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 aroVyUs3j  
                 D%UZ'bHN*  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         ywynx<Wg  
                 igB rmaY'  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） jS3(>  
92]ZiL?k  
目   录 m+2`"1IE[  
     dIpW!Pj^  
一    课程设计书                            2 `1bX.7K43  
L3GC[$S  
二    设计要求                              2 D&l ,SD  
Secq^#]8  
三    设计步骤                              2 dM s||&|&  
     ]]=fA 4(  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 FaE#\Q  
    2. 电动机的选择                                4 bLEATT[  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 'K`Rbhy  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 *Ht*)l?  
    5. 设计V带和带轮                              6 EEs-&  
    6. 齿轮的设计                                  8 %aH$Tb%`hc  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 g(1B W#$  
    8. 键联接设计                                  26 .6ngo0<g   
    9. 箱体结构的设计                              27 !3I(4?G,  
    10.润滑密封设计                                30 VP %i1|XZJ  
    11.联轴器设计                                  30 /ggkb8<3  
     F|?+>c1}  
四    设计小结                              31 UM( l%  
五    参考资料                              32 Yi&-m}  
/}$T38  
一. 课程设计书 QGr\I/Y  
设计课题: w;c#drY7S  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V !ASoXQRz  
表一: UiR,^/8ED  
         题号 ,<$YVXe/  
wD6!#t k  
参数    1     nx-1*  
运输带工作拉力（kN）    1.5     uKbHFF  
运输带工作速度（m/s）    1.1     :'y{dbKp"  
卷筒直径（mm）    200     | 7 m5P@X  
sB( `[5I  
二. 设计要求 3WCqKXJ7  
1.减速器装配图一张(A1)。 L$lo~7<]  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 }F{C= l2  
3.设计说明书一份。 au~]  
0L:V#y-*  
三. 设计步骤 *M wfod  
    1.  传动装置总体设计方案 X a"XB  
    2.  电动机的选择 xvR?~  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 T9z4W]T  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 6Z(*cf/s  
    5.  “V”带轮的材料和结构 LG=X)w)W4S  
    6.  齿轮的设计 M|UxE/  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 3w/( /|0  
    8、校核轴的疲劳强度 [,<\RviI  
    9.  键联接设计 3}B5hht "D  
    10.  箱体结构设计 ~V2ajM1Z&O  
    11. 润滑密封设计 ovd^,?ib  
    12. 联轴器设计 lf%b0na?r  
     -9OMn}w/*  
1.传动装置总体设计方案: TBZ-17+  
#\pP2  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 cBifZv*l  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， XogvtK*  
要求轴有较大的刚度。 (PS$e~H s  
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。 _W0OM[  
其传动方案如下： CKv&Re  
        Nush`?]J"_  
图一:(传动装置总体设计图) k42b:W5%  
xLx"*jyL  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 ~`t%M?l  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 !8xKf*y  
     传动装置的总效率 >ik1]!j]Lv  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； ybZ}  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， of8mwnZR  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， m[Z6VHn  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 jHAWK9fa  
J?C k4dQ  
  2.电动机的选择 ~|&="K4,:  
0Tcz[$?  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， Ptx,2e&Hq  
    经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6， oW^k7 #<e}  
    则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。 a3Y{lc#z}  
     <tFSF%vG=  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 6m9 7_NRO  
     '!!e+\h#  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 [UMLx  
     7p^@;@V  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 |GtY*|  
                                                  k, f)2<  
9b1?W?"  
方案    电动机型号    额定功率 [s~JceUyX  
P }2l O _i}L  
kw    电动机转速 `dDa}b  
    电动机重量 *B1x`=  
N    参考价格 N31?9GE  
元    传动装置的传动比     h40'@u^W  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     QU.0Elw  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     #+9rjq:v#]  
  \yNQQ$B  
   中心高 u?F (1iN =  
        外型尺寸 20aZI2sk`  
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     XYjcJ  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     XYe~G@Q Z  
B/mYoK  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 .U9 R> #  
:r&iM b:Ra  
（1）       总传动比 mzGjRl=O  
    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 1HhX/fpq  
    （2）       分配传动装置传动比 0#QKVZq2>  
    ＝× -0$:|p?@^  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 Gzw@w{JBL  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 -/>9c-F  
4.计算传动装置的运动和动力参数 \PbvN\L  
（1）　各轴转速 bDDqaO ,8  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min 0x@A~!MoP  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min )CLf;@1  
（2）　各轴输入功率 O~27/  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW G}VDEC  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW oV9z(!X/  
    则各轴的输出功率：   :Hk_8J  
＝×0.98=2.989kW DzC Df@TB"  
＝×0.98=2.929kW n!G.At'JP  
各轴输入转矩 nL+p~Hi  
   =××  N·m rVH6QQF=\  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· Q".g.k  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m '.(~  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m T~Ly^|Ihz  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m }_}KVI  
＝×0.98=242.86N·m i@5 )` <?  
运动和动力参数结果如下表 ]tB@kBi "  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     XE1$K_m  
    输入    输出    输入    输出         @'i+ff\  
电动机轴        3.03        20.23    1440     )JhT1j Qc  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     R`#W wx>b  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     fW(/Loh  
(wuaxo:  
5、“V”带轮的材料和结构 ?[)yGRzO2  
  确定V带的截型 Izn T|l^  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 QXVC\@  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 #f{lC0~vA  
      V带截型      由图6-13                        B型 rkDi+D6`q  
   |0sPka/u16  
  确定V带轮的直径 L0Y0&;y|R  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm Nu^p  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s |sIr?RL{C  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm +q{[\#t5  
   ez\eOH6  
  确定中心距及V带基准长度 pu9^e4B9  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 19c@`?  
                          360<a<1030  D!F 2l_  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm gEwd &J  
     VUtXxvH  
  初定V带基准长度 :,S98z#  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ])w[   
       < Ek/8x  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm :Q_3hK  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm y('k`>C  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 6w| J -{2  
   BRS#Fl:  
   确定V带的根数 c_.-b=zm  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw IP3E9z_ L  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 ^/@jwZ  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 ]< XR]FHx)  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 Xg7|JS!  
         0uvzxmN  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 pOT7;-#n  
                             y(W|eBe  
                       取Z=2 uO6{r v\  
V带齿轮各设计参数附表 ,"\@fwy{  
Y?K{(szo ?  
各传动比 0 1V^L}  
["3\eFg  
    V带        齿轮     !H@0MQ7  
    2.3        5.96     By)u-)g9  
  % 0T+t.  
2. 各轴转速n o!c] (  
    (r/min)        (r/min)     i-" p)2d=#  
    626.09        105.05     7f{=w, U  
\%0n}.A  
3. 各轴输入功率 P  _; Y`  
    （kw）        （kw）     O|kOI?f  
    2.93       2.71     rl08 R  
2]cRXJ7h  
4. 各轴输入转矩 T _S}A=hK'  
    (kN·m)        (kN·m)     =elpH^N  
43.77        242.86     XH}'w9VynR  
em{(4!W>  
5. 带轮主要参数 KNLnn;l  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         eE GfM0  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     n>>Qn&ym  
带的根数z     nkfZiyx  
    160        368        708        2232        B        2     G\de2Q"d:O  
E>|: D  
6.齿轮的设计 Jl3g{a  
P!G858V(  
（一）齿轮传动的设计计算 c0&Rg#  
'Ft0Ry<OL  
齿轮材料，热处理及精度 !%)F J:p  
    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 [* ?Awf`   
    （1）       齿轮材料及热处理 Uu 8,@W+  
       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 (xHf4[[u  
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 4)|8Eu[p7  
      ② 齿轮精度 E_e6^Sk5B(  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 \R36w^c3  
     !8NC# s  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 +Z M)bbB  
按齿面接触强度设计 VX LT^iX  
%h?x!,q Y  
确定各参数的值: :L44]K5FL  
①试选=1.6 }X*Riu7gk  
选取区域系数 Z=2.433   /='. 4 v  
     ia\eLzj  
    则 (8.Z..PH  
    ②计算应力值环数 AV9m_hZ t  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） Oy U  
    =1.4425×10h Bp8'pj;~  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) if|+EN%  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 ?qCK7 $ j  
    ④齿轮的疲劳强度极限 ho##Z*O  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: /x_o!<M  
    []==0.93×550=511.5 =6"2UC&  
z9FfU  
    []==0.96×450=432         e/0<[s*#Q  
许用接触应力   ]QzGE8jp*  
         [<DZ*|+  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   ]E\n9X-{  
         =1 P"B0_EuR<T  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 Tb3J9q+ya  
    =4.47×10N.m S S2FTb-m  
    3.设计计算 &?mD$Eo  
①小齿轮的分度圆直径d Zt.'K(]2h  
     oD<kMK  
    =46.42 .C8PitS  
    ②计算圆周速度 O8B\{T1  
    1.52 $ s9Vrw0Z  
    ③计算齿宽b和模数 ;\f gF@  
计算齿宽b C:PMewn  
       b==46.42mm ]IoUwgpI)  
计算摸数m su*'d:L  
  初选螺旋角=14 :x tXQza"-  
    = g !rQ4#4  
    ④计算齿宽与高之比 /YZr~|65  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 c-B cA  
=46.42/4.5 =10.32 F(tx)V ~T3  
⑤计算纵向重合度 {zMU#=EC  
=0.318=1.903 !o:f$6EA~C  
⑥计算载荷系数K {phNds%  
使用系数=1 1v71rf&w  
根据,7级精度, 查课本得 bD/~eIcWL  
动载系数K=1.07, Y;?{|  
查课本K的计算公式: S:h{2{  
K= +0.23×10×b ILGMMA_2  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 9I&xfvD,  
查课本得: K=1.35 ;M)QwF1  
查课本得: K==1.2 9I}-[|`u  
故载荷系数: M7pOLP_1jB  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 7S}_F^  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径  #"@|f  
    d=d=50.64 ~_/(t'9  
    ⑧计算模数 6}d.5^7lr  
    = 0cj>mj1M  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 R%?9z 8-  
    由弯曲强度的设计公式 Xu%'Z".>:  
    ≥ wOU_*uY@6'  
@7IIM{  
⑴   确定公式内各计算数值 |5lk9<z  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m <g"{Wv: h  
         确定齿数z e)d`pQ6  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 y*qVc E  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 17%Mw@+  
    Δi＝0.032％5％，允许 %nf6%@s  
    ②      计算当量齿数 ? m DI#~)  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  ,J+}rPe"sf  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 Zy`m!]G]80  
    ③       初选齿宽系数 LY%WD%pL  
     按对称布置，由表查得＝1 aAD^^l#  
    ④       初选螺旋角 4K\G16'$v  
    初定螺旋角 ＝14 6 (]Dh;gC  
    ⑤       载荷系数K \NPmym_ 6J  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 }\B><E{G  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y fD[*_^;h)  
    查得: Z?h~{Mg  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 h`^jyoF"(  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 QIG$z?  
     T&6l$1J  
    ⑦       重合度系数Y H?yK~bGQ  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 MTuV^0%jD  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 Tp/6,EE  
＝14.07609 9jM}~XvV  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 C5o#i*|  
    ⑧       螺旋角系数Y ekWD5,G  
 轴向重合度 ＝1.675, 5?{ r  
    Y＝1－＝0.82 ;U/&I3dzV  
     Z^3rLCa  
    ⑨       计算大小齿轮的 )_YX DU  
 安全系数由表查得S＝1.25 01t1Z}!y  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 +$ 'Zf0U  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 hOjk3 k  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 y0L_"e/  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   wr$("A(  
    小齿轮     大齿轮 M\uiq38  
L/$H"YOv  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: ;`0%t$@-  
    K=0.86        K=0.93   em%4Ap  
fK>L!=Q  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 \ 2M_\Q`NY  
      []= %~4M+r6T  
      []=  -*1d!  
       G#ZH.24Y  
       #NEE7'&S  
        大齿轮的数值大.选用. "q3ZWNS'w  
     Acez'@z  
⑵   设计计算 ha]VWt%}  
     计算模数 V(H1q`ao9  
BX`{73sw  
i1}:8Unxf  
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: 5TH~.^`Fi  
0yk]o5a++  
z==24.57  取z=25 g];!&R-  
Kn5~d(:  
那么z=5.96×25=149           ER%^!xA  
  >FeX<L  
②   几何尺寸计算 3#LlDC_WC  
    计算中心距     a===147.2 qU \w=  
将中心距圆整为110 q }3`|'3  
5%Y3 Kwyy  
按圆整后的中心距修正螺旋角 (p"%O  
ROH|PKb7  
=arccos 7r6.n61F  
m+ =] m_  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. C7]f*TSC4  
<$D`Z-6  
计算大.小齿轮的分度圆直径 L^1NY3=$  
     (d(CT;  
    d==42.4 ]%;:7?5l  
)v'WWwXY>  
d==252.5 k R?qb6  
U7?;UCmX  
计算齿轮宽度 k$n|*kCh  
NDN7[7E  
B= tj'\tW+s'  
A @i  
圆整的       VF+KR*  
* ` JYC  
                                            大齿轮如上图： #$.;'#u'so  
D, k6$`  
bTI|F]^!  
x`mG<Yt  
7.传动轴承和传动轴的设计 v&6-a*<Z  
W8G,=d}6  
1.  传动轴承的设计 ,V7nzhA2  
ncaT?~u j  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 n*h)'8`Ut  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min T6'^EZZY  
T1=43.77kn．m R|'ybW'Y  
⑵.  求作用在齿轮上的力 !hm]fh_j  
    已知小齿轮的分度圆直径为 N"Z{5A  
        d1=42.4 ,<.V7(|t)  
而  F= @="Pn5<]C  
     F= F ,>:U2%  
(O\ )_#-D  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N ;xy"\S]  
\UA[  
L7l FtX+b  
q9B$" n  
⑶.   初步确定轴的最小直径 oe^I  
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 G0Iw-vf  
s9 mx  
:'Vf g[Uq  
             T9=I$@/  
     从动轴的设计 <NMEGit  
       7P } W *  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， 'B |JAi?  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ]U+ LJOb  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 xR~h wj  
    已知大齿轮的分度圆直径为 .e#w)K  
        d2=252.5 ,KH#NY]  
而  F= I^.Om])  
     F= F Q3'llOx  
6bg ;q(*7  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N ~g91Pr   
YP oSRA L  
#mxPw  
cZ,b?I"Q%  
⑶.   初步确定轴的最小直径 !|(-=2`  
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 ROI7eU  
2Ah#<k-gC;  
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 &C_j\7Dq  
查表,选取 RH W]Z Pr<  
FaAC&F@u  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 phXGn m  
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 +Ze} B*0  
: $1?i)  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 b`Zx!^  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 L(6d&t'|-R  
AYBns]!  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. &ANf!*<\E  
>>r(/81S  
            D        B                轴承代号     `v!urE/gg%  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     yZY\MB/  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     :U|1xgB  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     LE Nq_@$  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     w{8xpAqm  
DeVv4D:}@  
     J3V= 46Yc  
tAd%#:K  
     XSB"{H>&  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 dlh)gp;  
    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, 5Pc;5 o0C  
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.     mthA4sz  
C}j"Qi`  
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. g/d<Zfq<{  
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, #lo6c;*m5  
高速齿轮轮毂长L=50,则 =ZznFVJ`={  
/KaZH R.  
L=16+16+16+8+8=64 :`#d:.@]o@  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. y-b%T|p9  
9.M4o[  
5.    求轴上的载荷   nF]W,@u"h  
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, eb\K "ec"  
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. >h9I M$2  
s]0{a.Cpv  
oSKXt}sh  
_yx>TE2e  
( $MlXBI  
u@) U"FZ  
R%WCH?B<}  
3pROf#M  
QVT5}OzMt  
     3ZPWze6  
~vhE|f  
传动轴总体设计结构图: H2 {+)  
     Et_bH%0  
                             6Pnjmw.HV  
gs[uD5oo<  
                             (主动轴) k"%~"9  
eKgBy8tNS0  
W(Fv l  
        从动轴的载荷分析图: +o{R _  
 DPxM'7  
6.     校核轴的强度 O6 3<AY@  
根据 qr^3R&z!}  
== CsR$c,8X.  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 ^/>(6>S^M  
查表15-1得[]=60MP f}ji?p  
〈 []    此轴合理安全 d"mkL-  
[b%D3-}'  
8、校核轴的疲劳强度. %(#y 5yJ]  
⑴.   判断危险截面 t|\%VC  
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. {6|G@ ""O  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 rU:`*b<  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 uBKgcpvTs  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 Sq V},  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 _Ey9G  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 _/$Bpr{R  
截面上的弯曲应力 6<SAa#@ey  
~$cV: O7  
截面上的扭转应力 [PM 2\#K  
== }OR@~V{Gj  
轴的材料为45钢。调质处理。 "Yv_B3p   
由课本得： .GXBc  
           Y_IF;V\  
因             iN\4gQ!  
经插入后得 X/!o\yyT  
2.0         =1.31 F#Ryu~,"  
轴性系数为 8I?Wt W  
       =0.85 {hjhL: pg  
K=1+=1.82 ZohCP  
    K=1+（-1）=1.26 TDKki(o=~  
所以               l`{\"#4  
$y&E(J  
综合系数为：    K=2.8 (,Q7@s  
K=1.62 =l;ewlU  
碳钢的特性系数        取0.1 (!aNq(   
   取0.05 yCR?UH;  
安全系数 O2E/jj  
S=25.13 Jy:Qlx`  
S13.71 Q#X8u-~  
≥S=1.5    所以它是安全的 ~s*)f.l  
截面Ⅳ右侧 ?0?#U0(;u  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 M61xPq8y5  
Su7?;Oh/yI  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 ~O0 $Suv  
L|:`^M+^w  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560  2DtM20<>  
XGWSdPJLr  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 "Mn6U-  
截面上的弯曲应力   SiRaFj4s"  
截面上的扭转应力 4<Utmr  
==K= c /HHy,  
    K= xb~yM%*c  
所以                 )e+>w=t  
综合系数为： Tod&&T'UW  
K=2.8    K=1.62 h$>-.-  
碳钢的特性系数 $?Hu#Kn,(  
    取0.1       取0.05 NZLxHD]mp  
安全系数 ColV8oVnU  
S=25.13 4y?n [/M/  
S13.71 ]"hFC<w  
≥S=1.5    所以它是安全的 x(6SG+Kr  
q4:o#K#  
9.键的设计和计算 y<|7z99L  
3vN_p$  
①选择键联接的类型和尺寸 VU(v3^1"  
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. %KhI>O<  
根据    d=55    d=65 v5#j Z$<F  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 D9=KXo^  
                     b=20     h=12     =50 @s;;O\  
HZC"nb}r4  
②校和键联接的强度 {yHCXFWlS  
  查表6-2得      []=110MP w !-gJmX>  
工作长度  36-16=20 5oW!YJg  
    50-20=30 \5:i;AE  
③键与轮毂键槽的接触高度 pYZmz  
     K=0.5 h=5 KE5kOU;  
    K=0.5 h=6 *=/ { HvJ  
    由式（6-1）得： {9&;Q|D z  
           ＜[] x_N'TjS^{  
           ＜[] )9{0]u;9  
    两者都合适 mZS >O_E  
    取键标记为： XFHYQ2ME2  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 ? r "{}%  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 UT~4x|b:O  
10、箱体结构的设计 ;;OAQ`  
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， {l1.2!  
大端盖分机体采用配合. #4Rx]zW^%  
BDW^7[n  
1.   机体有足够的刚度 en4k/w_  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 !&y8@MD15  
45@ I*`  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 u"cV%(#  
+K:Dx!9  
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 N]Y d9tn{  
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 P6'1.R  
!21FR*  
3.   机体结构有良好的工艺性. vAF "n  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. Q^9_' t}X  
]b:Lo  
4.   对附件设计 D[[|")Fn  
A  视孔盖和窥视孔 zx"s*:O  
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 )np:lL$$  
B  油螺塞： m{Wu" ;e  
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。 ,*TmIPNK  
C  油标： [[Ls_ZL!=  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 G#q@v(_b  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.  L2[($l  
YNyk1cE  
D  通气孔： Uou1mZz/  
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. WtsFz*`)y  
E  盖螺钉： 6EoMt@7g  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 MC&` oX[  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. (&Kk7<#`  
F  位销： T?CdZc.  
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. .,|G7DGH]  
G  吊钩： +< Nn~1  
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. zOAd~E  
,hm\   
减速器机体结构尺寸如下： 9IdA%RM~mH  
CAig ]=2'  
名称    符号    计算公式    结果     Wa>}wA=v  
箱座壁厚                10     "rALt~AX  
箱盖壁厚                9     "+R+6<"  
箱盖凸缘厚度                12     !I{0 _b{  
箱座凸缘厚度                15     $ZhF h{DQ.  
箱座底凸缘厚度                25     ~f&E7su-6+  
地脚螺钉直径                M24     1Z/(G1  
地脚螺钉数目        查手册        6     e9Wa<i 8  
轴承旁联接螺栓直径                M12     )Yh+c=6 ?  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     Jc&{`s^Nu  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     a_^\=&?'  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     n:I,PS0H<  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     z>1Pz(  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 s0TORl6Z|  
    22 pGP7nw_g  
    18     u"r`3P`  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 WH#1 zv  
    16     8?B!2  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     A_"w^E{P  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     q<x/Hat)  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     Hs;4lSyUO  
机盖，机座肋厚                9    8.5     W@M:a  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） imhwY#D  
150（3轴）     7~G9'P<  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） pTth}JM>  
150（3轴）     hIYNhZv  
     y;m|  
11. 润滑密封设计 S1T"Z{$  
<yV"6/l 0  
    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. jKz$@gP  
    油的深度为H+ t4."/ .=+  
         H=30  =34 ih-#5M@  
所以H+=30+34=64 CCs%%U/=  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 `f,/`''R  
     &@X<zWg  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 H5/6TX72N  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     f=l rg KE  
    密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 6%\J"AgXO  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 ].avItg  
     k&M;,e3v6  
12.联轴器设计 v4a8}G  
`$Y.Y5mGtJ  
1.类型选择. [~+wk9P  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 )rIwqUgp6\  
2.载荷计算. rET\n(AJ  
公称转矩：T=95509550333.5 aL\PGdgO  
查课本,选取 &N$<e(K  
所以转矩   [Q~#82hBhY  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ;HfmzY(  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm EgEa1l!NSQ  
;DQ ZT  
四、设计小结 +zqn<<9  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 ~f2z]JLr:  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 ql Ax  
五、参考资料目录 4!{KWL`A  
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； -u+vJ6EY  
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； Gq)]s'r2  
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； YR\faVk  
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； 5;Czu(iH$  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 *g"Nq+i@  
[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； 7DogM".}~Q  
[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？ |)DGkOtd  
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