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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 wdEQB-dA  
                 $9<P3J 1  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         )H<F([Jri  
                 (M,*R v  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） -}Gk@=$G  
X6o iOs  
目   录 .T7S1C $HP  
     MT.D#jv&  
一    课程设计书                            2 /Y*6mQ:  
WSV% Oy3V  
二    设计要求                              2 2L?Pw   
9 X87"  
三    设计步骤                              2 gK- $y9]~+  
      .KE2sodq  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 |FZIUS{]  
    2. 电动机的选择                                4 'U4@Sax,  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 SWMi+)  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 sTF Ru  
    5. 设计V带和带轮                              6 \oAxmvt  
    6. 齿轮的设计                                  8 RQd5Q.  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 <@H=XEn  
    8. 键联接设计                                  26 \ dZD2e4  
    9. 箱体结构的设计                              27 2]-xmS>|b  
    10.润滑密封设计                                30 j*@EJ"Gm>  
    11.联轴器设计                                  30 F$>^pw  
     W$?Bsz)  
四    设计小结                              31 F5/,H:K\  
五    参考资料                              32 x-ZCaa}O  
>[TJ-%V>oR  
一. 课程设计书 2W=am_\0e.  
设计课题: MNsgD3  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V G:?l;+P1  
表一: EyPF'|Qtn  
         题号 ~JxAo\2i  
 tvvRHvL  
参数    1     aG/L'weR  
运输带工作拉力（kN）    1.5     &io*pmUm6  
运输带工作速度（m/s）    1.1     hS:j$j e  
卷筒直径（mm）    200     @P}!mdH1  
8i?h{G IMV  
二. 设计要求 wU bLw  
1.减速器装配图一张(A1)。 "r.eN_d  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 dFVm18  
3.设计说明书一份。 9mfP9  
<bxp/#6D  
三. 设计步骤 s9}VnNr  
    1.  传动装置总体设计方案 X |X~|&j  
    2.  电动机的选择 b0"R |d[i  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 rJ}k!}G  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 E7UYJ)6]  
    5.  “V”带轮的材料和结构 ,mW-O!$3W  
    6.  齿轮的设计 V61.UEN  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 L BP|  
    8、校核轴的疲劳强度 {`CmE/`{  
    9.  键联接设计 \3v}:E+3  
    10.  箱体结构设计 dGBVkb4]T  
    11. 润滑密封设计 [X|KXlNfm  
    12. 联轴器设计 a#:K"Mf.  
     W-ll2b  
1.传动装置总体设计方案: oN6 '%   
*/yR _f  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 pUXszPf  
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， 8st~ O  
要求轴有较大的刚度。 +XN/ bT  
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。 nPS:T|*G  
其传动方案如下： m^Xq<`e"<  
        O*zF` 9  
图一:(传动装置总体设计图) 4P\?vz"  
2pQdDbm  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 1P+Te,I  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 Swg%[r=p=  
     传动装置的总效率 "G3zl{?GP  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； l&1R`gcW  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， ^`XTs!.  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， zV8^Hxl  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 H%AC *,  
El)WjcmH  
  2.电动机的选择 YjM_8@ <  
>m;*Zk`  
    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， ]aF!0Fln~  
    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， m=uW:~  
    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。 /}=Bi-  
     9:tn! <^=I  
    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， F ak"u'~  
     YZH &KGY  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 ,:1_I`d>#X  
     rWo&I _{  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 Y +9OP  
                                                  \P` mV9P  
+`)4jx)r/  
方案    电动机型号    额定功率 AT%@T|  
P j >wT-s  
kw    电动机转速 !?~>f>js_l  
    电动机重量 I T\lkF2  
N    参考价格 U1wsCH3+n  
元    传动装置的传动比     <(U :v  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ;=[~2*8  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     C_JDQByfL  
  *?GV(/Q  
   中心高 yxt `  
        外型尺寸 }.j09[<  
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     4pfv?!Oj  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     6 -\ghPo  
/Ky xOb)  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 |tkhsQ-;  
jZ8#86/#{  
（1）       总传动比 17nONhh  
    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 mSu1/?PS  
    （2）       分配传动装置传动比 lrXi *u]  
    ＝× J^R#  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 jml 4YaGZ  
    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 2 Xt$KF,?  
4.计算传动装置的运动和动力参数 '[nH] N  
（1）　各轴转速 JWuF ?<+k  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min UmRI! WQl  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min )j[rm   
（2）　各轴输入功率 V!Q1o!J  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW rfdT0xfcU  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW </OZ,3J=  
    则各轴的输出功率：   mar BVFz~  
＝×0.98=2.989kW %j3 *j  
＝×0.98=2.929kW lQolE P.pc  
各轴输入转矩 .Y"H{|]Mnh  
   =××  N·m x3JX}yCX  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ]^63n/Twj  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m *Q@%< R  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m )OAd[u<  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m p+;[i%`  
＝×0.98=242.86N·m ^\X-eeA  
运动和动力参数结果如下表 -R[ *S "  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min      3O:gZRxK  
    输入    输出    输入    输出         FD&"k=p+X  
电动机轴        3.03        20.23    1440     $1h,<$5H  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     3',|HA /x  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     jJN.(  
) DzbJ}  
5、“V”带轮的材料和结构 ?>_[hZ  
  确定V带的截型 BihXYux*  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 HW)4#nLhh  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 @} 61D  
      V带截型      由图6-13                        B型 y3 R+060\3  
   F|3 =Cl  
  确定V带轮的直径 u H}cvshv  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm 1HF=,K+  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s u49v,,WGw  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm ,,Dwb\B}  
   MMMuT^X  
  确定中心距及V带基准长度 d8|bO#a%9  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 z]NzLz9VfL  
                          360<a<1030 .."=  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm Qg\OJmv  
     [,Io!O  
  初定V带基准长度 u'o."J^&'  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm oCBZ9PGkK  
       bN6FhKg|  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm v>2gx1F"?  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm [f'V pId8  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ^MyuD?va  
   z(AhO  
   确定V带的根数 j0p'_|)(  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw Q)\~=/L b  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 p*T`fOL  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 io[$QTY  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 r*|#*"K"a  
         9Ytf7NpR  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 X\r?g  
                             eB`7C"Z  
                       取Z=2 uY,(3x  
V带齿轮各设计参数附表 A8?uCkG  
HQ8oOn  
各传动比 (RP"VEVR  
O<&8 gk~  
    V带        齿轮     $"d< F3k  
    2.3        5.96     U*.Wx0QM  
  +mReWf:o  
2. 各轴转速n t;7 tuq   
    (r/min)        (r/min)     0-ISOA&  
    626.09        105.05     s3+^q  
]UR@V;JG  
3. 各轴输入功率 P xwZcO  
    （kw）        （kw）     _;] 3w  
    2.93       2.71     : Gp,d*M  
r sf +dC  
4. 各轴输入转矩 T cxBu2( Y  
    (kN·m)        (kN·m)     '!)|;qe  
43.77        242.86     }uJH!@j  
l-Hp^|3Wq  
5. 带轮主要参数 oUMY?[Wp  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         JG%y_ Qy?K  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     X>C l{.  
带的根数z     N`FgjnQ`  
    160        368        708        2232        B        2     I`?6>Z+%)  
|IbCN  
6.齿轮的设计 .w/_Om4T*b  
/8\gT(@  
（一）齿轮传动的设计计算 i ez@j  
S]kY'(V(*  
齿轮材料，热处理及精度 -r%3"C=m  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 H pHXt78  
    （1）       齿轮材料及热处理 1(z&0Y;  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 :zXkQQD8`  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 W0 n/B &C  
      ② 齿轮精度 A %iZ_h^  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 #&JhA2]q  
     wb@TYvDt  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 VKcO]_W1  
按齿面接触强度设计 Q`nsL)J  
n>d@}hyv  
确定各参数的值: K !&{k94  
①试选=1.6 [89qg+z  
选取区域系数 Z=2.433   <!ewb=[_$  
     P4x Q:$2!  
    则 }@ Nurs)%_  
    ②计算应力值环数 C?v_ig  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） Ob:}@jj  
    =1.4425×10h ' +6H=Qn  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) gOkq>i_  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 N"X;aVFs_  
    ④齿轮的疲劳强度极限 V87?J w%2  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: YGRv``(  
    []==0.93×550=511.5 4l0ON>W(  
Bnju_)U5)  
    []==0.96×450=432         L*TPLS[lh  
许用接触应力   @D<q=:k  
         R5iv]8X4W  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   a2l\B~n  
         =1 7,.Hj&'B  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 %#!pAUP\&  
    =4.47×10N.m #/u%sX`#y  
    3.设计计算 g`6_Ao8  
①小齿轮的分度圆直径d 3l?D%E]P  
     }}AooziH9  
    =46.42 q8U*  
    ②计算圆周速度 =.q Zgcg  
    1.52 k 7 !{p  
    ③计算齿宽b和模数 +8tdAw  
计算齿宽b PP\nR @  
       b==46.42mm m_{?py@tZ  
计算摸数m [ugBVnma  
  初选螺旋角=14 iOCx7j{BS  
    = y6.Q\=  
    ④计算齿宽与高之比 K!|%mI8gk  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 a<-'4D/  
=46.42/4.5 =10.32 >Ux5UD  
⑤计算纵向重合度 @ lo6?9oNo  
=0.318=1.903 i #5rk(^t  
⑥计算载荷系数K =yn|.%b  
使用系数=1  4wLp  
根据,7级精度, 查课本得 5v51:g>c  
动载系数K=1.07, crV2T  
查课本K的计算公式: x1\ a_Kt  
K= +0.23×10×b jD@KG  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 i qCZIahf  
查课本得: K=1.35 JGS4r+   
查课本得: K==1.2 i3T]<&+j5  
故载荷系数: *], ]E;  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 D8u_Z<6IjI  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 F<'@T,LVc  
    d=d=50.64 [I*BEJ;W'  
    ⑧计算模数 l56D?E8  
    = 9UD~$_<\  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 <"|BuK  
    由弯曲强度的设计公式 Yb57Xu  
    ≥ P{ AJH1  
-rYOx9P4  
⑴   确定公式内各计算数值 0E9LZOw4T  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m wyqXD.o f  
         确定齿数z <VB;J5Rv  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 N O|&nqq,>  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 p 4k*vuu>  
    Δi＝0.032％5％，允许 F\1{bN|3  
    ②      计算当量齿数 a8K"Z-LlQ  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  92}UP=RW!  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 1-.UkdZ}  
    ③       初选齿宽系数 f_}FYeg  
     按对称布置，由表查得＝1 YN Lc )  
    ④       初选螺旋角 wIi_d6?  
    初定螺旋角 ＝14 -3 }  
    ⑤       载荷系数K chE~UQ  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 Og8:  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y !o.l:Mr  
    查得: ;M '?k8L  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 r"s <;  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 K * Tj;  
     IaDc hI  
    ⑦       重合度系数Y ?(Dk{-:T'  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 '2+Rb7V  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ADoxma@  
＝14.07609 qV57P6<  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 m7z6c"?lB  
    ⑧       螺旋角系数Y ]$)J/L(p/]  
 轴向重合度 ＝1.675, ; qT~81  
    Y＝1－＝0.82 Q/T\Rr_d  
     wpw~[xd  
    ⑨       计算大小齿轮的 !QoOL<(){  
 安全系数由表查得S＝1.25 %zg&eFRHI  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 {5}UP@h  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 $Bd{Y"P@6  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 0w?\KHT  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   yw'b^D/  
    小齿轮     大齿轮 v%t "N  
!@E=\Sm8EV  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: 1-C 2Y `  
    K=0.86        K=0.93   ?`?"j<4e  
;5tSXgGw7  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 yE3g0@*  
      []= c!@g<<}[(  
      []= [G{{f  
       Yrp WGK520  
       %h;~@-$  
        大齿轮的数值大.选用. Lc;4 Hg  
     =VkbymIZ4y  
⑵   设计计算 BR5r K  
     计算模数 F-%wOn /  
=>".  
y~_wr}.CS  
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: pQc5'*FKd  
^S*~<0NQ'  
z==24.57  取z=25 7VkT(xnm  
WlnmW(uahW  
那么z=5.96×25=149           pv%UsbY  
  :AYp{"{  
②   几何尺寸计算 +o)o4l%3  
    计算中心距     a===147.2 l v]TE"  
将中心距圆整为110 X-Y:)UT  
FJl#NOp&  
按圆整后的中心距修正螺旋角 O:'UsI1Y  
Sw~jyUEr  
=arccos h%MjVuLn  
[@MV[$W5  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. [h7nOUL!  
b`N0lH.V  
计算大.小齿轮的分度圆直径 HJT}v/FZ  
     der'<Q.U:k  
    d==42.4 "\bbe@  
} =Yvs)  
d==252.5 #N\kMJl$l  
F)KUup)gc  
计算齿轮宽度 7a.$tT  
p b:mw$XQ7  
B= D}59fWz@  
a[iuE`  
圆整的       e W&;r&26  
B '\^[  
                                            大齿轮如上图： T-pes1Wu  
)`?Es8uW  
qCg`"/0  
,w%cX{  
7.传动轴承和传动轴的设计 \"BoTi'2!  
WT$m*I  
1.  传动轴承的设计 K@lZuQ.1  
=E@wi?  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 VR/7CI4=  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min wb^Yg9  
T1=43.77kn．m iLf:an*vH  
⑵.  求作用在齿轮上的力 !$r4 lu  
    已知小齿轮的分度圆直径为 1SoKnfz{6  
        d1=42.4 kylR)  
而  F= /Y:1zLs%  
     F= F =qH9<,p`H  
HlEp Dph%  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N &kh7|:{j  
6@kKr  
],vUW#6$N  
o, e y.  
⑶.   初步确定轴的最小直径 j&n][=PL  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 0MDdcjqw  
e6n1/TtqM  
2*:lFv wP  
             wW s<{ T  
     从动轴的设计 1(6B|w5+  
       ??tyz4$;  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， gAt[kW< n  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ~#3h-|]*  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 N\XZ=t^h(  
    已知大齿轮的分度圆直径为 T;D`=p#  
        d2=252.5 KfpDPwP@  
而  F= $#ks`$v M  
     F= F QA_SS'*  
$r%m<Uc;}O  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N H'68K8i0  
ud xLHs  
*xB9~:  
g`~c|bx  
⑶.   初步确定轴的最小直径 Qp8. D4^@3  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 yU"lW{H@  
j3 d=O!  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 ='f<_FD  
查表,选取 Yjxa=CD  
DE3>F^ j  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 3vTX2e.w  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 m)4s4P57y  
jSbO1go#  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 gzqx{ ]  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 4Fhiac  
Kl.xe&t@j  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. F. X{(8  
"(j.:jayd  
            D        B                轴承代号     a x1  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     pQr `$:ga  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     hU=n>g>nx  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     s>`$]6wPa  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     '/+l\.z"&  
Ys,}L.  
     /zZ$<mVG  
CpHF3o`Z6  
     \M^L'Mkj  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 w6>'n }  
    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, \[&`PD  
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.     =1 g  
q,-bw2   
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. '9cShe  
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, 'c[4-m3bg  
高速齿轮轮毂长L=50,则 vH_QSx;C#  
5`,qKJ  
L=16+16+16+8+8=64 S8;Dk@rr(y  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. HrQBzS  
]0P-?O:  
5.    求轴上的载荷   Z#.J>_u )  
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, [su2kOX|X  
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. V D+TJ` r  
8v)pPJr  
yiyyw,iy  
NYtp&[s2-  
@$'k1f(u>  
|T7 < !  
n[4F\I>  
-;=0dfC(  
$h1`-=\7  
     1zNH[   
#W[/N|~wx  
传动轴总体设计结构图: xC;b<~zN  
     9`4mvK/@  
                             2= FGZa*.  
~M`-sSjZs  
                             (主动轴) ]~~PD?jh  
HFYN(nz}[  
o>x*_4[  
        从动轴的载荷分析图: 7z!|sPW](b  
],ioY*4G  
6.     校核轴的强度 jSVIO v:  
根据 |@KW~YlE  
== uP bvN[~t  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 >mRA|0$  
查表15-1得[]=60MP ^qXc%hjg  
〈 []    此轴合理安全 oiYI$ql3L  
%rVC3}  
8、校核轴的疲劳强度. 4:<74B  
⑴.   判断危险截面 yVd}1bX  
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. 1HYrJb,d  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 $%!'c# F  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 E5"%-fAJ  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 d`9% :2qE  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 j4H]HGHv  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 [#S[= %  
截面上的弯曲应力 cLl=?^DB  
nDx}6}5)  
截面上的扭转应力 +[C(hhk("  
== V+My]9ki  
轴的材料为45钢。调质处理。 d*80eB9P  
由课本得： @]yd Wd  
           L+y}hb r  
因             "IbXKS>t  
经插入后得 -Z )j"J  
2.0         =1.31 4PG]L`J{  
轴性系数为 b*w izd  
       =0.85 xu9K\/{7  
K=1+=1.82 "HI&dC  
    K=1+（-1）=1.26 TZ8:3ti  
所以               "w}}q>P+sA  
&u) R+7bl,  
综合系数为：    K=2.8 .Bxv|dji  
K=1.62 aOZSX3;wg  
碳钢的特性系数        取0.1  WK;X6`  
   取0.05 @ *W)r~ "~  
安全系数 ?;NC(Z,  
S=25.13 !p$z8~  
S13.71 "w3#2q&  
≥S=1.5    所以它是安全的 Wj0=cIb  
截面Ⅳ右侧 i?" ~g!A  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 jG8W|\8  
!DgN@P.o  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 h!l&S2)D`  
)EQWc0iKG  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 akg$vHhK4  
=.19 7)e  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 yH}(0  
截面上的弯曲应力   t[$C r;  
截面上的扭转应力 nT.i|(xd.  
==K= 8Mx+tA  
    K= i*-[-hn-V  
所以                 WE;QEA/  
综合系数为： =[]V$<G'w{  
K=2.8    K=1.62 -Zs.4@GH  
碳钢的特性系数 zJC!MeN  
    取0.1       取0.05 M\4pTcz{  
安全系数 \*] l'>x1  
S=25.13 )IN!CmpN  
S13.71 D c5tRO  
≥S=1.5    所以它是安全的 OU2.d7  
~<[$.8*  
9.键的设计和计算 @~t^zI1  
VRe7Q0  
①选择键联接的类型和尺寸 (9gL  
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. 2% ],0,o  
根据    d=55    d=65 5Ii`|?vg  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 7 YS'Tf  
                     b=20     h=12     =50 KZ8Hp=s  
er<yB#/;-  
②校和键联接的强度 S$O+p&!X  
  查表6-2得      []=110MP n=t50/jV3=  
工作长度  36-16=20 yjcZTvjJ  
    50-20=30 b)+nNqY|  
③键与轮毂键槽的接触高度 e:W]B)0/e  
     K=0.5 h=5 )Z4ilpU,  
    K=0.5 h=6 HW|5'opF  
    由式（6-1）得： ky2n%<0]  
           ＜[] $7J9Yzp?L  
           ＜[] G;RFY!o  
    两者都合适 \#)|6w-  
    取键标记为： q<Tx'Ya  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 B{}<DP.  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 H?]%b!gQG  
10、箱体结构的设计 D\13fjjHlu  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， Oy(f h%k#  
大端盖分机体采用配合. @aQ};~  
(!cG*FrN  
1.   机体有足够的刚度 =&%}p[ 3g  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 n 0/<m.  
&TgS$c5k  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 .wH`9aq;5@  
%:/@1r7o>  
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 +( Q$GO%  
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 |DUWB;  
c{"=p8F_  
3.   机体结构有良好的工艺性. 9w)W|9  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 7~zd % o  
zD"n7;  
4.   对附件设计 pL [JGn  
A  视孔盖和窥视孔 j\hI, mc  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 -uk}Fou  
B  油螺塞： LyRbD$m  
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。 ;!~&-I0l  
C  油标： G'#f*) f  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 \\R$C  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. I$0O4  
*JD-|m K  
D  通气孔： |Eyn0\OA  
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.  cFD3  
E  盖螺钉： 4UxxmREx;  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 {sOWDM5  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. W1;QPdz:  
F  位销： FF5|qCV/z  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. VY#nSF`  
G  吊钩： ;2y4^  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. V|3^H^\5P  
.Qv H7  
减速器机体结构尺寸如下： ;% <[*T:*'  
.&i_~?1[N  
名称    符号    计算公式    结果     ;T\+TZtI  
箱座壁厚                10     Of}dsav   
箱盖壁厚                9     9$q35e  
箱盖凸缘厚度                12     xY d]|y  
箱座凸缘厚度                15     (=-6'23q)  
箱座底凸缘厚度                25     9)?_[|2  
地脚螺钉直径                M24     f2LiCe.?  
地脚螺钉数目        查手册        6     g)mjw  
轴承旁联接螺栓直径                M12     _LSp \{Z  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     goqm6L^Cu  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     `B$rr4_  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     w/f?KN  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     ]x(cX&S-9  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 =]fOQN`  
    22 ]r\FC\n6e  
    18     R>D[I.  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 kXroFLrY  
    16     Zmc"  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     Di"Tv<RlQ  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     ]3Y J a  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     dQs>=(|t  
机盖，机座肋厚                9    8.5     fZiwuq !_  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） XW.k%H4@  
150（3轴）      3 GL,=q  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） ]!X[[w)  
150（3轴）     2,6~;R  
     tbXl5x0  
11. 润滑密封设计 v[<x>?i D_  
;(-Wc9=  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. (M2hK[  
    油的深度为H+ 9e*o$)j_  
         H=30  =34 FnPn#Cv>*  
所以H+=30+34=64 w `nm}4M  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 }nRTw2-z  
     z"c,TlVN3  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 RT. %\)))  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     \iRmGvT  
    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 !l-Q.=yw  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 cE^Ljk  
     P0/Ctke;  
12.联轴器设计 MCAWn H  
USg,=YM  
1.类型选择. &`IJ55Z-)  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 ^ 4Uk'T7V  
2.载荷计算. #p<(2wN  
公称转矩：T=95509550333.5 xpJ=yxO  
查课本,选取 V-(*{/^"  
所以转矩   R; ui 4wg6  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 '=`af>Nc  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm wBJ|%mc3TA  
:*ZijN*{)$  
四、设计小结 +|--}iE5n  
    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。 h0 Xc=nj  
    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。 3Rhoul[S  
五、参考资料目录 n/{ pQ&B  
[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； l{gR6U{e  
[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； I7\T :Q[  
[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； R7 rO7M !  
[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； "rrw~  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 xn>N/+,  
[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； Mh2Zj  
[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？ +,g!xv4Q  
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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