[  
L×(AC/2+AD)×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     =~(LJPo6  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     ijR*5#5h  
%te'J G<  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 Is#v6:#^  
WZDokSR  
(1)       总传动比 %WXVfkD  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 yx`r;|ds}  
    (2)       分配传动装置传动比 k(w9vt0?  
    =× Yg:74; .  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 BLYk <m  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 lD+y, ";  
4.计算传动装置的运动和动力参数 ?8aWUgl  
(1) 各轴转速 6:7:NIl:  
  ==1440/2.3=626.09r/min Vq;{+j(  
  ==626.09/5.96=105.05r/min  nd*!`P  
(2) 各轴输入功率 dBi3ZC AF  
    =×=3.05×0.96=2.93kW O#89M%  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW _dRn0<#1(k  
    则各轴的输出功率:   .k?hb]2N  
=×0.98=2.989kW ]#Z$jq{,  
=×0.98=2.929kW z|4@nqqX  
各轴输入转矩 ybuSqFy`$  
   =××  N·m mc[_> [m  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ^FpiQF  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 'yAoZ P\|  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m ;7hX0AK  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m l{7Dv1[Ss  
=×0.98=242.86N·m L-oPb)  
运动和动力参数结果如下表 nms<6kfzL  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     SBB bniK-  
    输入    输出    输入    输出         5qAE9G!c  
电动机轴        3.03        20.23    1440     p<^/T,&I  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     &@.=)4Y  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     dA!f v`,6-  
'E6gEJ  
5、“V”带轮的材料和结构 myo~Qqt?  
  确定V带的截型 j]] ziz,E  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 &rtz&}ZB;  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 Dg2#Gv0B  
      V带截型      由图6-13                        B型 -|iA!w#31  
   G^eFS;  
  确定V带轮的直径 CSg5i&A=  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm VL,?91qwe  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s ,-NLUS "w  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm RSVN(-wIi)  
   _xZb;PbFE  
  确定中心距及V带基准长度 sN \}Q#:8  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 sp]y!zb"5  
                          360<a<1030 ]NhWhJ:  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm 68G] a N3  
     YdL1(|EdM  
  初定V带基准长度 ;>x1)|n5  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm +sq, !6#G  
       fw~%^*  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm QBT-J`Pz  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm ?+JxQlVDt-  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 wP *a>a  
   o9SfWErZ  
   确定V带的根数 KV&_^xSoh|  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw [q|Q]O0  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 5~rY=0t  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 j*lWi0Z-  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 Spw=+z<<Ub  
         JdNPfkOF  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 VH1c)FI  
                             ve/6-J!5Y.  
                       取Z=2 tNNg[;0  
V带齿轮各设计参数附表 yA)+-  
xg%]\#  
各传动比 YyBq+6nq5  
E$zq8-p|  
    V带        齿轮     we).8%)'  
    2.3        5.96     )RKhEm%Vr2  
  J+*Y)k  
2. 各轴转速n HC, 0" W  
    (r/min)        (r/min)     ?ut juMdl  
    626.09        105.05     _A0avMD}  
Vy*Z"k  
3. 各轴输入功率 P ;;J98G|1  
    (kw)        (kw)     ,rPyXS9Sa{  
    2.93       2.71     Kpbbe r  
P\4o4MF@K  
4. 各轴输入转矩 T R$,iDv.jI  
    (kN·m)        (kN·m)     &7nfTc  
43.77        242.86     F[giq 1#  
(ZR"O8  
5. 带轮主要参数 rnr8t]  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         e<wj5:M|  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     *LQY6=H  
带的根数z     |>V>6%>vK6  
    160        368        708        2232        B        2     ~(E8~)f)  
o5A_j?t  
6.齿轮的设计 lNPbU ~k  
9&FV =}MO  
(一)齿轮传动的设计计算 I*ni)Px  
xE[tD? M{  
齿轮材料,热处理及精度 {Ag}P0% '  
    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 ~ab_+%  
    (1)       齿轮材料及热处理 oYM3$.{E  
       ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 SJr:  
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 -H;y_^2  
      ② 齿轮精度 zt%Fvn4/pF  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 f__WnW5h  
     6?x{-Zj ^?  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 lR3^&d72?  
按齿面接触强度设计 S.4YC>E  
uk/+ i`=  
确定各参数的值: >mltE$|  
①试选=1.6 <plR<iI.  
选取区域系数 Z=2.433   =KD*+.'\/  
     (6^k;j  
    则 /pN2Jst  
    ②计算应力值环数 zQ _[wM-  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) \+A<s,x  
    =1.4425×10h . +?lID  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) hjT1SW\I  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 `3n*4Lz  
    ④齿轮的疲劳强度极限 ]V("^.~$+C  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: <TuSU[]  
    []==0.93×550=511.5 a];g  
1uQf}  
    []==0.96×450=432         sYgnH:t X  
许用接触应力   j06oAer 9  
         Q^Z}Y~.  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   qnRzs  
         =1 >u2#<k]1&  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 `roSOX1f  
    =4.47×10N.m []Ea0jYu  
    3.设计计算 8PS:yBkA|  
①小齿轮的分度圆直径d ?R}oXSVT  
     9F4|T7?  
    =46.42 Q7%#3ML  
    ②计算圆周速度 g_X7@Dt  
    1.52 r8.v0b"1  
    ③计算齿宽b和模数 &Hxr3[+$  
计算齿宽b }('' |z#UE  
       b==46.42mm  (RS:_]  
计算摸数m Tq8r SZi  
  初选螺旋角=14 ?O ?~|nI  
    = z\5Nni/~6D  
    ④计算齿宽与高之比 R<Tzt' z  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 c y$$}  
=46.42/4.5 =10.32 l$KcS&{w9  
⑤计算纵向重合度 `pUArqf  
=0.318=1.903 NBYE#Uih  
⑥计算载荷系数K jwox?]f+  
使用系数=1 M3kE91  
根据,7级精度, 查课本得 x6tY _lzJ  
动载系数K=1.07, cf'Z#NfQ  
查课本K的计算公式: d:''qgz`  
K= +0.23×10×b n9Yk;D2  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 sSK$  
查课本得: K=1.35 @=c='V]  
查课本得: K==1.2 k:xV[9ev:  
故载荷系数: O=/Tx2i;  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 B=Os?'2[  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 }tPl?P'`  
    d=d=50.64 ](D [T  
    ⑧计算模数 Yw<:I&  
    = { Se93o  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 9Ba<'wk/>"  
    由弯曲强度的设计公式 Z}wAh|N-  
    ≥ @Q!j7I  
\m!."~%  
⑴   确定公式内各计算数值 "/"k50%  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m O 7sn>uO  
         确定齿数z 2<|5zF  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 `39U I7  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 _HQa3wj  
    Δi=0.032%5%,允许 ]Y?$[+Y  
    ②      计算当量齿数 (I5ra_FVs  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  5;l_-0=  
    z=z/cos=144/ cos14=158 5UbVg  
    ③       初选齿宽系数 M ~IiJ9{  
     按对称布置,由表查得=1 `ijX9c  
    ④       初选螺旋角 6>Y}2fT}o3  
    初定螺旋角 =14 G`z48  
    ⑤       载荷系数K Cu]X &l  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 g:g>;" B O  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y 7d*<'k]{,  
    查得: S}/CzQ  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 ?H`LrL/k  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 wSK?mS6  
     ,3j*D+  
    ⑦       重合度系数Y r%m2$vx#  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 DxBt83e  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 2,\u Y}4  
=14.07609 x@~V975Y  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 iR-O6*PTC  
    ⑧       螺旋角系数Y l?q^j;{Dw  
 轴向重合度 =1.675, m[pz u2R  
    Y=1-=0.82 (2(hl-- 'n  
     i/L1KiCLx  
    ⑨       计算大小齿轮的 ^ =ikxZyO  
 安全系数由表查得S=1.25 vIJdl2(^E  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 |]Xw1.S.L  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 lV?SvXe  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 KlPH.R3MPO  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   L0Cf@~k  
    小齿轮     大齿轮 [Dhc9  
U uys G\  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: rW^&8E[  
    K=0.86        K=0.93   m8?(.BJ%  
b} *cw2  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 0[];c$r<  
      []= Du/s  
      []= J}x5Ko@  
       -=RXhE_{  
       !ZVMx*1Cf  
        大齿轮的数值大.选用. }?JO[Q +  
     %lPP1 R  
⑵   设计计算 sDiYm}W  
     计算模数 mKg~8q 3  
X DX_c@U  
,-b9:]{L  
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: Rg6>6.fk*  
?aCR>AY5X  
z==24.57  取z=25 A9#2.5  
)mEF_ &  
那么z=5.96×25=149           "hvw2lyp3  
  .28*vkH%C=  
②   几何尺寸计算 'e*C^(6  
    计算中心距     a===147.2 b?$3jOtW  
将中心距圆整为110 h^s}8y  
n'gfB]H[  
按圆整后的中心距修正螺旋角 efh wbn  
,]d}pJ}PX`  
=arccos mF1oY[xa_  
=Yfs=+O  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. K(p1+ GHC  
k5($b{  
计算大.小齿轮的分度圆直径 Ort\J~ O  
     V)]&UbEL|  
    d==42.4 4MIVlg9  
WC4Il C  
d==252.5 k@2gw]y"  
82<L07fB  
计算齿轮宽度 \Q6Ip@?  
':,LZ A8A  
B= z23KSPo  
'>6-ie^0  
圆整的       IFgF5VG6g  
UY+~xzm  
                                            大齿轮如上图: p.%$  
OjCT%6hy;  
?Cws25G  
U +]ab  
7.传动轴承和传动轴的设计 H(AYtnvB  
UYPBKf]A9  
1.  传动轴承的设计 (3-G<E  
`DwlS!0  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 <7p2OPD  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min  lG{J  
T1=43.77kn.m uYl ?Q  
⑵.  求作用在齿轮上的力 h<j04fj  
    已知小齿轮的分度圆直径为 IP >An8+  
        d1=42.4 52"/Zr}j  
而  F= L}9 @kjW  
     F= F fSTEZH  
\)v.dQ!  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N <7zpHSFBq  
=_XcG!"  
/L~*FQQK>  
9\xw}ph  
⑶.   初步确定轴的最小直径 giTlXz3D9  
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 OT[t EqQ  
&a0%7ea`.S  
Z+}SM]m  
             0'~ ?u'  
     从动轴的设计 6!'yU=Z`  
       Txxc-$z  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, U` U/|@6  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M mZ5UaSG  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 &Jn%2[;  
    已知大齿轮的分度圆直径为 -LY_7Kg  
        d2=252.5 #Y:/^Q$_qS  
而  F= MG<~{Y84}  
     F= F v`fUAm/  
/x-t -}  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N =SdWU}xn2  
4$J/e?i  
#K[ @$BY:  
OJK/>  
⑶.   初步确定轴的最小直径 nO/5X>A,Zw  
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 C+iP @~  
p?`N<ykF<  
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 yTEuf@  
查表,选取 GZ e )QH  
cD>o(#x]  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 K%g\\uo   
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 sPw(+m*C   
 [ ~E}x  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 F,W(H@ ~x  
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  。 9W8Dp?:  
?-VN+ d7  
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. ff0B*0  
-Av/L>TxlI  
            D        B                轴承代号     $DVy$)a!u  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     @!S$gTz  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     9+/|sU\.%  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     N.<hZ\].=  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     :JS} (  
(y36NH+  
     Xnh1pwDhe<  
v:>P;\]r9M  
     ooAZ,l=8  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 KV6S-  
    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, -7`J(f.rYC  
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.     HT]ubw]rJ  
bcZonS  
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. 0 QpWt  
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, s6egd%r  
高速齿轮轮毂长L=50,则 vuAjAeKm  
V1fPH;  
L=16+16+16+8+8=64 jyC6:BNust  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. )Ga6O2:  
S6QG:|#P  
5.    求轴上的载荷   }>w; +XU  
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, WIghP5%W  
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. !9 F+uc5  
r:IU +3  
'UyL%h;nJ  
7^L&YV W  
%Xl@o  
X}yYBf/R`  
Ef!F;De)A  
c"xaN  
~IXfID!8  
     twn@~$  
Ojs\2('u  
传动轴总体设计结构图: OrBFe *2y  
     yV. P.Q  
                             I%Awj(9BS  
:wZZ 1qa  
                             (主动轴) F)@<ZE  
[=Z{y8#:J  
N9Ml&*%oX{  
        从动轴的载荷分析图: */)gk=x8  
h2>0#Vp3j  
6.     校核轴的强度 :q=OW1^k^  
根据 Q ZlUUj\  
== >W<5$.G  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 U*@_T3N  
查表15-1得[]=60MP }dz(DP d  
〈 []    此轴合理安全 J\V(MN,  
riL!]'akV  
8、校核轴的疲劳强度. 9E^p i LA  
⑴.   判断危险截面 ry0 =N^  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. D\R^*k@V  
⑵.  截面Ⅶ左侧。  AMdS+(J  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 3(%,2  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 <Va>5R_d<  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 \K6J{;#L  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 w(D9'  
截面上的弯曲应力 J^:~#`8  
UwU]l17~  
截面上的扭转应力 9m6j?CFG}  
== MF`'r#@:wa  
轴的材料为45钢。调质处理。 fW _.  
由课本得: (XJQ$n  
           EMG*8HRI>r  
因             MeX1y]<It  
经插入后得 ^= G+]$8  
2.0         =1.31 jq)|Uq'6  
轴性系数为 F!{SeH:  
       =0.85 [78 .%b'  
K=1+=1.82 #pfosC[  
    K=1+(-1)=1.26 M6iKl  
所以               9:o3JGHSc  
_u$K Lqt/,  
综合系数为:    K=2.8 =&b[V"  
K=1.62 j`B{w   
碳钢的特性系数        取0.1 -cgukl4Va  
   取0.05 SfUUo9R(sm  
安全系数 k 9rnT)YU  
S=25.13 $ *A3p  
S13.71 d}_c (  
≥S=1.5    所以它是安全的 @_3$(*n$~  
截面Ⅳ右侧 ^q\zC%.  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 DlI5} Jh  
Hea<!zPH  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 "[yiNJ"kt  
T*yveo &j  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 [<QWTMjR  
GwBQ p Njy  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 MVZ>:G9:  
截面上的弯曲应力   S!_?# ^t  
截面上的扭转应力 K5&C}Ey1  
==K= VKz<7K\/  
    K= #LJ-IDuF!  
所以                 /MH@>C _  
综合系数为: ;!?K.,N:N  
K=2.8    K=1.62 DT4RodE$  
碳钢的特性系数 JxJntsn  
    取0.1       取0.05 u,:`5*al{  
安全系数 VhgEG(Ud  
S=25.13 uW=NH;u  
S13.71 o[hP&9>q  
≥S=1.5    所以它是安全的 R"`{E,yj  
(}1f]$V  
9.键的设计和计算 &Q>'U6"%  
EG4bFmcs  
①选择键联接的类型和尺寸 0z7mre^Q  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. @l GnG  
根据    d=55    d=65 y#;VGf6lj  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 ;bX ~4O&v+  
                     b=20     h=12     =50 pIiED9  
WG}CPkj  
②校和键联接的强度 s$x] fO  
  查表6-2得      []=110MP \/'n[3x  
工作长度  36-16=20 a] =\h'S  
    50-20=30 y4We}/-<  
③键与轮毂键槽的接触高度 &>.1%x@R  
     K=0.5 h=5 MmH_gR  
    K=0.5 h=6 _PUm Pom.  
    由式(6-1)得: ;<@6f@  
           <[] k<zGrq=8J  
           <[] `sy &dyM  
    两者都合适 OG7v'vmY  
    取键标记为: IA#*T`  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 +WN>9V0H  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 ~PW}sN6ppG  
10、箱体结构的设计 %W',cu  
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, zy6(S_j  
大端盖分机体采用配合. I{e^,oc  
."Ix#\|x  
1.   机体有足够的刚度 J?quYlS  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 ~Z6p3# !o  
ANQa2swM  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 np\2sa`  
}"B? 8T@_~  
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 2$zq (  
为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 iv z?-X4]  
}_(^/pnk  
3.   机体结构有良好的工艺性. OMI!=Upz  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. L Yg$M@  
)]?egw5l  
4.   对附件设计 Jo aDX ,  
A  视孔盖和窥视孔 GL =XiBt  
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 ZQ'  z  
B  油螺塞: ZHD0u)ri=J  
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。 D4O5@KfL  
C  油标: ^Xy$is3  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 |;u%JW$4  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. A='+tJa  
^Z4q1i)JO  
D  通气孔: k-cIb@+"  
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. ]n]uN~)9  
E  盖螺钉: %>9+1lUhV  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 Y:!/4GF  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. wQ=yY$VP  
F  位销: 1;:t~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. T19rbL_  
G  吊钩: M|5]#2J_2  
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. ?I2k6%a  
{_toh/8)r  
减速器机体结构尺寸如下: r>:L$_]L  
UG"6RW @  
名称    符号    计算公式    结果     |;U=YRi  
箱座壁厚                10     ?+,*YVT  
箱盖壁厚                9     [mf7>M`p]@  
箱盖凸缘厚度                12     RnA&-\|*  
箱座凸缘厚度                15     OT}Yr9h4  
箱座底凸缘厚度                25     yg-FJ/  
地脚螺钉直径                M24     Dj ]Hgg  
地脚螺钉数目        查手册        6     ZA_zKJ[[7  
轴承旁联接螺栓直径                M12     AJ?}Hel[0  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     xngeV_xc2  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     w{e3U7;  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     L>~@9a\jO  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     2Z;`#{  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 C*EhexK,}  
    22 aEEz4,x_  
    18     `gt&Y-  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 qaMZfA  
    16     9oj e`Ay  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     tFvgvx\:  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     KI Plb3oh  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     x?f0Hk+  
机盖,机座肋厚                9    8.5     Z.aLk4QO@  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) ])QO%  
150(3轴)     4kaE}uKU  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) o!s%h!%L  
150(3轴)     W7TXI~7  
     ,a9D~i 9R  
11. 润滑密封设计 esh$*)1  
T@Ss&eGT2  
    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. YHO;IQ5  
    油的深度为H+ B-\,2rCCZ  
         H=30  =34 2;%#C!TG;  
所以H+=30+34=64 OAW=Pozr9  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 K9C@dvFH  
     dXhCyr%"6  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 $^vp'^uW>  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     N#RD:"RS!  
    密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 9ra HSzK@d  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 5 Q6{(q|M  
     =`]|/<=9'U  
12.联轴器设计 W>}Qer4  
UzU-eyA  
1.类型选择. ;Na8 _}  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 <TLGfA1bC  
2.载荷计算. Avs7(-L+s  
公称转矩:T=95509550333.5 FE8+E\ U?  
查课本,选取 MtZt8s  
所以转矩   9feD!0A  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 zdLVxL>87  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 8^<c,!DM  
B@cJ\  
四、设计小结 IwTr'}XIw  
    经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 bK$/,,0=X/  
    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。 b?Cmc  
五、参考资料目录 *D=K{bUe'  
[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; 69[V <1  
[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; \#\`!L[1  
[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; NK+FQ^m[  
[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; 0(Y%,q  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 @9_nwf~X4  
[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; pG,<_N@P  
[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? }Q`/K;yq  
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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