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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:EE,W~  
                 ) >>u|#@z  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         bjM-Hd/K  
                 th.M.jas  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) |Q5H9<*  
D 7Gd%  
目   录 +l2e[P+qA  
     lEO?kn.:z  
一    课程设计书                            2 r\A@&5#q  
Du)B9s  
二    设计要求                              2 7j@^+rkr3f  
q6;OS.f  
三    设计步骤                              2 9>A-$a4R>  
     &GXtdO>;Zv  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 t!6\7Vm/  
    2. 电动机的选择                                4 C!$Xv&"r  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 ]sX7%3P  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 _Ct}%-,4  
    5. 设计V带和带轮                              6 ?~F]@2)5w  
    6. 齿轮的设计                                  8 A m2*-  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 L\QQjI{  
    8. 键联接设计                                  26 Y h^WTysBn  
    9. 箱体结构的设计                              27 euRCBzc  
    10.润滑密封设计                                30 fs wZM\@  
    11.联轴器设计                                  30 kA1RfSS  
     z `\# $  
四    设计小结                              31 ,3G$`  
五    参考资料                              32 -6u H.  
PfVEv *  
一. 课程设计书 Hm.X}HO0L  
设计课题: V8-4>H}Cb/  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V jFgZ}Xp  
表一: @)  
         题号 +ckMT3  
z VnIr<!8_  
参数    1     MNkKy(Za  
运输带工作拉力(kN)    1.5     \U==f &G?J  
运输带工作速度(m/s)    1.1     ILNE 4n  
卷筒直径(mm)    200     PqTYAN&F  
#uQrJh1o8  
二. 设计要求 OpYmTep#T\  
1.减速器装配图一张(A1)。 K3La9O)>  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 CoKiQUW  
3.设计说明书一份。 DG_}9M!DW@  
4#TnXxL  
三. 设计步骤 A$/KP\0Y2  
    1.  传动装置总体设计方案 cB{%u '  
    2.  电动机的选择 wUbmzP.  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 1oB$MQoc  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 O:2 #_  
    5.  “V”带轮的材料和结构 a a4$'8s  
    6.  齿轮的设计 2q+la|1Cr  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 QxKAXq@)i  
    8、校核轴的疲劳强度 X d!Cp  
    9.  键联接设计 baqn7k"  
    10.  箱体结构设计 IoQr+:_R  
    11. 润滑密封设计 P<8LAc$T  
    12. 联轴器设计 cvxIp#FbW  
     ]OUD5T  
1.传动装置总体设计方案: TV<Aj"xw  
X z8$Xz,O  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 4 uShM0qa  
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, ,K T<4  
要求轴有较大的刚度。 k9cK b f@  
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。 VcP:}a< B\  
其传动方案如下: [S%J*sz~  
        !5NGlqEF#  
图一:(传动装置总体设计图) l+oDq'[q"  
'wa g |-  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 d"Bo8`_  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 <Uf|PFVj$  
     传动装置的总效率 0xv\D0  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; Yi[4DfA  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, NOV.Bs{ yL  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, ehU"*9  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 ZHz^S)o\[s  
S3;lKr  
  2.电动机的选择 *}7U`Aa  
*jGPGnSo  
    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, CK=ARh#|  
    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, R3cg2H  
    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。 (s&ORoVGn  
     D$ej+s7  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, {Wh BoD  
     ej<`CQ  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 |l$ u<3  
     v C^>p5F  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 3=IG#6)~C  
                                                  n7@j}Q(&?  
j+nv=p  
方案    电动机型号    额定功率 {QMN=O&n  
P - gB{:UYi3  
kw    电动机转速 f0OgK<.>T  
    电动机重量 ,|A{!j`  
N    参考价格 D]jkR} t  
元    传动装置的传动比     # 9V'';:  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     8'+7i8e  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     V>AS%lXj  
  Zct!/u9 Q  
   中心高 DDWp4`CS|  
        外型尺寸  C[R`Ml  
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     ve6x/ PD  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     >C:If0S4X  
]uAS+shQ&  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 } +1'{B"I  
x+K gc[r  
(1)       总传动比 7pz\ScSe  
    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 O hi D  
    (2)       分配传动装置传动比 ^zHRSO  
    =× y>)MAzz~\  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 4aA9\\hfGY  
    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 u|T%Xy=LU  
4.计算传动装置的运动和动力参数 \x(.d.l/  
(1) 各轴转速 bK?MT]%}r  
  ==1440/2.3=626.09r/min ]r!QmWw~V  
  ==626.09/5.96=105.05r/min g [AA,@p+  
(2) 各轴输入功率 zPHy2H$28  
    =×=3.05×0.96=2.93kW l!/!?^8|f  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW $ 3]b>v  
    则各轴的输出功率:   I'?6~Sn3  
=×0.98=2.989kW >2u y  
=×0.98=2.929kW >J>>\Y(p  
各轴输入转矩 oCbpK  
   =××  N·m TH YVT%v  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· %OEq,Tb  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m :SK<2<8h  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m _!%M%  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m 0`6),R'x  
=×0.98=242.86N·m + LS3T^  
运动和动力参数结果如下表 yZ5 x8 8>  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     o_(0  
    输入    输出    输入    输出         %6Rn4J^^  
电动机轴        3.03        20.23    1440     Fav^^vf*1  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     IqNpLh|[  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     >IBTBh_ka  
Ww=O=c5uOu  
5、“V”带轮的材料和结构 >gnF]<  
  确定V带的截型 #cO+<1  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 /z#F,NB  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 E0<)oQ0Xa>  
      V带截型      由图6-13                        B型 N2[jO+6  
   8<{;=m8cQ  
  确定V带轮的直径 'g~@"9'oe  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm d+Ds9(gV  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s +2Z#M  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm K?[)E3  
   6{8/P'@/Zz  
  确定中心距及V带基准长度 `zY!`G  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 [g`,AmR\!  
                          360<a<1030 VyY.r#@  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm MUB37  
     e"~)Utk  
  初定V带基准长度 SOs,)  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm S~> 5INud  
       9qre|AA  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm |AC6sfA+  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm KJdz v!l=  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 GQ[pG{ _+  
   K#wK1 Sv  
   确定V带的根数 kN.B/itvA  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw 9ad6uTc  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 rH.gF43O:  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 !*_K.1'  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 V_f`0\[x  
         fnWsm4  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 CL1 oAk  
                             LXNQb6!  
                       取Z=2 :!']p2B  
V带齿轮各设计参数附表 ~~q}cywBk  
as#J qE  
各传动比 p-Pz=Cx-  
 NpR6  
    V带        齿轮     ]-a{IWVN  
    2.3        5.96     E(;i>   
  q#'VJA:A5&  
2. 各轴转速n wV:C<Mg7q  
    (r/min)        (r/min)     `.8UKSH+  
    626.09        105.05     `|?]CkP  
0bSz4<}  
3. 各轴输入功率 P ~#Aa Ldq  
    (kw)        (kw)     OXCQfT@\  
    2.93       2.71     GI_DhU]~)  
Z/7dg-$?'0  
4. 各轴输入转矩 T |xeE3,8  
    (kN·m)        (kN·m)     {*$9,  
43.77        242.86     s:b" \7  
C_Gzv'C"L  
5. 带轮主要参数 'evv,Q{87  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         Yf= FeH7"  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     />F.Nsujy  
带的根数z     nvH|Ngg Q  
    160        368        708        2232        B        2     >0T Za  
 D%gGRA  
6.齿轮的设计 3Oiy)f@{TF  
6v>z h  
(一)齿轮传动的设计计算 NnOI:X {  
+v-LL*fa  
齿轮材料,热处理及精度 ;RHNRVP  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 !.-.#<<_a  
    (1)       齿轮材料及热处理 c{4R*|^  
       ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 "lrA%~3%[P  
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 HTR1)b  
      ② 齿轮精度 7=3O^=Q ^Q  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 l[*sHi  
     nh0&'hA  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 6pm~sD  
按齿面接触强度设计 2*Q3.2 Z  
8[R1A  
确定各参数的值: Q.ukY@L.'  
①试选=1.6 FUqt)YHi  
选取区域系数 Z=2.433   ~-<:+9m  
      d1bhJK  
    则 P7r4ePtLk{  
    ②计算应力值环数 eXG57<t ON  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) km4g}~N</  
    =1.4425×10h %w:'!X><  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) }"4roJ  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 P^zy;Qs7  
    ④齿轮的疲劳强度极限 {:)vwUe{  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: WK4@:k m6)  
    []==0.93×550=511.5 >UWStzH<  
wv^b_DR  
    []==0.96×450=432         @|=UrKAN  
许用接触应力   ?0z)EPQ|  
         (Fqa][0  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   "teyi"U+  
         =1 QiU_hz6?v  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 2GUupnQkD  
    =4.47×10N.m Abf1"#YImy  
    3.设计计算 j+Zt.KXjT  
①小齿轮的分度圆直径d 9wMEvX70  
     (I~\,[  
    =46.42 ^@"c`  
    ②计算圆周速度 \ 3G*j`  
    1.52 xlw 2g<s  
    ③计算齿宽b和模数 0'@u!m?  
计算齿宽b VVLIeJ(*XT  
       b==46.42mm v.b5iv5  
计算摸数m <jFSj=cIL  
  初选螺旋角=14 BSDk9Oc  
    = c'rd$  
    ④计算齿宽与高之比 Fr;lG  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 _:%U_U  
=46.42/4.5 =10.32 \u8,!) 4i  
⑤计算纵向重合度 ttj2b$M,  
=0.318=1.903 4#h ?Wga  
⑥计算载荷系数K @H+~2;B,  
使用系数=1 `p1DaV  
根据,7级精度, 查课本得 $3 vhddO  
动载系数K=1.07, MWhwMj!:m  
查课本K的计算公式: n;qz^HXEJ  
K= +0.23×10×b !qaDn.9  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 _.=`>%,  
查课本得: K=1.35 `j:M)2:*y  
查课本得: K==1.2 $m8leuo)  
故载荷系数: 8f-:d]  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 XN(tcdCG  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 T3rn+BxF7  
    d=d=50.64 gVA; `<  
    ⑧计算模数  0Ve%.k  
    = df ?eL2v  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 C fSl 54  
    由弯曲强度的设计公式 ^K.*.|  
    ≥ z5pc3:  
"*bk{)dz}  
⑴   确定公式内各计算数值 G * @@K  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m }9=2g`2Q  
         确定齿数z _uJVuCc  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 DM'qNgB7  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 h>|u:]I>  
    Δi=0.032%5%,允许 ! ]\2A.b[  
    ②      计算当量齿数 >fbo r'|  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  (Y)!"_|  
    z=z/cos=144/ cos14=158 <tW:LU(!  
    ③       初选齿宽系数 ~lk@6{`l|1  
     按对称布置,由表查得=1 [?I/Uo8  
    ④       初选螺旋角 (Com,  
    初定螺旋角 =14 f@x_#ov  
    ⑤       载荷系数K HT&p{7kFm  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 |lE-&a$xd  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y 0 {,h.:  
    查得: ~?-qZ<9/  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 ArL-rJ{}  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 JaFUcpZk$  
     yl]UUBcQ  
    ⑦       重合度系数Y <N-=fad]  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 j[H0SBKC  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 ?~ ?H dv  
=14.07609 z{' 6f@]  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 0# l#,Y6#I  
    ⑧       螺旋角系数Y EIPnm%{1  
 轴向重合度 =1.675, oR#my ^  
    Y=1-=0.82 0+|>-b/%  
     {=6)SBjf  
    ⑨       计算大小齿轮的 jiq2x\\!  
 安全系数由表查得S=1.25 NhCAv +  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 +0dT^Jkqg  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 :Dj#VN  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 }U i_ynZ!  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   w#<p^CS  
    小齿轮     大齿轮 C rfRLsN]  
qS| AdkNL  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: KD=bkZ&  
    K=0.86        K=0.93   ?^F5(B[+Y  
'QnW9EHLF  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 KDBY9`08  
      []= V pH|R  
      []= I5Q~T5Ar  
       S QSA%B$<  
       <uC<GDO  
        大齿轮的数值大.选用. 8 #Fh>  
     q^%5HeV 2  
⑵   设计计算 j)BQMtt&U  
     计算模数 La]4/=a  
fQ1 0O(`g,  
@ce3%`c_  
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: ^F&A6{9f/h  
_)q4I(s*  
z==24.57  取z=25 ~Zu}M>-^c,  
0H<4+ *`K  
那么z=5.96×25=149           0NrTJ R`  
  2$3kKY6$e  
②   几何尺寸计算 &#Wkww&Y  
    计算中心距     a===147.2 GeVc\$K-  
将中心距圆整为110 Uqr{,-]5v  
Stt* 1gT  
按圆整后的中心距修正螺旋角 )6g&v'dq  
{n6\g]p3  
=arccos zG<0CZQ8  
TRo4I{L6S  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. |w4(rs-  
tbY  SK  
计算大.小齿轮的分度圆直径 [{?;c+[  
     j $KM9  
    d==42.4 Z+Xc1W^  
F46O!xb%  
d==252.5 \1~I04'=  
P$Ax c/H  
计算齿轮宽度 EL"4E',  
1aVgwAI  
B= &`m~o/  
lR, G;  
圆整的       F-$Kv-f  
uO6c3|Zjs  
                                            大齿轮如上图: 1BTgGF  
NPP3 (3C  
tG_-;03<`4  
3JTU^-S<  
7.传动轴承和传动轴的设计 S7Qen6lm  
aam1tm#Q  
1.  传动轴承的设计 FDl,Ey^r/  
xTGP  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 :C> J-zY  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min q;IhLBl'  
T1=43.77kn.m A<a2TXcIE3  
⑵.  求作用在齿轮上的力 B{^`8Htrn  
    已知小齿轮的分度圆直径为 )ynA:LXx  
        d1=42.4 j\nE8WH  
而  F= ?!R %o  
     F= F )Gx": D  
.0?ss0~  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N OCvml 2 vP  
C5BzWgK  
*1R##9\jU7  
]j72P  
⑶.   初步确定轴的最小直径 )H.ubM1  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 3KDu!w@  
(/To?`  
|+>%o.M&i  
             5?D1][  
     从动轴的设计 zsHG= Ee*  
       lR|$*:+  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, Jii?r*"d  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M []^PJ  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 (N&k}CO]W  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ,<`|-oa  
        d2=252.5 5?<|3  
而  F= rE!G,^_{  
     F= F ]JkpRaP$  
_G_ &Me0  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N l2z`<2mp  
de*,MkZN  
f0:EQYYZ  
eTLI/?|+N  
⑶.   初步确定轴的最小直径 WHZe)|n  
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}t+t  
d#X&Fi   
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 =d:R/Z%,  
查表,选取 ;9 =}_h)]  
xc:`}4  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 qz-#LZFTR  
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 n0Qh9*h  
_|Y.!ZRYP  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 COxZ Q  
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  。 p,M3#^ q  
p~v2XdR  
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. Fh*q]1F  
>w%d'e$  
            D        B                轴承代号     D5o+ 0R  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     G2U5[\  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     [)C)p*!Y)  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     5n&)q=jk=  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     &>+I7Ts]  
UKt/0Ze  
     S,d ngb{  
H]T2$'U6  
     =woqHTR  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 aPcGI  
    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, QZ:]8MHl]  
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 O{|C&A  
\N'hbT=  
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. *SMoodFBS  
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, te!]9rR  
高速齿轮轮毂长L=50,则 IPr*pQ{;c  
U|y;b+n`  
L=16+16+16+8+8=64 $=@9 D,R  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. ;T"m [D  
-.+KCt G$+  
5.    求轴上的载荷   "63zc 1  
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, `-9*@_ -=M  
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{lbEe  
!h`cXY~ w  
eNlF2M  
iuH8g  
~L4*b *W  
'<{oYXZW3  
LB64W ;#h  
h M1&A  
h[[/p {z  
     a?xq*|?  
%BKR}  
传动轴总体设计结构图: ECE{xoc  
     lO5gkOJ?  
                             % 0y3/W  
|GVGny<  
                             (主动轴) ?Uy*6YS  
2y .-4?e  
#:Sy`G6!?  
        从动轴的载荷分析图: ]y)R C-N  
YiQeI|{oN  
6.     校核轴的强度 6S+K*/w  
根据 dg'CHxU  
== cQ8$,fo  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 q!9v}R3(  
查表15-1得[]=60MP \4`saM /x  
〈 []    此轴合理安全 JK^B+.  
J}Z_.:JO(w  
8、校核轴的疲劳强度. x" :Bw;~  
⑴.   判断危险截面 !=q:> }g  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. HLyFyv\  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 ~gLEhtW  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 "DcueU#!  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 !Z0rTC3d  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 {eD>E(Y@z1  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 :.'T+LI  
截面上的弯曲应力 G~iYF(:&  
~XT a=  
截面上的扭转应力 z"P,=M6De  
== ZjI/zqBm  
轴的材料为45钢。调质处理。 &Ow?Hd0  
由课本得: <DlanczziF  
           L_zmU_zD  
因             (J;zkb  
经插入后得 >!v,`O1  
2.0         =1.31 |@Idf`N$  
轴性系数为 uB#B\i  
       =0.85 >. nt'BQ  
K=1+=1.82 OS h mrz28  
    K=1+(-1)=1.26 NE>JtTF<  
所以               HV.|Eh_7  
N mjBJ_G  
综合系数为:    K=2.8 OTtanJ?  
K=1.62 vdFQf ^l  
碳钢的特性系数        取0.1 E.Q} \E  
   取0.05 }AH|~3|D  
安全系数 (!&O4C5  
S=25.13 ka9v2tE\  
S13.71 ht74h  
≥S=1.5    所以它是安全的 *d,n2a#n5  
截面Ⅳ右侧 F>_lp,G   
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 !L.z4n,n+  
\g6 # MNW  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 MzW$Sl&:  
;KZ2L~ THG  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 !CMVZf;u  
Ckl]fy@D}  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 =smY/q^3  
截面上的弯曲应力   @LMV?  
截面上的扭转应力 ^~1@HcJo  
==K= c$SxDYG  
    K= uKAHJ$%  
所以                 ={D B  
综合系数为: }m lbN0v  
K=2.8    K=1.62 xfV2/A#h  
碳钢的特性系数 Ywb)h^{!  
    取0.1       取0.05 z^GGJu%vjr  
安全系数 g8 *|" {  
S=25.13 cXE y>U|/  
S13.71 DmpJzH j|  
≥S=1.5    所以它是安全的 $MEbePxe  
;8xn"G0}a  
9.键的设计和计算 /n}V7  
xu pdjT%4  
①选择键联接的类型和尺寸 @5@{Es1u  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. "dU#j,B2  
根据    d=55    d=65 <YNPhu~5  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 }8KL]11b  
                     b=20     h=12     =50 F"0jr7  
RX|&cY>  
②校和键联接的强度 0`Qs=R`OM  
  查表6-2得      []=110MP (Jr;:[4XC  
工作长度  36-16=20 0<Y&2<v  
    50-20=30 'eXw`kw(  
③键与轮毂键槽的接触高度 jM@I"JZ b  
     K=0.5 h=5 p q5H{  
    K=0.5 h=6 ,O`*AzjS5Q  
    由式(6-1)得: /PuWJPy;  
           <[] IHMyP~{  
           <[] p2?+[d  
    两者都合适 1{glRY'  
    取键标记为: |,~A9  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 cG"<*Xi<  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 I8>1RXz  
10、箱体结构的设计 o) ?1`7^BA  
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, lGgKzi9VD  
大端盖分机体采用配合. z4UQ:z@  
MX_a]$\ :n  
1.   机体有足够的刚度 f6C+2L+Hr  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 ,Yt&PE  
r?>Hg+  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 (ZSSp1R v  
J4^cd  
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 D[y|y 3F  
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 J}u1\Id%  
nvs7s0@Fqe  
3.   机体结构有良好的工艺性. 9!C?2*>A P  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. X~4:sJ\P=  
4hz,F/ I  
4.   对附件设计 a6#PZ!1  
A  视孔盖和窥视孔 @Ec9Do>  
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 6>A8#VT  
B  油螺塞: gJv^v`X  
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。 nxRrmR}F  
C  油标: / /rWc,c  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 nuA!Jln_  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. e5]0<s$  
uV:;y}T^Z  
D  通气孔: ;VBfzFH  
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. l.)!jWY  
E  盖螺钉: *(IO<KAg8  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 oOz6Er[KO  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. FvP1;E  
F  位销: ;OyM~T gI  
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. /q]@|5I  
G  吊钩: FX 3[U+  
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. a{,t@G  
&6EfybAt^_  
减速器机体结构尺寸如下: u'> CU  
\H(,'w7H  
名称    符号    计算公式    结果     :gt wvM7/B  
箱座壁厚                10     5+Ut]AL5  
箱盖壁厚                9     ?A>-_B  
箱盖凸缘厚度                12     :b-(@a7>  
箱座凸缘厚度                15     ~?r6Ax-R  
箱座底凸缘厚度                25     df\>-Hl  
地脚螺钉直径                M24     56dl;Z)  
地脚螺钉数目        查手册        6     ;0E 4S  
轴承旁联接螺栓直径                M12     aQ. \!&U  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     WI3!?>d  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     2S/7f:  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     ~Sq >c3Wn  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     nU)f]4q{Ec  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 7h~M&\M  
    22 hSH-Ck@Qy  
    18     Hua8/:![+  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 1[ Pbsb  
    16     Ek0.r)Nw  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     j!dklQh0  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     *UC^&5:  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     E{J;-+t  
机盖,机座肋厚                9    8.5     c,^-nH'X>  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) +L6$Xm5DAv  
150(3轴)     jF8ld5|_|  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) ImVe 71mh  
150(3轴)     x1h!_^(QfF  
     #oI`j q  
11. 润滑密封设计 v\vn}/>*d  
|zE7W  
    对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. \D=B-dREq  
    油的深度为H+ P+a&R<Dj4  
         H=30  =34 >qla,}x  
所以H+=30+34=64 )uP= o  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。  "(xu  
     <U*d   
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 lk|/N^8M  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     )U` c9*.  
    密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 >e%Po,Fg$  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 (WC<XKf  
     s0CRrMk  
12.联轴器设计 joq ;N]S  
y-YYDEl  
1.类型选择. .jU9{;[  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 tp7fmn*  
2.载荷计算. BKk*<WMD  
公称转矩:T=95509550333.5 )I@iW\`7  
查课本,选取 i2DR}%U  
所以转矩   iVRz  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 4|qp&%9-  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm |d$aIS O`  
vs +N{ V  
四、设计小结 hwJ.M4  
    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。 @Hzsud  
    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。 a%kj)ah  
五、参考资料目录 YA jk'  
[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; 9Bn dbS i  
[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; 7^1ikmYY  
[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; kI]1J  
[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; p\ASf  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 U w)1yzX  
[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; zI(Pti  
[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? *ULXJZ%  
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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