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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 -*hb^MvP  
                 6~h1iY_~  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         xSDE6]  
                 _8b]o~[Z+  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） Fy@#r+PgWp  
b^,Mw8KsO  
目   录 =HV-8C]  
     m>+,^`0  
一    课程设计书                            2 \W`}L  
.aismc`=  
二    设计要求                              2 8jjk?PUD8  
rw8J:?0x  
三    设计步骤                              2 R_>TEYZ  
     0^y@p&;/.  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 x1:Pj  
    2. 电动机的选择                                4 `}9 1S  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 o%+A<Ri  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 hGA!1a4 c  
    5. 设计V带和带轮                              6 K\KO5A  
    6. 齿轮的设计                                  8 MeI2i  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 P10p<@?  
    8. 键联接设计                                  26 %kZ~xbY  
    9. 箱体结构的设计                              27 p_5>?[TW:  
    10.润滑密封设计                                30 I#S~  
    11.联轴器设计                                  30 O~#uQm  
     iVKbGgA  
四    设计小结                              31 n4vXm  
五    参考资料                              32 +(<n |~  
p&OJa$N$[  
一. 课程设计书 | 3N.5{  
设计课题: ST: v3*  
    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 h nsa)@  
表一: =nvAOvP{?  
         题号 @cu}3>  
kj{rk^x  
参数    1     5:l*Ib:s7  
运输带工作拉力（kN）    1.5     uXQ7eXX  
运输带工作速度（m/s）    1.1     xxLgC;>[  
卷筒直径（mm）    200     KkdG.c'  
''(fH$pY  
二. 设计要求 vn0cKz@  
1.减速器装配图一张(A1)。 us\%BxxI9  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 {{.sEi*  
3.设计说明书一份。 "#-Nqq  
vZ[ $H  
三. 设计步骤 ,5eH2W  
    1.  传动装置总体设计方案 nE]~E xr  
    2.  电动机的选择 4-]Do?  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 *R_'$+  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 oh7#cFZZ0  
    5.  “V”带轮的材料和结构 CJMaltPp&  
    6.  齿轮的设计 I~p8#<4#b  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 z-KrQx2  
    8、校核轴的疲劳强度 T6h;Y  
    9.  键联接设计 ^MW\t4pZ  
    10.  箱体结构设计 )Lc<;=w'9  
    11. 润滑密封设计 #*yM2H"7,;  
    12. 联轴器设计 ,J~,ga~  
     %rpR-}j  
1.传动装置总体设计方案: (orrX Ez  
6keP':bt  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 g.[+yzuE6  
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， Bs+c2R  
要求轴有较大的刚度。 -1jjB1  
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。 v87$NQvwQ  
其传动方案如下： Sni&?tcY  
        \6`v.B&v  
图一:(传动装置总体设计图) S2J#b"Y  
Tjnt(5g  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 8- dRdQu]  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 P]pmt1a  
     传动装置的总效率 D^66p8t  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； N<KKY"?I'  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， b@=z rhQ  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， gB(9vhj $  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 R&6n?g6@/V  
Ms.PO{wb  
  2.电动机的选择 b%Wd<N2  
9 '2=  
    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， VDB$"T9#  
    经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6， wXc,FD$  
    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。 f!5F]qP>-  
     Q,zC_  
    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， q{a#HnZo"  
     ?Wwh _TO  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 CdX`PQ  
     0-*Z<cu%l  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 !+m@AQ:,  
                                                  %lXbCE:[  
$GQphXb$  
方案    电动机型号    额定功率 J1.qhy>  
P W;^N8ap%  
kw    电动机转速 t Y{; U#9  
    电动机重量 fucUwf\_  
N    参考价格 N1PECLS?  
元    传动装置的传动比     M[A-1]'  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     |}Q( F+cL  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     :FnOS<_B  
  6H0W`S0a  
   中心高 {5SfE$r  
        外型尺寸 7nm}fT z7  
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     doLkrEm&  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     ir]Mn.(Y  
F#6cF=};@  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 uii7b 7[w  
[1NaH  
（1）       总传动比 M /"gf;)q>  
    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 zEy&4Kl{+  
    （2）       分配传动装置传动比 ]22C )<  
    ＝× EY]a6@;  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 USprsaj  
    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 4&|C}  
4.计算传动装置的运动和动力参数 ]5N zK=2{  
（1）　各轴转速 Gi*<~`Gr  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min Y=9j2 ]t  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min ^b=XV&{q  
（2）　各轴输入功率 8zAg;b [  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW %8 qSv%_  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW P Q,+hq  
    则各轴的输出功率：   M2dmG<  
＝×0.98=2.989kW  *. 8JP  
＝×0.98=2.929kW 8\DME  
各轴输入转矩 L7m`HVCt&  
   =××  N·m 90p3V\LO  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 3x![ 8 x  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m )U'yUUi  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 85} ii{S  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m E[UO5X  
＝×0.98=242.86N·m mk\i}U>`  
运动和动力参数结果如下表 P])L8zK  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ZY)%U*jWU  
    输入    输出    输入    输出         AQe!Sqg'  
电动机轴        3.03        20.23    1440     XoJgs$3B  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     /tP7uVL R  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     gGmxx,i  
iOll WkF  
5、“V”带轮的材料和结构 O] H=s  
  确定V带的截型 EX4 C.C|d  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 QNb>rLj52  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 a!D*)z Y  
      V带截型      由图6-13                        B型 8[M* x3  
   }'TTtV:Q  
  确定V带轮的直径 ?gN9kd)  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm Mb/L~gd"  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s -AC`q/bCD  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm a1|c2kT  
   .EG* +,  
  确定中心距及V带基准长度 UW/N MjK  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 }%x}fu#  
                          360<a<1030 y@`~9$  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm sQtf,e|p  
     5q Rc4d'  
  初定V带基准长度 HlPG3LD!  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm 6JH 56  
       |!Fk2Je,  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm # kEOKmO  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm TP{Gt.e  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 t:=k)B  
   \TUE<<?1s  
   确定V带的根数 2e.N"eLNt  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw GRIa8>  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 ^df x~C  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 +]c}rWm  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 On&L#pf  
         U CRAw3=  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 -`Q}tg>cT  
                             7)J6/('  
                       取Z=2 vbp-`M(  
V带齿轮各设计参数附表 %`+'v_iu  
x@m<Ym-  
各传动比 wbi3lH:;  
g~ !$i`_b  
    V带        齿轮     $O9Xx  
    2.3        5.96     ^=0 $  
  A,BEKjR~J  
2. 各轴转速n kaQ2A  
    (r/min)        (r/min)     X>t3|h  
    626.09        105.05     BS7J#8cu  
K%gP5>y*9>  
3. 各轴输入功率 P =VSkl;(O  
    （kw）        （kw）     /.$L"u  
    2.93       2.71     8a>SC$8"  
o@/xPo|  
4. 各轴输入转矩 T O!^; mhy"  
    (kN·m)        (kN·m)     {155b0  
43.77        242.86     -=)-sm'  
qS.)UaA  
5. 带轮主要参数 n3ZAF'  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         xmr|'}Pt[  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     +.@c{5J<  
带的根数z     }fA;7GW+9  
    160        368        708        2232        B        2     9&K/GaG  
2\0Oji\6  
6.齿轮的设计  AmcC:5  
p<5!0 2yQ\  
（一）齿轮传动的设计计算 1h=D4yN  
73 V"s  
齿轮材料，热处理及精度 PLdn#S}.  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 *eUc.MX6x  
    （1）       齿轮材料及热处理 VT=K"`EpQ  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 [w+Q^\%bN  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 -(IC~   
      ② 齿轮精度 L.B~ax.|Z  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 XP?*=Z]  
     /\E [  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 )acV-+{  
按齿面接触强度设计 I:$"E% >=  
G{RTH_p  
确定各参数的值: V1utUGJV  
①试选=1.6 64U6C*w+  
选取区域系数 Z=2.433   ZL_[4 Y  
     Z]vL%Gg*!  
    则 ZHkw6@|  
    ②计算应力值环数 , 2`~ NPb  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） sLns3&n2  
    =1.4425×10h JsQ6l%9  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 7[KCWJ  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 k^An97J  
    ④齿轮的疲劳强度极限 $}tjS3klr  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: #C*&R>IvY  
    []==0.93×550=511.5 u) *Kws  
>ttuum12w  
    []==0.96×450=432         ndi+xaQtG  
许用接触应力   5=Lq=,K$  
         lS9n@  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   Mqv[XHfB  
         =1 Dp!zk}f|  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 T~k)uQ  
    =4.47×10N.m ZK !A#Jm{  
    3.设计计算 -]XP2}#d  
①小齿轮的分度圆直径d &88oB6$D^q  
     KQmZ#W%2m  
    =46.42 %}b8aG+  
    ②计算圆周速度 `# ^0cW  
    1.52 {exrwnIZj  
    ③计算齿宽b和模数 O4Dr ]Xc]  
计算齿宽b 213\ehhG<  
       b==46.42mm A3+6 #?:;  
计算摸数m x-_vl 9P)  
  初选螺旋角=14 o""~jc~  
    = G]*|H0j  
    ④计算齿宽与高之比 bQQVj?8jp  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 A6p`ma $L  
=46.42/4.5 =10.32 l[YEKg  
⑤计算纵向重合度 j[e,?!8;  
=0.318=1.903 .  /m hu  
⑥计算载荷系数K b{&FuvQg2  
使用系数=1 {9'M0=  
根据,7级精度, 查课本得 EW(J5/mn  
动载系数K=1.07, +)/ Uu3"=  
查课本K的计算公式: )#[|hb=o  
K= +0.23×10×b r<yhI>>;<  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 I3)Zr+  
查课本得: K=1.35 ][:rLs  
查课本得: K==1.2 8^ #mvHah  
故载荷系数: $0qMQ%P  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 <avQR9'&  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 _gV8aH ZyM  
    d=d=50.64 Mv|!2 [:  
    ⑧计算模数 '`l K'5;  
    = Y25uU%6t_  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 !j^&gRH  
    由弯曲强度的设计公式 6|=j+rScv  
    ≥ hbfq]v*X  
"J19*<~  
⑴   确定公式内各计算数值 |NMO__l@  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m S; /. %  
         确定齿数z h;M3yTM-  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 >K)2NLW\xA  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 C`K^L=8`{  
    Δi＝0.032％5％，允许 GozPvR^/  
    ②      计算当量齿数 2@Lb foA  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  h9CIZU[Nh  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 ZYMw}]#((E  
    ③       初选齿宽系数 qL 5>o>J  
     按对称布置，由表查得＝1 Oh; Jw  
    ④       初选螺旋角 .+.j*>q>u  
    初定螺旋角 ＝14 658^"]Rk'/  
    ⑤       载荷系数K };katqzEg  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 ;=~Xr"(/z  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y A lwtmDa  
    查得: ~]fJlfR*  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 @*O?6>  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 pn%#w*'  
     HW[L [&/  
    ⑦       重合度系数Y wk $,k  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 5Ec/(-F  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 l-O$m  
＝14.07609 ls|LCQPx  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 }iww:H-1  
    ⑧       螺旋角系数Y #kcSQ'  
 轴向重合度 ＝1.675, SbT5u3,'  
    Y＝1－＝0.82 i[nF.I5*f  
     Qc"'8kt  
    ⑨       计算大小齿轮的 ^[q /Mw  
 安全系数由表查得S＝1.25 b"CAKl  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 w{,4rk;Hr  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 cxP&^,~  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 #&Is GyU  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   ?IhB-fd>@  
    小齿轮     大齿轮 p*qPcuAA  
b{cU<;G)y.  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: 4IsG=7   
    K=0.86        K=0.93   [r-}bp'Gp  
GjT#%GBF  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ^DAu5|--R  
      []= eSy(~Y  
      []= )&W**!(C  
       bbN%$/d  
       pGGmA;TC1  
        大齿轮的数值大.选用. %s=Dj2+  
     {{{#?~3$7  
⑵   设计计算 gNj7@bX~  
     计算模数 z@U} ~TvP  
c:hK$C)T  
]k%PG-9  
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: 4< S'  
9;=dxWf   
z==24.57  取z=25 :E_a 0!'  
LR&_2e^[  
那么z=5.96×25=149           D4Nu8Wr$  
  ZFn(x*L  
②   几何尺寸计算 T3,1m=S  
    计算中心距     a===147.2 \vbk#G hH  
将中心距圆整为110 `=)2<Ca;~@  
~}ovuf=%  
按圆整后的中心距修正螺旋角 uh3) 0.nR  
)N !>=  
=arccos [c&B|h=>  
%JL]; 4'  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. 5W? PCOh\  
N$I03m  
计算大.小齿轮的分度圆直径 k4\UK#ODe  
     L ^J- ("e_  
    d==42.4 dF@)M  
> s EjR!  
d==252.5 ^ 4>k%d  
S-F o  
计算齿轮宽度 N/F$bv  
pmc=NTr&<  
B= FY'dJY3O  
5er@)p_  
圆整的       ]N)DS+V/  
z~oDWANP  
                                            大齿轮如上图： kdrod[S  
Wch~ Yb  
nvq3*  
_^S]gmE  
7.传动轴承和传动轴的设计 I["j=r  
Qyh/ed/  
1.  传动轴承的设计 F2I 5q C/  
gX @`X  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 PGn);Baq  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min nHOr AD|&  
T1=43.77kn．m 6z,Dyy]tl  
⑵.  求作用在齿轮上的力 > 0>  
    已知小齿轮的分度圆直径为 %5'6Tj  
        d1=42.4 <^R{U&Z@  
而  F= %j,iAUE<  
     F= F jA(vTR.`  
Wr~yK? : ]  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N + %*&.@z_  
tD=@SX'Y  
hwnJE958L  
*|:Q%xr-  
⑶.   初步确定轴的最小直径 v4vf }.L]  
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 !X^Ce)1K  
&Z("D7.G  
8/%6@Y"Y*  
             1} m3 ;  
     从动轴的设计 ?8V UO x  
       g}xQ6rd  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， S6i@"h5  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 2a=sm1?  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 qv2!grp]*W  
    已知大齿轮的分度圆直径为 1+kE!2b;b  
        d2=252.5 a$11PBi[9  
而  F= Zk-~a r  
     F= F [3/VCYje  
(GK pA}~R  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N :%r S =f  
w`HI]{hE~N  
ub:ly0;t  
K7TzF&  
⑶.   初步确定轴的最小直径 k%'m*Tf  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 k)\gWPH  
(#\pQ51  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 VU.@R,  
查表,选取 Do7=#|bAM  
%ati7{2!  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 <v 0*]NiX  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 `u'bRp  
q1VH5'p@  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 9/o vKpY  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 AG6K daJ  
|9K<-yD  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. 0$.m_0H  
<X7\z  
            D        B                轴承代号     Of}|ib^t  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     m}j:nk  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     _Q(g(p&  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     ]B\H ~Kn  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     cW8\d  
B~o-l*  
     s0u{d qP  
cQj-+Tmu  
     r{?Ta iK  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 !BIOY!M  
    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, !c#]?b%  
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.     x*XH]&V  
,zTb<g  
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. KDP H6  
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, Ddju~510  
高速齿轮轮毂长L=50,则 "`Ge~N[$A  
5II(mSg8  
L=16+16+16+8+8=64 `YBkF  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 7Cqcb>\X  
vV?rpe|%  
5.    求轴上的载荷   8|?LN8rp  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, P$GjF-!:  
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. 'T=~jA7SkT  
Y.#:HRtgW  
Z"-L[2E/{!  
u"xJjS  
bvBHYf:^  
K4Dp:2/K%  
UaG1c%7?X  
P(k(m< 0  
F^$led1/F  
     fl\aqtF  
yF._*9Q3hK  
传动轴总体设计结构图: B?rSjdY4  
     e-hjC6Q U  
                             BG&cQr  
1nknSw#  
                             (主动轴)  $!@\  
`Pn[tuIO  
3uu~p!2  
        从动轴的载荷分析图: owpWz6k7  
Ty(@+M~-  
6.     校核轴的强度 L)QE`24  
根据 |!SO G  
== G$zL)R8GE|  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 #zUXyT#X  
查表15-1得[]=60MP /e}#' H   
〈 []    此轴合理安全 c?2MBtnu  
s?Uh|BfB  
8、校核轴的疲劳强度. :K82sCy%5  
⑴.   判断危险截面 aA`/E  
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. qB]i6*  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 3VnQnd E  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 nwt C:*}  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 f;SC{2f  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 y4:H3Sk  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86  ,B<l  
截面上的弯曲应力 @Y,7'0U  
^-CINt{O  
截面上的扭转应力 x]mxD|?f  
== J/!cGr( B~  
轴的材料为45钢。调质处理。 3l<S}k@M)  
由课本得： Z BUArIC  
           $/1c= Y@  
因             *1Z5+uVT[  
经插入后得 R #]jSiS  
2.0         =1.31  }}<Z,/O  
轴性系数为 nnb8Gcr  
       =0.85 mnk"Vr` L  
K=1+=1.82 88"Sai  
    K=1+（-1）=1.26 L%}zVCg  
所以               "P@>M)-9Z  
F 09DV<j  
综合系数为：    K=2.8 OU4pjiLx  
K=1.62 raVA?|'g~  
碳钢的特性系数        取0.1 Rv,JU6>i  
   取0.05 ZD#9&q'4<  
安全系数 f~OU*P>V@  
S=25.13 mV73 \P6K  
S13.71 2jsw"aHW  
≥S=1.5    所以它是安全的 o'~5pS(wq  
截面Ⅳ右侧 X2mREt9  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 C9DJO:f.2y  
_qqr5NU  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 [+ *$\  
I|-p3g8\  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 +(D$9{y   
qa(>wR"mT  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 y|&}.~U[  
截面上的弯曲应力   X7UuwIIP  
截面上的扭转应力 &bz:K8c  
==K= 3($"q]Y  
    K= , $Qo =  
所以                 }u+a<:pkK  
综合系数为： 7J28JK  
K=2.8    K=1.62 !{n<K:x1  
碳钢的特性系数 thO ~=RB  
    取0.1       取0.05 &Lt[WT$  
安全系数 V]c;^  
S=25.13 ?T_3n:  
S13.71 _mS!XF~`P  
≥S=1.5    所以它是安全的 ~m1P_`T  
H_!4>G@  
9.键的设计和计算 {u!)y?}I-  
kY,U8a3!  
①选择键联接的类型和尺寸 TvNY:m6.%  
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. o47r<>t  
根据    d=55    d=65 G1t\Q-|l0  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 w#JJXXQI  
                     b=20     h=12     =50 .*$OQA  
2Nxm@B` {  
②校和键联接的强度 ,<<4*  
  查表6-2得      []=110MP { 74mf'IW  
工作长度  36-16=20 biozZ  
    50-20=30 G a;.a  
③键与轮毂键槽的接触高度 58%'UwKn  
     K=0.5 h=5 /sR%]q |L  
    K=0.5 h=6 2#X4G~>#h  
    由式（6-1）得： (3[z%@I  
           ＜[] #U=X NU}k  
           ＜[] *'"T$ib  
    两者都合适 Kx"<J@  
    取键标记为： NVIK>cT6  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 KtS)'jf  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 Q "oI])r  
10、箱体结构的设计 M,j(=hRJ/E  
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， _<$>*i R  
大端盖分机体采用配合. 2;L|y._`w  
( nW67YTr  
1.   机体有足够的刚度 Ae^X35  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 &X9Z W$C  
9p$V)qdX  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 ,1q_pep~?%  
V~GWl1#7  
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm xE}VTHFo'  
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 5ep/h5*/  
6#}93Dgv4  
3.   机体结构有良好的工艺性. ` b !5^W  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. gIR^ )m  
ERUt'1F?]  
4.   对附件设计 Nf+b" &Zh`  
A  视孔盖和窥视孔 0.r4f'vk  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 It_M@  
B  油螺塞： 7;.xc{  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 >}~#>Ru  
C  油标： s57N) 0kP  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 rI5F oh6  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. rA0,`}8\  
2)?(R;$,  
D  通气孔： 6{x,*[v  
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. |5I'CNi\  
E  盖螺钉： {qKxz9.y  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 v]2S`ffP  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. |eoid?=  
F  位销： E}CiQUx  
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. k)S.]!u&G  
G  吊钩： *IlaM'[*  
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. Kzy/9  
Gy1xG.yM~  
减速器机体结构尺寸如下： I4rPHZ|  
2Zuq?1=  
名称    符号    计算公式    结果     OYM@szM  
箱座壁厚                10     d lH$yub  
箱盖壁厚                9     RVtQ20e";r  
箱盖凸缘厚度                12     78n=nHS  
箱座凸缘厚度                15     I3u{zHVwI  
箱座底凸缘厚度                25     TAL/a*7\  
地脚螺钉直径                M24     DG(7|`(aY  
地脚螺钉数目        查手册        6     sKLX[l  
轴承旁联接螺栓直径                M12     nGZX7Fx5  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     ,p{`pma  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     L;_c|\%  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     MFJE6ei  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     y$ Zj?Dd#  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 c- $Gpa}M  
    22 RnVtZ#SCh  
    18     C`oa3B,z  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 u#W5`sl  
    16     z `8cOK-  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     RKd  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     { PlK@#UN  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     D|I Ec?  
机盖，机座肋厚                9    8.5     >QQ(m\a$  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） ir> ]r<Zl  
150（3轴）     VCNT4m  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） u%|zc=  
150（3轴）     OQ/<-+<w  
     >Dm8m[76  
11. 润滑密封设计 #$S}3 o  
*#>F.#9  
    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. 'iSAAwT2aj  
    油的深度为H+ $X`y%*<<v  
         H=30  =34 A)n W  
所以H+=30+34=64 V|Tud  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 BJjx|VA+  
     Ar9nBJ`  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 8$P>wCK\l  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     33l>{(y  
    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 KV!<Oq  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 YZ#V#[j'^  
     db=$zIB[:  
12.联轴器设计 _68BP)nz>.  
4\X||5.c  
1.类型选择. khd5 Cf[   
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 A(6xg)_XQ  
2.载荷计算. '3tw<k!1{.  
公称转矩：T=95509550333.5 Lf}8qB#Y  
查课本,选取 hP?fMW$V  
所以转矩   'E;W  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 l?N`{ ,1^  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm O>r-]0DI[  
( `' 8Ww  
四、设计小结 u/^|XOy  
    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。 V*n==Nb5L  
    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。 Go\VfLLw  
五、参考资料目录 IFNWS,:  
[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； =fLL|  
[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； >mu)/kl  
[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； kN9yO5 h7  
[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； %5</ d5.  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 Dk)}|GJ()"  
[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； w*LbH]l<-  
[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？ 4,1oU|fz  
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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