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 Fej$`2mRH  
                 oUH\SW8?  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         Oi RqqD  
                 ]|oqJ2P  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） `1dr$U  
JT<J[Qz5  
目   录 sz5@=  
     m`|+_{4[n  
一    课程设计书                            2 mDhU wZH  
5 m:nh<)#  
二    设计要求                              2 +!rK4[W'  
q\\J9`Q$J  
三    设计步骤                              2 /W;;7k  
      GY>0v  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 iV%% VR8b  
    2. 电动机的选择                                4 Gl+}]Vn[n  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 ^^Y0 \3.  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 0x84 Ah)  
    5. 设计V带和带轮                              6 jhHb[je~{4  
    6. 齿轮的设计                                  8 qsLsyi|zG  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 @Q'5/q+  
    8. 键联接设计                                  26 IMBqy-q  
    9. 箱体结构的设计                              27 8`+X6iZOQ  
    10.润滑密封设计                                30 ' Mg%G(3  
    11.联轴器设计                                  30 Z]aSo07  
     McfSB(59  
四    设计小结                              31 3.>jagu  
五    参考资料                              32 tW(E\#!|p<  
o)NWsUXf  
一. 课程设计书 Z-WWp#b  
设计课题: P9c1NX\-  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V A!NT 2YdHZ  
表一: "?]5"lNC|  
         题号 B]jh$@  
y};qo'dlt  
参数    1      X(bb1  
运输带工作拉力（kN）    1.5     NKd):>d%  
运输带工作速度（m/s）    1.1     RgEUTpX  
卷筒直径（mm）    200     GU!|J71z  
y`'Ly@s  
二. 设计要求 GSl\n"S]=  
1.减速器装配图一张(A1)。 iud%X51  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 %$b 5&>q  
3.设计说明书一份。 $ \jly  
u+{5c5_  
三. 设计步骤 |%$d/<<PZ  
    1.  传动装置总体设计方案 |ek*wo  
    2.  电动机的选择 ) m?oQ#`m  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 1W5YS +pf  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数  Vb/J`  
    5.  “V”带轮的材料和结构 `9@!"p f  
    6.  齿轮的设计 +1e*>jE  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 S!rUdxO  
    8、校核轴的疲劳强度 d8|:)7PSt  
    9.  键联接设计 yp8 .\.  
    10.  箱体结构设计 c sYICLj  
    11. 润滑密封设计 vh T9#) HI  
    12. 联轴器设计 rsrv1A=t?  
     5o&L|7]  
1.传动装置总体设计方案: U; ev3  
ZWYwVAo  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 wjpkh~ qo  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， G.L4l|%W  
要求轴有较大的刚度。 5FzG_ w  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 28zt.9  
其传动方案如下： G$ipWi  
        ; <3w ,r  
图一:(传动装置总体设计图) KPKby?qQ^  
!iITX,'8  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 (Iu5QLE  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 @Yy=HV  
     传动装置的总效率 7v1}8Uk  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； b@nbXm]Z  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， ?jy^WF`  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， l~!#<=.  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 {?,:M  
~d28"p.7  
  2.电动机的选择 z.#gpTXD  
B f[D&O  
    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， C!v0*^i  
    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， 4ajBMgD]KG  
    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。 <PXA`]x~  
     s|d L.@0,L  
    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， )p(XY34]  
     T7&itgEYG/  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 ?DM-C5$  
     :N(L7&<  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 iQ~cG[6  
                                                  r0?`t!% V  
,1QU  
方案    电动机型号    额定功率 90M:0SH  
P S =eP/  
kw    电动机转速 WF_G GF{  
    电动机重量 p}N'>+@=  
N    参考价格 vBq 2JJAl  
元    传动装置的传动比     $O7>E!uVD  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     {P(IA2J'S  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     6<FJ`l]U9  
  Ci=c"JdB  
   中心高 l{vi{9n)  
        外型尺寸 =OTwP  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     e$ E=n  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     SC"=M^E  
\Ui8Sgeei  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 ZJ  u\  
9 bGN5.5  
（1）       总传动比 D6c4tA^EO  
    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 mbSJ}3c"  
    （2）       分配传动装置传动比 :@19,.L  
    ＝× O zY&^:>  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 q48V|6X'q  
    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 zLC\Rc4  
4.计算传动装置的运动和动力参数 2A {k>TjQ  
（1）　各轴转速 :E]A51  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min wQ@@|Cj4L  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min 99H&#!~bSS  
（2）　各轴输入功率 Q{V|{yV^y  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW ,]1K^UeZ  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 8BC}D+q  
    则各轴的输出功率：   |_ E)2b:h  
＝×0.98=2.989kW \*1pFX#  
＝×0.98=2.929kW -0Y8/6](  
各轴输入转矩 ]hN%~ ~$>  
   =××  N·m <JDkvpckx.  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· \} P}H  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m !~"q$T>@  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m [uW{Ap~2  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m 0 B>{31)  
＝×0.98=242.86N·m jvCk+n[  
运动和动力参数结果如下表 'l!tQD!  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     3Q Zw  
    输入    输出    输入    输出         >Ix)jSNLgo  
电动机轴        3.03        20.23    1440     x^;nQas;  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     d*7 Tjs{\  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     N:Q}Lil  
%v4/.4sR,;  
5、“V”带轮的材料和结构 hA/K>Z  
  确定V带的截型 SP 97Q-  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 j ]F  Zy  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 (]0ZxWF  
      V带截型      由图6-13                        B型 O5LB&s   
   /t(dhz&xN  
  确定V带轮的直径 lpj$\WI=  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm sn]8h2z  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s =uIu0_v  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm zgJ%Zr!~  
   w-"o?;)a  
  确定中心距及V带基准长度 GadQ \>  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 `$fwLC3j  
                          360<a<1030 W,}HQ  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm PGOi#x  
     :(!il?  
  初定V带基准长度 5kofO  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm *U)!9DvA  
       yo#&>W  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm #,0%g 1  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm 0Zs}y\J`  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 F]q pDv  
   ix=HLF-0zC  
   确定V带的根数 7eqax33f  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw ;SEH|_/  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 kViX FPW  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 %mAgE\y25  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 0~<d<a -@  
         S=n,unn#t  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 o=X6PoJ N_  
                             +>@<'YI<  
                       取Z=2 "Rf8#\Y/<  
V带齿轮各设计参数附表 /0uZ(F|>I  
7xb z)FI  
各传动比 qHt!)j9GKv  
rL w,?  
    V带        齿轮     3tMs61 3  
    2.3        5.96     &s>HiL>f  
  |-bSoq7t  
2. 各轴转速n mA|!IhM  
    (r/min)        (r/min)     c6:"5};_  
    626.09        105.05     IX7<  
(A}##h  
3. 各轴输入功率 P OQ;DqV  
    （kw）        （kw）     %`t;5kmR  
    2.93       2.71     wyzj[PDS  
]s ?BwLU6  
4. 各轴输入转矩 T hw:zak#j,  
    (kN·m)        (kN·m)     ;\DXRKR  
43.77        242.86     BSY2\AL p  
RXP0 4  
5. 带轮主要参数 0C#1/o)o  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         ,[7 1,zs  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     AkrUb$ }  
带的根数z     {0+gPTp  
    160        368        708        2232        B        2     {s6;6>-kPW  
K'+GK S7.  
6.齿轮的设计 qPK3"fzH  
:vz_f$=  
（一）齿轮传动的设计计算 AF g*  
RLOB  
齿轮材料，热处理及精度 J*Dj`@`4`g  
    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 , |CT|2D>  
    （1）       齿轮材料及热处理 M;V (Tf  
       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 HaXlc8  
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@7S hp  
      ② 齿轮精度 +|Z1U$0g  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。  O;h]  
     =W"BfG  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 n8DWA`[ib  
按齿面接触强度设计 "K5n|{#  
*G7$wW:?  
确定各参数的值: 2s_shY<=}L  
①试选=1.6 |#q5#@,  
选取区域系数 Z=2.433   8`XT`H  
     QijEb  
    则 E}sj l  
    ②计算应力值环数 |FG t'  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） p:U9#(v)  
    =1.4425×10h .%j&#(!  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) $p30?\  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 O'{UAb+-  
    ④齿轮的疲劳强度极限 /PH+K24v~  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: ~gQ$etPd  
    []==0.93×550=511.5 <GC<uB |p  
+QT(~<  
    []==0.96×450=432         PXof-W  
许用接触应力   t33/QW r  
         Nlemb:'eP3  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   %B5.zs]Of  
         =1 ;|Id g"2  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 [0U!Y/?6lA  
    =4.47×10N.m a@$U?=\e  
    3.设计计算 xq+$Q:f  
①小齿轮的分度圆直径d Y0fX\6=h  
     AD^9?Z  
    =46.42 rK )aR  
    ②计算圆周速度 ~n9BN'@x  
    1.52 /( %Q  
    ③计算齿宽b和模数 6*9hAnH  
计算齿宽b t"k6wv;Tq  
       b==46.42mm %m$TV@  
计算摸数m =Bo(*%  
  初选螺旋角=14 A ^@:Ps  
    = (dn(:<_$  
    ④计算齿宽与高之比 K-(k6<h  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 W8+Daw1Nr  
=46.42/4.5 =10.32 o?@,f/" 5  
⑤计算纵向重合度 V1 T?T9m  
=0.318=1.903 @ de_|*c  
⑥计算载荷系数K d%VG@./xq  
使用系数=1 Nv}'"V>  
根据,7级精度, 查课本得 #ak2[UOT  
动载系数K=1.07, :fz&)e9  
查课本K的计算公式: <cm,U)j2  
K= +0.23×10×b ]o`qI#{R~R  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 sN0S~}F+  
查课本得: K=1.35 )u?pqFH  
查课本得: K==1.2 MT9c:7}[&  
故载荷系数: %> Z;/j|#r  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 |fnP@k  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 gp'9Pf;\[  
    d=d=50.64 OEmz`JJ67  
    ⑧计算模数 "Opk:;.  
    = # 12  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 /T&z :st0  
    由弯曲强度的设计公式 Sn=|Q4ZN  
    ≥ H1X38  
t"Ok-!c|  
⑴   确定公式内各计算数值 QSPneYD  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m 17g\XC@ Cl  
         确定齿数z ,5^XjU3c=  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 A8 V7\  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 D# |+PG7  
    Δi＝0.032％5％，允许 1sx@Nvlb  
    ②      计算当量齿数 ): HjpJvF  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  KPO?eeT.WZ  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 8sb<$M$c  
    ③       初选齿宽系数 8JxJ>I-9p  
     按对称布置，由表查得＝1 ?oF+?l  
    ④       初选螺旋角 ;v%Fw!b032  
    初定螺旋角 ＝14 'F>eieO  
    ⑤       载荷系数K vW,dJ[N6jm  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 [r,a0s  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y T(t@[U2^  
    查得:  pleLdGq  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 6UK{0\0  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774  eX7dyM  
     ( HCB\!g  
    ⑦       重合度系数Y HE GMwRJG  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 d 7vD  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ^uB9EP*P  
＝14.07609 +-tvNX%IJ  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 )yvI  {  
    ⑧       螺旋角系数Y _GEt:=DAP#  
 轴向重合度 ＝1.675, K=,nX7Z5  
    Y＝1－＝0.82 +vOlA#t%Z  
     Yd]y`J?#  
    ⑨       计算大小齿轮的 #'5|$ug[  
 安全系数由表查得S＝1.25 sb"z=4  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 '&/ 35d9|*  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 d%1Tv1={  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 gc``z9@Xg  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   _'pow&w~  
    小齿轮     大齿轮 Py2AnpYa  
`4^-@}  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: x'IVP[xh`A  
    K=0.86        K=0.93   o!:V=F  
X(s HFVU+  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 wdS4iQD  
      []= lAjP'(  
      []= q@K8,=/.#  
       {Up@\M  
       l 2&cwjc  
        大齿轮的数值大.选用. I5EKS0MQ!  
     7ux0|l  
⑵   设计计算 -|E|-'  
     计算模数 /ZC/yGdIS_  
[O)(0  
&'%b1CbE  
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: kLc}a5;  
OZ{YQ}t{^1  
z==24.57  取z=25 JjBG9Rp{  
<dzfD;  
那么z=5.96×25=149           B~S"1EE[  
  )qXl8HI  
②   几何尺寸计算 poJ7q (  
    计算中心距     a===147.2 L~x PIu  
将中心距圆整为110 c6 O1Z\M@\  
IE/F =Wr  
按圆整后的中心距修正螺旋角 Wh PwD6l>  
sEBZ-qql  
=arccos DH7B4P  
ahezDDR-.i  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. %N((p[\H  
zJ-_{GiM*L  
计算大.小齿轮的分度圆直径 Fk&W*<}/;  
     bbGSh|u+P  
    d==42.4 ryhme\%l;f  
~Sq!P  
d==252.5 +7yirp~`K  
>lyX";X#  
计算齿轮宽度 $raxf80A  
?&qa3y)wX:  
B= &yu3nA:7D  
SVr3OyzI  
圆整的       wUU Dq?!k\  
< 5 Ft3sd  
                                            大齿轮如上图： (_:k s  
jg2 UX   
CcF$?07 i  
&b!L$@6  
7.传动轴承和传动轴的设计 PKDzIA~T  
PvmmyF  
1.  传动轴承的设计 FG-v71!h#  
, 7` /D  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 z ^e99dz  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min BQX6Q<  
T1=43.77kn．m Yd} Jz  
⑵.  求作用在齿轮上的力 XUI9)Ne  
    已知小齿轮的分度圆直径为 zDEX `~c  
        d1=42.4 pKSn 3-A  
而  F= *$U+  
     F= F  z]/;?  
M4%u~Z:4h+  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N J%8M+!`F  
J[Ck z]  
<>gX'te  
}}R?pU_  
⑶.   初步确定轴的最小直径 Iq76JJuCb  
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 ' 7lHWqN<  
iD;pXE{2s%  
.f1  
             }6Ut7J]a|  
     从动轴的设计 E_fH,YJ?9  
       tl:V8sYTP  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， xiWP^dIF  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 2sezZeMV  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 HDmjt+3&n  
    已知大齿轮的分度圆直径为 3YKJN4  
        d2=252.5 ]xx}\k  
而  F= 2)iwAu   
     F= F 6MewQ{hi  
xz$-_NWW  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N UN FQ`L  
oFO)28Btv  
E{Kc$,y  
u-8b,$@Z>'  
⑶.   初步确定轴的最小直径 `u<\ 4&W  
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 fbTq?4&Q  
m;_gNh8Ee  
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 @r.w+E=  
查表,选取 O/(QLgUr  
uwL^Tq}Yh  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 j&(Yk"j+  
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 .S5%Qa [uW  
-qbx:Kk (  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 $wr B5m?  
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  。 Qkvg85  
d@0p<at>~  
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. f3>L/9[[<P  
O(R1D/A[  
            D        B                轴承代号     NsPAWI|4  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     '3p7ee&  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     6>yfm4o  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     vvTQ!Aa  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     B~CdY}UTsj  
[%0{7pz}  
     g3Xa b  
PeX^aEc  
     eP?=tUB!S  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 y6hb-: #1  
    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, F3?PlH:Y  
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.     D<QE?:#  
eT'Z;ZO  
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. TQ,KPf$0U  
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, ee}HQ.}Ja  
高速齿轮轮毂长L=50,则 qk{+Y  
O x),jc[/  
L=16+16+16+8+8=64 !RXG{1 :  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. b2tUJ2p  
rjo1  
5.    求轴上的载荷   svaclkT=  
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, t:O"t G  
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. joRrsxFU  
n^t!+  
+_T`tmQ  
SWLt5dV  
W]CsKN,K  
+T/T\[  
-cONC9 =  
Mb^E  
MS~+P'  
     }0oVIr  
Xl %ax!/  
传动轴总体设计结构图: `3e>JIl"0  
     c gOkm}h  
                             k0v&U@+-J  
1!=^mu8  
                             (主动轴) a;h.I}*]  
K(3_1*e  
@OGHS}-\  
        从动轴的载荷分析图: s qEOXO  
.Cz9?]jyI  
6.     校核轴的强度 XCd[<\l  
根据 d=DQS>Nz  
== *A ([1l&]i  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 0}3Xry,{  
查表15-1得[]=60MP KK';ho,W  
〈 []    此轴合理安全 '/'dg5bfV  
$.F.xYS9IJ  
8、校核轴的疲劳强度. asZ(Hz%  
⑴.   判断危险截面 P^57a?[`  
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. !dV2:`|+  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 -d4|EtN  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 G@+R!IG  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 E0)43  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 +GvPJI  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 045_0+r"@  
截面上的弯曲应力 &e \UlM22  
'w8p[h (,  
截面上的扭转应力 E<[ Y KY  
== O^~Z-; FA  
轴的材料为45钢。调质处理。 2_Gb K-  
由课本得： Q#5~"C  
           s# V>+mU  
因             eL_Il.:  
经插入后得 }0}=-g&  
2.0         =1.31 Dnp><%  
轴性系数为 hEq-)-^G  
       =0.85 J3XrlSc  
K=1+=1.82 X#k:J  
    K=1+（-1）=1.26 cBtQ2,<6  
所以               *t300`x  
`t#9 yN  
综合系数为：    K=2.8 [=TD)o>W(p  
K=1.62 V~sfR^FQ'  
碳钢的特性系数        取0.1 b8LA|#]i  
   取0.05 s8  5l  
安全系数 ;;K ~  
S=25.13 /RI"a^&9A  
S13.71 hr W2#v  
≥S=1.5    所以它是安全的 ,Bs/.htQj  
截面Ⅳ右侧 l?B=5*0  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 k_`h (R  
T|-llhJ8  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 <-DQ(0xg  
* .g[vCy  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 <DN7  
3<>DDY2bl  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295  Dn#^-,H  
截面上的弯曲应力   6x;!E&<  
截面上的扭转应力 G_`Ae%'h  
==K= p"0Dl9  
    K= P~;1adi3  
所以                 EE-wi@  
综合系数为： V8rS~'{\  
K=2.8    K=1.62 lS]6Sk Z6  
碳钢的特性系数 P)O:lYX  
    取0.1       取0.05 u\(>a  
安全系数 <;*w97n  
S=25.13 F#^/=AR'  
S13.71 1&RB=7.h  
≥S=1.5    所以它是安全的 S 3s6  
w:ASB>,!  
9.键的设计和计算 DWS#q|j`"  
(9{qT>eJg=  
①选择键联接的类型和尺寸 [Z^26/5a  
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. yO` |X  
根据    d=55    d=65 Fj46~#ZZ  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 KQ^|prN?y  
                     b=20     h=12     =50 ECk3Da  
Z7I\\M  
②校和键联接的强度 bg5i+a,?  
  查表6-2得      []=110MP vX_;Y#uD  
工作长度  36-16=20 [6Q1yNE  
    50-20=30 S9[Y1qH>K  
③键与轮毂键槽的接触高度 NA$%Up  
     K=0.5 h=5 ^kke  
    K=0.5 h=6 \Hw*q|  
    由式（6-1）得： 5Z:T9F4  
           ＜[] JNo[<SZb  
           ＜[] tRo` @eEX  
    两者都合适 %Fx ^"  
    取键标记为： UOyM=#ipY  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 #pyFIUr=w  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 !>f:wk2  
10、箱体结构的设计 5"ooam3  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， Zs8]A0$  
大端盖分机体采用配合. 2f1Q&S  
CF:L#r  
1.   机体有足够的刚度 R@#xPv4o%  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 % K,cGgp^)  
,~/WYw<o  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 HL-'\wtl  
T-h[$fxR_  
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 luW"|  
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 BF 0#G2`h>  
^\[c][fo  
3.   机体结构有良好的工艺性. ?vFtv}@\  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. x.$cP  
hAs ReZ?  
4.   对附件设计 %`~+^{Wp  
A  视孔盖和窥视孔 ^j2ve's:  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 ^rd%{ 6m  
B  油螺塞： 'u%vpvF  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 yo8mfH_,  
C  油标： 9GsG*$-I  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 |bhv7(_  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. {|<yZ,,p  
gW<4E=fl  
D  通气孔： B`||4*  
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. maa$kg8U*!  
E  盖螺钉： u8t|!pMF8  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 ;kWWzg  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. "G,,:H9v  
F  位销： T]/5aA4  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. X{(?p=]  
G  吊钩： =M}tet }  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. n^b CrvD  
K#'$_0.  
减速器机体结构尺寸如下： 'nq~1 >i  
y^[t3XA6Q  
名称    符号    计算公式    结果     IG7,-3  
箱座壁厚                10     p1hF.  
箱盖壁厚                9     V7`vLs-  
箱盖凸缘厚度                12     FS=LpvOG)  
箱座凸缘厚度                15     Mlr'h}:H  
箱座底凸缘厚度                25     f*A B Im  
地脚螺钉直径                M24     ,CN (;z)  
地脚螺钉数目        查手册        6     /n6ZN4  
轴承旁联接螺栓直径                M12     WnOvU<Z <  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     NFP h}D  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     cM CM>*X  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     @2mWNYHR*>  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     Jw#7b[a  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 +>%51#2.Q  
    22 9HPmJ`b  
    18     TvS<;0~K  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 +'+ Nr<  
    16     _n!>*A!  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     hW9!  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     s diWQv  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     8 R7w$3pp\  
机盖，机座肋厚                9    8.5     7&/1K%x9;  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） w<zzS: PF*  
150（3轴）     /Oi(5?Jn  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） Ke3~o"IQ  
150（3轴）     mP/#hwzB&q  
     b|@zjh;]A7  
11. 润滑密封设计 J7C?Z  
*DXX*9 0  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. VbMud]40F  
    油的深度为H+ :475FPy]  
         H=30  =34 sa _J6~  
所以H+=30+34=64 Q'!'+;&%  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 s;E(51V<>  
     1 0.Z Bfn  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 a7uL {*ZR  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     `IJ)'$pn  
    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 w{lj'3z I  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 9<iM2(IW{  
     ~l?c.CS d  
12.联轴器设计 D!#B*[|  
ixK9/5T  
1.类型选择. :-<30LS $  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 !syyOfu`}  
2.载荷计算. c HR*.  
公称转矩：T=95509550333.5 7=yjd)Iy9m  
查课本,选取 jJNl{nyq  
所以转矩   7cWeB5 e?O  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 `B&=ya|bl  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 98| v.d  
l:bbc!3  
四、设计小结 .Y^3G7On  
    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。 {T,}]oX  
    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。 isy[RAP<  
五、参考资料目录 "L`BuAB  
[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； a&2x;diF  
[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； .Ln98#ZR  
[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； ;K|K]c  
[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； 9o6[4Q}  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 7HY8 F5Brx  
[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； b<#zgf  
[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？ jk_yrbLc  
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 © 2005-2025 光行天下 蜀ICP备06003254号-1 网站统计