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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  h@"u==0  
                 + q@g  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         &?j]L4%  
                 _ ^cFdP)8|  
专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) pG9qD2C f  
gCc::[}\Y  
目   录 /J` ZO$  
     ^=gzm s  
一    课程设计书                            2 E HY}gG)  
=pR'XF%  
二    设计要求                              2 SYmiDR  
{[Vkht}  
三    设计步骤                              2 @8xa"Dc  
     &Eqa y'  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 Z=\wI:TY1  
    2. 电动机的选择                                4 !$|h[ct  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 [_,Gk]F=  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 NgPY/R>  
    5. 设计V带和带轮                              6 8WvQ[cd  
    6. 齿轮的设计                                  8 tOf18V{a  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 [n{c,U F  
    8. 键联接设计                                  26 "I`g(q#Uo  
    9. 箱体结构的设计                              27 !K319 eE  
    10.润滑密封设计                                30 p{k^)5CR/  
    11.联轴器设计                                  30 ^RO_B}n3  
     tyyfMA?'L;  
四    设计小结                              31 '}eA2Q>BV  
五    参考资料                              32 Q( \2(x\  
Zn9ecN  
一. 课程设计书 S&`iEwG  
设计课题: 8m poY.E4!  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V skR I \  
表一: n.\|NR'v  
         题号 C=|X]"*:u0  
jVhfpS[  
参数    1     ;'g.%  
运输带工作拉力(kN)    1.5     GVl TW?5  
运输带工作速度(m/s)    1.1     L-v-KO6  
卷筒直径(mm)    200     qwx{U  
]t|-  
二. 设计要求 o$FYCz n  
1.减速器装配图一张(A1)。 +rA:/!b)Y  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 :VEy\ R>W  
3.设计说明书一份。 4RYvI!  
~G ZpAPg*  
三. 设计步骤 5? rR'0  
    1.  传动装置总体设计方案 $IU|zda8  
    2.  电动机的选择 ^w*$qzESy  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 ]fgYO+  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 onOvE Y|R  
    5.  “V”带轮的材料和结构 Sd0y=!Pj=  
    6.  齿轮的设计 +zup+=0e  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 +W-,74A  
    8、校核轴的疲劳强度 hy?e?^  
    9.  键联接设计 v%%;Cp73  
    10.  箱体结构设计 .]\+JTm  
    11. 润滑密封设计 p0S;$dH\ D  
    12. 联轴器设计 'K0=FPB/@  
     <h"*"q|9  
1.传动装置总体设计方案: R?K[O   
!e"TWO*X  
    1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 N=X(G(  
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, 6q!smM  
要求轴有较大的刚度。 H LnizE  
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。 MJ+]\(  
其传动方案如下: WKwU:im  
        Ao/KB_4f*Q  
图一:(传动装置总体设计图) s[HQq;S  
 b jq1",  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 :',Q6j(s  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 Vg+jF!\7  
     传动装置的总效率 4}\Dr %US  
        η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; s{]2~Z^2od  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, ~Ue t)y<  
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, gqi|k6V/  
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 ~YX!49XfHh  
%+y92'GqG/  
  2.电动机的选择 ?H.7 WtTC  
YdI&OzaroE  
    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, Dm.tYG  
    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, %?7j Q  
    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。 9se ,c  
     W r%E}mX-  
    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, N){/#3  
     du:%{4  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 #el i_Cxe  
     FLI0C  
    额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 8@f=GJf  
                                                  ?l3PDorR  
5l&9BS&  
方案    电动机型号    额定功率 6,*o;<k[  
P aNW!Y':*  
kw    电动机转速 @%5$x]^  
    电动机重量 ^q uv`d  
N    参考价格 YlY3C  
元    传动装置的传动比     V+M=@Pvp9  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     j(;o   
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     U6pG  
  1gZW~6a}  
   中心高 abVz/R/o  
        外型尺寸 -zq_W+)ks  
L×(AC/2+AD)×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     i8tH0w/(M  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     o$=D`B  
NG2@.hP:uU  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 wV9[Jl\Z  
iYyJq;S   
(1)       总传动比 ~?m vV`30&  
    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 U#jbii6e  
    (2)       分配传动装置传动比 qOV6Kh)  
    =× {bSi3oI  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 t&r-;sH^[  
    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 )i;o\UU  
4.计算传动装置的运动和动力参数 /kAu&}  
(1) 各轴转速 m 8Q[+_:$H  
  ==1440/2.3=626.09r/min vPV=K+1  
  ==626.09/5.96=105.05r/min `;@#yyj:_  
(2) 各轴输入功率 :d7tzYT ^  
    =×=3.05×0.96=2.93kW fh1rmet&Ts  
  =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW *:q,G  
    则各轴的输出功率:   \ >@'wl  
=×0.98=2.989kW +{$NN  
=×0.98=2.929kW M=57 d7  
各轴输入转矩 hY?x14m$3  
   =××  N·m vq df-i  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· yH<^txNF  
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m BtyBZ8P;e  
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m IXmtjRv5  
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m ,~!rn}MI<  
=×0.98=242.86N·m oM=Ltxv}  
运动和动力参数结果如下表 6%K,3R-d  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     kT!Y~c  
    输入    输出    输入    输出         M-Az2x;6  
电动机轴        3.03        20.23    1440     )V}u}5  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     -m&8SN  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     TZT1nj"n  
_pX y}D  
5、“V”带轮的材料和结构 .{-&3++WZ  
  确定V带的截型 l%aiG+z%6}  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 Ol,Tw=?  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 | %Dh  
      V带截型      由图6-13                        B型 l3sL!D1u  
   ^<0azza/(  
  确定V带轮的直径 BPoY32d"_  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm K% ) K$/A  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 2BU%4IG  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm vGK'U*gGD  
   dv+)U9at  
  确定中心距及V带基准长度 <bPn<QI  
        初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 26Y Y1T\B)  
                          360<a<1030 1!@KRV  
           要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm , qj  
     o%+8.Tx6wT  
  初定V带基准长度 edt(Zzk@3-  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm .c[v /SB]  
       \BT8-}  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm R "S,&  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm !$&3h-l[  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 }";\8  
   s V70a 3#  
   确定V带的根数 }c>[m,lz  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw SBBDlr^P  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 L{K:XiPn  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 Rh7unJ  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 @$R[Js%MuO  
         -r9G5Z!|n  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 o2cZ  
                             2Uf}gG)  
                       取Z=2 C3Mr)  
V带齿轮各设计参数附表 uTN mt]  
f)xHSF"  
各传动比 ;><9R@0  
Zh?1+Sz&  
    V带        齿轮     FFH9 $>A  
    2.3        5.96     K)|#FRPM u  
  6e1/h@p\7  
2. 各轴转速n ~/hyf]*j  
    (r/min)        (r/min)     #GBe=tm\K  
    626.09        105.05     \de82 4  
hjB G`S#  
3. 各轴输入功率 P S ^?&a5{o  
    (kw)        (kw)      '&/"_  
    2.93       2.71     o(iN}.c  
w$~|/UrLf  
4. 各轴输入转矩 T  -lM4*+f  
    (kN·m)        (kN·m)     >b>3M'  
43.77        242.86     \`N%77A  
>;S/$  
5. 带轮主要参数 "]}+QK_  
小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         M6E.!Cs  
    中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     (>*<<a22  
带的根数z     %;UEyj  
    160        368        708        2232        B        2     Q ^%+r"h  
X4emhB  
6.齿轮的设计 c?i=6C dD'  
J]8nbl  
(一)齿轮传动的设计计算 -(FVTWi0  
Ds|/\cI$%a  
齿轮材料,热处理及精度 &P>wIbE  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 IxwOzpr  
    (1)       齿轮材料及热处理 OczVObbS  
       ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 ^E&':6(  
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 KDP7u  
      ② 齿轮精度 Ic 4>kKh  
    按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 8UArl3  
     pEIc ?i*  
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 =T$-idx1l  
按齿面接触强度设计 ~c7}eTJd"  
<>,V> k|  
确定各参数的值: BJDe1W3;'  
①试选=1.6 )>q.!"B  
选取区域系数 Z=2.433   mjbr}9  
     nA%H`/O{  
    则 Ilvz @=  
    ②计算应力值环数 B@Zed Xi  
    N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 0R~{|RHM  
    =1.4425×10h :_YpS w<Q  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) ,o-BJ 069  
    ③查得:K=0.93   K=0.96 }PGl8F !  
    ④齿轮的疲劳强度极限 @)mH"u!(7  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: uGl +"/uDu  
    []==0.93×550=511.5 CMa~BOt#  
,mH2S/<}S  
    []==0.96×450=432         t E/s|v#O  
许用接触应力   w~>V2u_-  
         2`,{IHu*!  
    ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   ;wCp j9hir  
         =1 /X)fWO S6  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 HaI  
    =4.47×10N.m 5-O[(b2O  
    3.设计计算 jJ-j   
①小齿轮的分度圆直径d ETe,RY  
     /7X:=~m  
    =46.42 IGs!SXclCs  
    ②计算圆周速度 S/pTFlptCa  
    1.52 +^hFs7je)  
    ③计算齿宽b和模数 ?1 $.^  
计算齿宽b V}ZF\SG(K  
       b==46.42mm S5]rIcM  
计算摸数m . Rxz;-VA  
  初选螺旋角=14 l=%v  
    = pulE6T7 x  
    ④计算齿宽与高之比 'bj$ZM9  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 }ex2tkz  
=46.42/4.5 =10.32 niY9`8  
⑤计算纵向重合度 {4tJT25  
=0.318=1.903 B@dA?w.x  
⑥计算载荷系数K cMxTv4|wui  
使用系数=1 -%"Kxe  
根据,7级精度, 查课本得 dC;@ Fn  
动载系数K=1.07, W@jBX{k  
查课本K的计算公式: .x7d!t:(D  
K= +0.23×10×b RajzH2j+>  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 D OiL3i"H  
查课本得: K=1.35 eZs34${fN  
查课本得: K==1.2 YuXq   
故载荷系数: >[B[Q_})  
    K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 u$d T^c  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 I?@9;0R  
    d=d=50.64 4Y8/>uL  
    ⑧计算模数 MDa 4U@Q  
    = .0;Z:x_3  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 '"Q;54S**  
    由弯曲强度的设计公式 S !cc%  
    ≥ z 7OTL<h  
r8rU+4\8<  
⑴   确定公式内各计算数值 AjB-&Z  
    ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m -L(F:  
         确定齿数z jV`xRjh  
    因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 Lh0Pvq0C  
    传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 85YE6^y  
    Δi=0.032%5%,允许 GL'zs8AKf  
    ②      计算当量齿数 _n(O?M&x  
    z=z/cos=24/ cos14=26.27  n#,|C`2r  
    z=z/cos=144/ cos14=158 OF'y]W&  
    ③       初选齿宽系数 |]sh*<:?,  
     按对称布置,由表查得=1 }6MHIr=o  
    ④       初选螺旋角 smW 7zGE  
    初定螺旋角 =14 }N!I|<"/  
    ⑤       载荷系数K @#$5_uU8\(  
    K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 }8Tr M0q8  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y EE5I~k 5  
    查得: $+qJ#0OE$  
    齿形系数Y=2.592  Y=2.211 vK z/-9im  
     应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 8.bIP ju%v  
     FP=%e]vJ  
    ⑦       重合度系数Y {(#Dou  
    端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 q"4{GCavN  
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 4% )I[-sH  
=14.07609 G4][`C]8c  
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 8?AFvua}r  
    ⑧       螺旋角系数Y ?bu-6pkx]  
 轴向重合度 =1.675, <z+5+h|^  
    Y=1-=0.82 < TJzp  
     6Pc3;X~  
    ⑨       计算大小齿轮的 $-'p6^5  
 安全系数由表查得S=1.25 oHH-joYnn  
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 $lmGMljF  
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 xG i,\K\:  
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 fOs}5J  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   f]N2(eM  
    小齿轮     大齿轮 o_hk!s^4m  
8%v1[W i  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: N 0h* |  
    K=0.86        K=0.93   &|'k)6Rx  
[A99e`  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 'B0= "7  
      []= Lq.aM.&;#  
      []= A7,TM&  
       7:'7EqM  
       F3j#NCuO=z  
        大齿轮的数值大.选用. :^7/+|}9p  
     nw|ls2   
⑵   设计计算 LRl2@&z<  
     计算模数 ,tBb$T)7<  
k!-(Qfz  
luAmq+  
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: dV(61C0wn  
d*;wHA,}F  
z==24.57  取z=25 YJi C}.4Q  
<RQ\nU  
那么z=5.96×25=149           _s{on/u  
  @*kQZRGK7  
②   几何尺寸计算 :(gZ\q">k  
    计算中心距     a===147.2 8wJfG Y  
将中心距圆整为110 #_)<~  
*V}T}nK7  
按圆整后的中心距修正螺旋角 /, T@/  
rbfP6t:c3  
=arccos xfYDjf :<  
zi M~V'  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. 6 2{(i'K  
.;#Wf @V  
计算大.小齿轮的分度圆直径 GcXh V  
     S[g{ )p)  
    d==42.4 G 92\` Q  
"tax  
d==252.5 "SGq$3D  
! *Snx  
计算齿轮宽度 K)!yOa'fH  
i}d^a28  
B= 7OSk0%Q,  
};{V]f 0  
圆整的       53>y<  
aPD4S&"Q  
                                            大齿轮如上图: VHwAO:+-  
T\Zf`.mt  
n."vCP}O+  
/1A3 Sw  
7.传动轴承和传动轴的设计 !kAjne8]d  
"'Bx<FA  
1.  传动轴承的设计 %NH#8#';2  
LHit9O[_/s  
⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 -%R3YU3  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min 4}C^s\?z  
T1=43.77kn.m Aun X[X9  
⑵.  求作用在齿轮上的力 M.b1=Y  
    已知小齿轮的分度圆直径为 K ?R* )_  
        d1=42.4 `cu W^/c  
而  F= l;+nL[%`  
     F= F LBO3){=J  
O{YT6&.S0  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N s @AGU/v  
ANqWY &f  
nd~cpHQR^  
'IVNqfC)u  
⑶.   初步确定轴的最小直径 8OV;&Z,x  
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 [WZGu6$SU  
7sgK+ ip  
gXrXVv<)yw  
             Pn&!C*,  
     从动轴的设计 v@_^h}h/,=  
       ;!RS q'L1  
        求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, 1#]0\Y(  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 1a_R8j  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 8\V  
    已知大齿轮的分度圆直径为 )1E[CIaXK  
        d2=252.5 \L6kCY  
而  F= K'/,VALp  
     F= F #RfNk;kaA  
_f^JXd,7v  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N idG}p+(;  
G&2UXr3  
^v5v7\!  
`=}w(V8pc  
⑶.   初步确定轴的最小直径 $_ &Lp\  
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 H YA<  
S5%I+G3  
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 F},#%_4  
查表,选取 *!mT#Vm^  
yUUg8xbpxF  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 -MA/:EB  
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 oR``Jiob|  
oSAO0h>0N  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 NA=I7I@  
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  。 '3<AzR2  
&>jSuvVT  
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. seNJ6p=`  
4y: pj7h  
            D        B                轴承代号     hN#A3FFo L  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     h vC gd^M  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     >^fpQG  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     W##~gqZ/  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     xAZ-_}'tW  
VLL CdZ%  
     w# iezo. 0  
W`vgH/lSnZ  
     tAi ~i;?  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,\%qERk  
    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, jPDk~|  
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.     #8{U0 7]"  
xJNV^u  
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. VKZZTFmV2)  
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, t_Q\uo}  
高速齿轮轮毂长L=50,则 [B2g{8{!  
yJ0q)x sS  
L=16+16+16+8+8=64 eH0^d5bH  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. QDHTP|2e  
NKX,[o1  
5.    求轴上的载荷   1:.I0x!  
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, sY%nPf~9q'  
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. 9ZYT#h  
>QA;02  
GW;\ 3@o  
bJWPr  
8Ry%HV9VE  
'0jjoZ:  
]b+Nsr~  
gfPR3%EXs  
uE;bNs'  
     i(9 5=t(  
Y}n$s/O:u8  
传动轴总体设计结构图: Q7{/ T0  
     8*7,qX  
                             _U<r@  
- ^f>=xa4J  
                             (主动轴) qhQeQ  
\46 'j.  
<rbzsn"a  
        从动轴的载荷分析图: "<=HmE-;  
tD j/!L`  
6.     校核轴的强度 gK#G8V-,  
根据 UXdnN;0  
== LJ{P93aq`^  
前已选轴材料为45钢,调质处理。 |z 8Wh  
查表15-1得[]=60MP 71I: P|.>  
〈 []    此轴合理安全 TGSkJ 1Lx  
B]lM69Hz  
8、校核轴的疲劳强度. 2zlBrjk;  
⑴.   判断危险截面 sWGc1jC?.F  
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. u|Tg*B  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 (j%;)PTe+&  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 $:u5XJx  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 nvOJY6)$V  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 = ;z42oS  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 <?E~Qc t  
截面上的弯曲应力 D>`lN  
ibqJ'@{=e  
截面上的扭转应力 2l.qINyz  
== Ty5}5)CRZ  
轴的材料为45钢。调质处理。 8w\ZY>d   
由课本得: z<jH{AU  
           J;#7dRW{  
因             Kd|@  
经插入后得 k@=w? m  
2.0         =1.31 JIh:IR(ta  
轴性系数为 }M|,Z'@*  
       =0.85 S uo  
K=1+=1.82 F&6Xo]?  
    K=1+(-1)=1.26 7|Bg--G1  
所以               CGCI3Z'  
0w9[Z  
综合系数为:    K=2.8 ,5Nf9z!hk(  
K=1.62 c-" .VF  
碳钢的特性系数        取0.1 _I<LB0kgf.  
   取0.05 ;+NU;f/WM  
安全系数 (;T g1$  
S=25.13 [[A}MF*@  
S13.71 3OvQ,^[J4  
≥S=1.5    所以它是安全的 @";zM&  
截面Ⅳ右侧 eW/sP Q-  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 h$U(1B  
3?Tk[m1b  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 .{ -C*  
=H)"t:xE  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 cwC-)#R']  
+-d)/h.7  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 u0?,CQPL  
截面上的弯曲应力   Nt/#Qu2#br  
截面上的扭转应力 wu`P=-  
==K= 0$1-5XY9  
    K= 0sGAC  
所以                 =ec"G2$?"  
综合系数为: jFPD SR5  
K=2.8    K=1.62 vq;_x  
碳钢的特性系数 TBr@F|RXiO  
    取0.1       取0.05 IWs)n1D*]  
安全系数 T$vDw|KSVP  
S=25.13 Puodsd  
S13.71 8TV "9{ n  
≥S=1.5    所以它是安全的 O$, bNu/g  
['#3GJz-  
9.键的设计和计算 1_V',0|`>  
8D5v'[j-  
①选择键联接的类型和尺寸  _7P#?:h  
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. :W*']8 M-  
根据    d=55    d=65 )D>= \ Me  
查表6-1取:   键宽  b=16     h=10     =36 #}|g8gh  
                     b=20     h=12     =50 /+g)J0u  
4pG!m&4]ze  
②校和键联接的强度 ~3r}6,%  
  查表6-2得      []=110MP 5A`T}~"X  
工作长度  36-16=20 % >}{SS  
    50-20=30 <o:|0=Sw b  
③键与轮毂键槽的接触高度 pj/w9j G6  
     K=0.5 h=5 t IO 'ky  
    K=0.5 h=6 dWDM{t\}\  
    由式(6-1)得: WIkr0k  
           <[] hsEQ6  
           <[] ON q=bI*  
    两者都合适 H%^j yGS  
    取键标记为: ^Z`?mNq9  
               键2:16×36 A GB/T1096-1979 pon0!\ZT=  
    键3:20×50 A GB/T1096-1979 1?hx/02  
10、箱体结构的设计 Ubf@"B  
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, d@IV@'Q7u  
大端盖分机体采用配合. hQPNxpe  
4o``t]  
1.   机体有足够的刚度 A$;"9F@  
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 LktH*ePO  
9W+RUh^W  
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 Vb$4'K '  
9Atnnx]n  
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 =&YhA}l\O  
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 l %M0^d6M  
SdM@7%UK  
3.   机体结构有良好的工艺性. 9zs!rlzQ  
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. \2huDNW& !  
3qNLosm#M  
4.   对附件设计 iwS55o  
A  视孔盖和窥视孔 3sF^6<E  
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 j| X>:!4r  
B  油螺塞: 0kOl,%Ey  
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。 b<1+q{0r  
C  油标: &/-^D/ot  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 ~]LkQQ'  
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. N`1W"Rx!  
V_p[mSKJv  
D  通气孔: ?Ja&LNI9S  
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. '#Pg:v_  
E  盖螺钉: `+?g96   
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 RjW< H6a"K  
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. P<s 0f:".  
F  位销: .{ +Ob i  
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. 2T >K!jS  
G  吊钩: 9f U,_`r  
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.  tQSJ"Q  
rD":Gac  
减速器机体结构尺寸如下: %S9YjMR@  
vWpoaz/w  
名称    符号    计算公式    结果     !wNj;ST*  
箱座壁厚                10     .m/$ku{/J  
箱盖壁厚                9     op5G}QZ  
箱盖凸缘厚度                12     ]R?{9H|jwE  
箱座凸缘厚度                15     {.mP e|  
箱座底凸缘厚度                25     >A_:q yGk  
地脚螺钉直径                M24     {>rGe#Vu  
地脚螺钉数目        查手册        6     eF=cMC  
轴承旁联接螺栓直径                M12     Ww)p&don  
机盖与机座联接螺栓直径        =(0.5~0.6)        M10     ExKjH*gn  
轴承端盖螺钉直径        =(0.4~0.5)        10     +$y%H  
视孔盖螺钉直径        =(0.3~0.4)        8     HmQ.'  
定位销直径        =(0.7~0.8)        8     9?J 3G,&  
,,至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 mJN*DP{  
    22 E 8LA+dKN:  
    18     x4=Sm0Ro|V  
,至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 RJhafUJ zH  
    16     m(DJ6CSa  
外机壁至轴承座端面距离        =++(8~12)        50     lNRGlTD%  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     7G]v(ay  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     -'%>Fon  
机盖,机座肋厚                9    8.5     qr<RMs  
轴承端盖外径        +(5~5.5)    120(1轴)125(2轴) F :p9y_W  
150(3轴)     XV %DhR=  
轴承旁联结螺栓距离            120(1轴)125(2轴) vOQ 3A%/  
150(3轴)     z}z 6Vg  
     3[F9qDAy  
11. 润滑密封设计 PXrv2q[5?  
(<KFA,  
    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. Wb{0UkApJ  
    油的深度为H+ 1LZ[i89&%  
         H=30  =34 HzQ Y\Y6  
所以H+=30+34=64 }N,$4h9Dj  
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 0(|Yy/Yq  
     Swr 8  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 ?DrA@;IB  
凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为     kWMz;{I5*w  
    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 hH(w O\s  
    大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 1"yr`,}?8r  
     #T3dfVWv  
12.联轴器设计 ,[UK32KWI  
;1AX u/  
1.类型选择. RIdh],-  
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 1tIJ'#6  
2.载荷计算. C116 c"  
公称转矩:T=95509550333.5 Q&]f9j_  
查课本,选取 %5$)w;p.$'  
所以转矩   /N9ct4 {^  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 O;lGh1.  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm c4V%>A  
fW=vN0Z  
四、设计小结 \)`OEGdOR\  
    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。 K;Fs5|gFU  
    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。 ^V7'S<  
五、参考资料目录 zQ~ax!}R  
[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; Y?v{V>;*A  
[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; 572{DC&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; nq5qUErew  
[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; c> 0R_  
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 %zz,qs)Eu  
[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; ^).  
[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? Ggry,3X3  
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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