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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 &]_2tN=S$  
                 snm1EPj  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         RAUD8Z  
                 (S)jV 0  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) GJo`9  
| ycN)zuE  
目   录 =_:Mx'7  
     >)6d~  
一    课程设计书                            2 @||GMA+|  
3Q\k!$zq  
二    设计要求                              2 agUdPl$e\  
1kdQh&~G  
三    设计步骤                              2 (D~NW*,9  
     f C_H0h3  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 9JBVG~m+  
    2. 电动机的选择                                4 m(rd\3d  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 >V|KS(}s  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 >m'n#=yap  
    5. 设计V带和带轮                              6 !'f.g|a  
    6. 齿轮的设计                                  8 & T&>4I!'M  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 V:*6R/Ft  
    8. 键联接设计                                  26 7rSads  
    9. 箱体结构的设计                              27 d6vls7J/4  
    10.润滑密封设计                                30 /P koqA,  
    11.联轴器设计                                  30 dSPye z  
     S<Od`I  
四    设计小结                              31 w6<zPrA  
五    参考资料                              32 F7lzc)  
V PaW-o  
一. 课程设计书 J[{?Y'RUM  
设计课题: fZNe[|  
    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 AoFxho  
表一: #2*6esP  
         题号 Dg'BlrwbR  
Z>(K|3_  
参数    1     V8-*dE  
运输带工作拉力(kN)    1.5     Un^3%=;  
运输带工作速度(m/s)    1.1     o3,}X@p  
卷筒直径(mm)    200     o%)38T*n3  
Y@2v/O,\  
二. 设计要求 'v0(ki#  
1.减速器装配图一张(A1)。 DTo P|P  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 b<8,'QgB  
3.设计说明书一份。 v!6IH  
UJ7{FN=@t  
三. 设计步骤 Y0xn}:%K  
    1.  传动装置总体设计方案 Jm[_X  
    2.  电动机的选择 ?4H>1Wkb  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 Apbgm[m|{  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 X-j3=8wPM  
    5.  “V”带轮的材料和结构 F42?h:y8I  
    6.  齿轮的设计 /4{IxQk  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 BXa.XZ<n(  
    8、校核轴的疲劳强度 q"Th\? }%  
    9.  键联接设计 y7U?nP ')+  
    10.  箱体结构设计 ;&`6b:ug  
    11. 润滑密封设计 NN] 8T  
    12. 联轴器设计 .Zm de*b  
     P0ZY;/e5h  
1.传动装置总体设计方案: k\Z@B!VAq  
rbc7CPq_^  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 @Zw[LIQ*  
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, D8\9nHUD`  
要求轴有较大的刚度。 J!d=aGY0-  
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。 d5#z\E??  
其传动方案如下: SlI wLv^  
        g>;"Fymc'  
图一:(传动装置总体设计图) Y lhKP;  
C=8IQl[^e  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 C=x70Y/  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 GsU.Lkf  
     传动装置的总效率 IubzHf  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; :4[_&]H  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, .$a|&P=S  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, N14Q4v-*x  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 *r|Zbxf(  
K&BaGrR  
  2.电动机的选择 iHeu<3O  
-%TwtO<$']  
    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, vDCbD#.6  
    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, : `,#z?Rk  
    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。 K6s tkDhb  
     TecWv@.  
    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, 6\USeZh  
     9qm'qx  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 q@i.4>x  
     sN ZOm$  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 FTu<$`!1L  
                                                  X0]Se(  
n^` `)"  
方案    电动机型号    额定功率 ~h$ H@&5  
P DI[  
kw    电动机转速 0s6eF+bs  
    电动机重量 ]CX^!n  
N    参考价格 u. 2^t :A  
元    传动装置的传动比     G0(A~Q"  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     G Q}Rxu]  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     g{JH5IZ~  
  M $zt;7P|  
   中心高 L#fSP  
        外型尺寸 kfq<M7y  
L×(AC/2+AD)×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     !L)yI#i4C  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     caZEZk#r;  
4"eeEs h  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 .jl^"{@6  
mV}eMw  
(1)       总传动比 ZVz*1]}  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7  (Kj>Ao  
    (2)       分配传动装置传动比 |UN#utw{^Y  
    =× XQcE  ZJ2  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 `tm(3pJ  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 ;V^I>-fnm  
4.计算传动装置的运动和动力参数 j2jUrl  
(1) 各轴转速 [yVcH3GcjI  
  ==1440/2.3=626.09r/min f0g&=k{OD  
  ==626.09/5.96=105.05r/min -;$jo-  
(2) 各轴输入功率 M+lI,j+  
    =×=3.05×0.96=2.93kW o+?Ko=vYw  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW >2tosxH M  
    则各轴的输出功率:   EiWd =jDm  
=×0.98=2.989kW ; .hTfxE0  
=×0.98=2.929kW D$SO 6X~  
各轴输入转矩 I# |ib  
   =××  N·m K_V$ktL  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· E5$uvxCI  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m =[o/D0-Kn  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m IF3V5Q  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m #K/#-S  
=×0.98=242.86N·m 5fK<DkB$>:  
运动和动力参数结果如下表 q|e<b  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ]j< & :_  
    输入    输出    输入    输出         R= *vPS  
电动机轴        3.03        20.23    1440     SMh[7lU`  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     )X-TJ+d  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     jI807g+  
.gd'<l  
5、“V”带轮的材料和结构 ; ,:w % .  
  确定V带的截型 kam \dn04  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 6-uB[$ko  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 Q?W}]RW  
      V带截型      由图6-13                        B型 MIwkFI8  
   1(WNrVm;  
  确定V带轮的直径 #[Vk#BIiv8  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm ;923^*\:F{  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s {siIRl2&  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm !Ql&Ls  
   }K\m.+%=d  
  确定中心距及V带基准长度 &(HIBF'O  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 w97B)Kn6  
                          360<a<1030 .(2ui~ed  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm +46?+kKt  
     Qz/1^xy  
  初定V带基准长度 W02swhS  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm En/EQ\T@F  
       j #)K/`  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm iu 6NIy7D  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm +cnBEv~y  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 L5yv}:.U  
   Rc k k  
   确定V带的根数 +=A53V[C  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw w(Hio-l=  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 ..hD_k  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 L@HWm;aN  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 /{d5$(Y"  
         CA{(x(W\:  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 4w5mn6MxR  
                             '+ cPx\4  
                       取Z=2 Pe_FW8e#J  
V带齿轮各设计参数附表 H o;bgva  
+sc--e?  
各传动比 yl[6b1  
a yQB@2%  
    V带        齿轮     7xmif YC  
    2.3        5.96     >C|i^4ppI  
  -O?}-6,_Z  
2. 各轴转速n  e ):rr*  
    (r/min)        (r/min)     V]$Tbxg  
    626.09        105.05     PHh&@:  
1k8zAtuj  
3. 各轴输入功率 P `Mxi2Y{vp  
    (kw)        (kw)     N=oWIK<;-  
    2.93       2.71     /{9"O y7E  
 \tWFz(  
4. 各轴输入转矩 T Mh+ym]6\(k  
    (kN·m)        (kN·m)     DVWqrK}q  
43.77        242.86     yfd$T}WW6  
9a*}&fL[  
5. 带轮主要参数 85 5JAf  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         XJ`!d\WL/!  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     ~X`_ g/5X  
带的根数z     :6*FnKD  
    160        368        708        2232        B        2     -W:te7  
1%nE  
6.齿轮的设计 2V 1|b`b#4  
#Wz7ju;  
(一)齿轮传动的设计计算 GuV.7&!x  
9f ^c9@=  
齿轮材料,热处理及精度 H7 xyK  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 {v,O  
    (1)       齿轮材料及热处理 Y|NANjEAfm  
       ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 BP6|^Q  
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 6Ch [!=p{  
      ② 齿轮精度 tR,&|?0  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 3:XF7T  
     B J0P1vh6M  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 <QUjhWxDb  
按齿面接触强度设计 nNCG*Vu  
UkE  fuH  
确定各参数的值: DcO$&)Eb  
①试选=1.6 {xFgPtCM  
选取区域系数 Z=2.433   6`tc]a"#Zb  
     m+t<<5I[-  
    则 3N(5V;ti  
    ②计算应力值环数 *kmD/J  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 1%v!8$  
    =1.4425×10h 3y[6n$U&  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) ^~3u|u  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 =N62 ){{  
    ④齿轮的疲劳强度极限 ZU=om Rh5  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: <sALA~p|0  
    []==0.93×550=511.5 K@JGGgrE`!  
kM0TQX)$m  
    []==0.96×450=432         N(6Q`zs  
许用接触应力    iI!MF1  
         Qj1q x;S  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   Y#VtZTcT  
         =1 u8w4e!rKo6  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 I"=a:q  
    =4.47×10N.m 'n>v}__&|  
    3.设计计算 ^=CO gO]e  
①小齿轮的分度圆直径d w$aiVOjgT  
     !Ojf9 6is  
    =46.42 K P1;u#v  
    ②计算圆周速度 #OQT@uF!  
    1.52 !kTI@103Wd  
    ③计算齿宽b和模数 \y7kb  
计算齿宽b +Fk]hCL  
       b==46.42mm R4#56#d<  
计算摸数m 6EX_IDb  
  初选螺旋角=14 Vx~N`|yY  
    = 'm4v)w<y#  
    ④计算齿宽与高之比 mj7Em&  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ru#CywK{{;  
=46.42/4.5 =10.32 @ptE&m  
⑤计算纵向重合度 xoYaL  
=0.318=1.903 o6v'`p '  
⑥计算载荷系数K eyIbjgpV  
使用系数=1 0ECQ>Ux:  
根据,7级精度, 查课本得 vJ a?5Jr  
动载系数K=1.07, |EjMpRNE  
查课本K的计算公式: :&'[#%h8  
K= +0.23×10×b V49[XX  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 1UwpLd  
查课本得: K=1.35 \G~<O071  
查课本得: K==1.2 "Xz[|Xl  
故载荷系数: v6#i>n~x,  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 <0M 2qt8  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 R/|2s  
    d=d=50.64 8ED}!;ZU  
    ⑧计算模数 =*\(Y (0  
    = d"#& VlKcv  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 Dx*tolF  
    由弯曲强度的设计公式 7&>==|gt  
    ≥  ()`cW>[  
1<n'F H3  
⑴   确定公式内各计算数值 a*3h|b<  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m +j!$88%Z{  
         确定齿数z 8oxYgj&~X  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 tg#d.(  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 3zsjL=ta  
    Δi=0.032%5%,允许 v;$cx*?  
    ②      计算当量齿数 tFrNnbmlQ  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  yE=tuHv(0  
    z=z/cos=144/ cos14=158 1_MaaA;ow"  
    ③       初选齿宽系数 v_L?n7c  
     按对称布置,由表查得=1 $-l\&V++F  
    ④       初选螺旋角 : kw14?]_  
    初定螺旋角 =14  &C&?kS(  
    ⑤       载荷系数K J,,+JoD  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 Q~#[_Upkc  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y bG&vCH;}%  
    查得: c3X8Wi7m  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 LvbS")  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 s3+6Z~g'B  
     aX,ux9#  
    ⑦       重合度系数Y eczS(KoL4  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 e,I{+ ^P  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 h6uv7n~4  
=14.07609 !dZpV~g0  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 DfX}^'#m+  
    ⑧       螺旋角系数Y 8iKupaaOX  
 轴向重合度 =1.675, QoTjKck.  
    Y=1-=0.82 n1+,Pe*)  
     ppXt8G3% x  
    ⑨       计算大小齿轮的 s\dhQZw3  
 安全系数由表查得S=1.25 x39n7+j4  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 [/Ya4=C@  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 BBUXoz  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 ?> SH`\  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   Wzx Dnd<B  
    小齿轮     大齿轮 Lf} @v  
=`y.L5  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: n]]!:jFC  
    K=0.86        K=0.93   p@x1B &Z  
.f~x*@  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 XkJzt  
      []= 4zw5?$YWO"  
      []= Vg^@6zU  
       |=CV.Su  
       tzFgPeo$;  
        大齿轮的数值大.选用. .Lc<1s  
     2n`OcXCh/  
⑵   设计计算 ,0=@cJ  
     计算模数 QA3q9,C"  
(&x#VmDL  
3#@ETt0X(  
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: 9G'Q3? z  
7k>sE  
z==24.57  取z=25 t6)wR  
B3V=;zn3  
那么z=5.96×25=149           UEvRK?mm=  
  v!pT!(h4  
②   几何尺寸计算 N?'V,p 0=  
    计算中心距     a===147.2 ttwfWfX  
将中心距圆整为110 mt+IB4`  
U&D"fM8  
按圆整后的中心距修正螺旋角 lF\oEMd*  
[7~ !M*o9  
=arccos ">G|\_ZF  
2B# ]z  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. yB7=8 Pcx  
8- ?.Q"D7%  
计算大.小齿轮的分度圆直径 R^.oM1qu|  
     "b!EtlT9  
    d==42.4 m q`EM OH  
X;7gh>Q'4  
d==252.5 () Z!u%j  
'*5I5'[ X,  
计算齿轮宽度 IRemF@  
a{7>7%[  
B= Y. ]FVq  
gv}Esps R  
圆整的       }@Ij}Ab>  
k[]B P4  
                                            大齿轮如上图: 3[E3]]OVa  
[2UjY^\;T  
,BCtNt(  
!>g_9'n'  
7.传动轴承和传动轴的设计 bwG2=  
wR\Y+Z   
1.  传动轴承的设计 ~F^(O{EG  
#Jv|zf5Z  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 8<C u S  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min F_o5(`>^  
T1=43.77kn.m 7*8R:X+^r  
⑵.  求作用在齿轮上的力 =EI>@Y"  
    已知小齿轮的分度圆直径为 /s"mqBXCG  
        d1=42.4 =T'N6x5@  
而  F= yrOWC  
     F= F iB;EV8E  
nFU'DZ  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N C?jk#T  
#~l(t_m{  
9MQ!5Zn  
O4w6\y3U  
⑶.   初步确定轴的最小直径 m~c z  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 f8yE>qJP  
2Fk4jHj  
ME"B1 Se\  
             .?T,>#R  
     从动轴的设计 (}ObX!,  
       eT33&:n4  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, s8L=:hiSf)  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ;}v#hKC~  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 DX>Yf}  
    已知大齿轮的分度圆直径为 hKVj\88  
        d2=252.5 v_M-:e3`  
而  F= =-wF Brw  
     F= F MIa#\tJj  
L'(ei7Z  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N AA=zDB<N  
v@m2c_,  
`sW+R=  
'cp1I&>  
⑶.   初步确定轴的最小直径 >6yA+?[:  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 l9Xz,H   
vwF#;jj\  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 `Hlv*" w$  
查表,选取 73C7g< Mx  
N{b ;kiZq  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 [f._w~  
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 Dk ^,iY(u  
MSQz,nn  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 A^L8"  
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  。 oItEGJ|  
3lh^maQ]  
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. |.]g&m)y^h  
G q&[T:  
            D        B                轴承代号     6gy;Xg  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     !tuN_  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     y [jck:  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     A#;TY:D2  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     "a T "o  
;o#wK>pk%M  
     w]ihGh  
-a+oQP]O  
     #Y_v0.N  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 j&y>?Y&Sb  
    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, n/ m7+=]v  
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.     #cCR\$-~  
`mp3ORR;$  
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. HYcwtw6  
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, K0 6 E:  
高速齿轮轮毂长L=50,则 1)N~0)dO  
(X|`|Y  
L=16+16+16+8+8=64 w+Oo-AGNH  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. K /A1g.$  
.>^iU}  
5.    求轴上的载荷   z$]HZ#aRE  
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, V|T3blG?D  
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. JQO%-=t  
Op 0Qpn  
dt1,! sHn  
yS"; q  
 gU%R9  
r4wnfy  
Z#_+yw  
RI0 +9YJ  
$8t\|O3  
     eT ZQ[qMp  
K4|{[YpPB  
传动轴总体设计结构图: ]>"q>XgnI  
     `mo>~c7  
                             f^D4aEU  
h"849c;C.  
                             (主动轴) *=~X1s  
h8-'I= ~  
0ofl,mXW  
        从动轴的载荷分析图: Jz Z9ua  
t1%<l  
6.     校核轴的强度 u4,b%h.  
根据 vo3[)BDbT  
== }RPeAcbU_  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 K" U!SWv  
查表15-1得[]=60MP n?z^"vv$i  
〈 []    此轴合理安全 %m0x]  
?&>H^}gDZ  
8、校核轴的疲劳强度. HZ.Jc"+M  
⑴.   判断危险截面 /c9%|<O%  
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. "RG #e +  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 MI<XLn!*  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 cc|"^-j-7  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 9CW8l0  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 *iW$>Yjb  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 y+ ZCuX  
截面上的弯曲应力 y9'F D5\s  
G*$a81dAX  
截面上的扭转应力 A1u|L^  
== ok+-#~VTn  
轴的材料为45钢。调质处理。 @N0(%o&  
由课本得: `+go| 5N2  
            GP/G v  
因             av*M #  
经插入后得 {<_9QAS  
2.0         =1.31 hm5A@Z   
轴性系数为 \jcEEIEi  
       =0.85 /Vy8%   
K=1+=1.82 ]CIZF,  
    K=1+(-1)=1.26 Pv(icf l|  
所以               Mi5"XQ>/  
}M I9?\"q  
综合系数为:    K=2.8 i%R2#F7I  
K=1.62 U.@j !UrZ  
碳钢的特性系数        取0.1 D(]])4  
   取0.05  xedbr  
安全系数 bof{R{3q  
S=25.13 1jhGshhp  
S13.71 |F'k5Lh  
≥S=1.5    所以它是安全的 oV c l (  
截面Ⅳ右侧 GAlAFsB  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 QzQTE-SQ  
>Tm|}\qEb  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 "lp),  
c9dH ^t  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 ?6bk&"T?  
.+H8c.  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 s1!_zf_  
截面上的弯曲应力   jaAv_=93f  
截面上的扭转应力 $o"PQ!z  
==K= lxRzyx  
    K= )y7SkH|  
所以                 "Q~6cH[#  
综合系数为: R0y@#}JH  
K=2.8    K=1.62 "mA Vkq~  
碳钢的特性系数 \kiCczW_  
    取0.1       取0.05 >a]4}  
安全系数  {Y9m;b,X  
S=25.13 ]u_^~  
S13.71 >NN|vj  
≥S=1.5    所以它是安全的 >?,arER  
JlF0L%Rc  
9.键的设计和计算 `he{"0U~S  
*|x2"?d-F:  
①选择键联接的类型和尺寸 -;z&">  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键. %>uGzQ61  
根据    d=55    d=65 =L$};ko  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 ] t|KFk!)  
                     b=20     h=12     =50 s &v<5W2P  
oOuhbFu  
②校和键联接的强度 kNW&rg  
  查表6-2得      []=110MP AAsl )  
工作长度  36-16=20 #](k,% 2  
    50-20=30 @T1/S&F=  
③键与轮毂键槽的接触高度 /n7F]Ok'*  
     K=0.5 h=5 Y#c11q Z  
    K=0.5 h=6 Y.yM1 z  
    由式(6-1)得: I0O)MR<  
           <[] piO+K!C0n:  
           <[] y^zVb\"4  
    两者都合适 p;) ;Vm+8  
    取键标记为: fPHv|_XM>  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 9 il!w g?  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 F5%-6@=  
10、箱体结构的设计 :*1Gs,  
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, -(>x@];r0  
大端盖分机体采用配合. ?M7nbfy[A@  
VVJhQbP  
1.   机体有足够的刚度 71Ssk|L  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 <P( K,L?r  
T}2a~  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 6.~(oepu  
uavts9v<  
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 w"-bO ~5h  
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 Yh:*.@  
B l'  
3.   机体结构有良好的工艺性. Z8k O*LYv  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. *E .{i   
P _Zf(`jJ  
4.   对附件设计 ~m uVQ  
A  视孔盖和窥视孔  iTbmD  
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 _Ux>BJmP  
B  油螺塞: e?L$RY,7  
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 8pDJz_F!{  
C  油标: U*k$pp6\b~  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 )TyL3Z\>(  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. nH% /  
'y}A3 RqN  
D  通气孔: WLNkO^zb  
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. Ec0Ee0%A]  
E  盖螺钉: 5.VA1  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 9A3Q&@,  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. &66G  
F  位销: >g93Bj*  
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. H:9( XW  
G  吊钩: |fTQ\q]W  
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. 0,m*W?^31  
AGCqJ8`|T  
减速器机体结构尺寸如下: %)l2dK&9"j  
:n'QN Gj  
名称    符号    计算公式    结果     Cj5M  
箱座壁厚                10     15U=2j*.b  
箱盖壁厚                9     pPh_p @3I  
箱盖凸缘厚度                12     RLulz|jC  
箱座凸缘厚度                15     |}q0 G~l  
箱座底凸缘厚度                25     )_.@M '?  
地脚螺钉直径                M24     EN J]  
地脚螺钉数目        查手册        6     a%(1#2^`q!  
轴承旁联接螺栓直径                M12     )zUV6U7v  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     S3qUzK  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     iyH<!>a  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     P$]Vb'Fz  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     (: ZOoL  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 pb E`Eq  
    22 z^}T= $&  
    18     |nD2k,S<?  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 `r>WVPS|  
    16     r*+9<8-ZX<  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     !k<+-Lf:2  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     kmov(V  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     [.<vISRir  
机盖,机座肋厚                9    8.5     HSK^vd?_l  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) 8%`Sx[  
150(3轴)     >t*zY~R.  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) SfL,_X]*  
150(3轴)     g s'bv#4yd  
     b>2u>4  
11. 润滑密封设计 _FdWV?  
Z[({; WtF  
    对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. &nz1[,  
    油的深度为H+ 'Fc&"(!||  
         H=30  =34 gscs B4<  
所以H+=30+34=64 qU2>V  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 iNQk{n  
     7* `ldao~  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 &I!2gf  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     4,<~t>M1  
    密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 o~iL aN\+  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 lc5NC;JR  
     ]"CA P%  
12.联轴器设计 C|!E' 8Rw  
Rut6m5>  
1.类型选择. n:<avl@o<  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 NqF-[G<  
2.载荷计算. ,Y!T!o} 1  
公称转矩:T=95509550333.5 F=P|vYL&&  
查课本,选取 4 &|9304<H  
所以转矩   b<5:7C9z  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 (1jkZ^7  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 1.>sG2*P  
#d|.BxH  
四、设计小结 B:x4H}`vh  
    经过两周紧张的课程设计,终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便,比如说,设计减速器时,里面的每一个零件几乎都有其国家标准,我们设计时必需得按标准进行设计,最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性,并且要有足够的细心,因为设计过程中我们要对数据不断的计算,对图形不断的修改,这需要耐心。因此,我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度,细心的工作作风,以便以后更快的进入到工作中,避免不必要的错误。 s#qq% @  
    我觉得,虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距,但我想至少是自己动手了,并且通过这次设计,使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处,懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此,我想在剩下的一年半时间里,我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高,拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点,一定要努力的去改进、提高它,这样自己才会不断的进步,虽然“人无完人”,但我想我们不断的改进、提升自己,最后会使自己成为比现在的自己更强,更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 W%h<@@c4,  
五、参考资料目录 R2~Rqlti  
[1]《机械设计课程设计》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信远主编,1995年12月第一版; r`7`f xe  
[2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; a[#4Oq/t$  
[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; e|4jT7L}  
[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; B2Orw8F  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 %pg*oX1VK6  
[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;  =6A<>  
[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? }3i@5ctQ  
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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