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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  }_?FmuU  
                 ~_4$|WKl  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         $-mwr,i  
                 - I j  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） L'x[wM0w;  
E&b!Y'  
目   录 -[5yp 2F-{  
     +H3;{ h9,  
一    课程设计书                            2 (#r>v h(  
Uv=hxV[7y  
二    设计要求                              2 3*<~;Z' z4  
:x_;-  
三    设计步骤                              2 /A%31WE&1  
     $4rMYEn08  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 )Yw m_f-N  
    2. 电动机的选择                                4 2E=vMAS  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 8$6^S{M3  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 Cn8w}) B  
    5. 设计V带和带轮                              6 ,*{9g6  
    6. 齿轮的设计                                  8 UE%~SVi.#  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 gn4 Sz")  
    8. 键联接设计                                  26 J [ 4IO  
    9. 箱体结构的设计                              27 /AUXO]  
    10.润滑密封设计                                30 c UHKE\F  
    11.联轴器设计                                  30 Zd[6-/-:  
     ZklZU,\!|v  
四    设计小结                              31 bl`vT3  
五    参考资料                              32 ;{Su:Ixg  
UhF+},gU  
一. 课程设计书 ^ )[jBUT  
设计课题: Kx5VR4f`J@  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V W{*w<a_ `  
表一: `]l*H3+hg  
         题号 >KnXj7  
YWUCrnr  
参数    1     a?X{k|;!7u  
运输带工作拉力（kN）    1.5     jM|-(Es. )  
运输带工作速度（m/s）    1.1     !$^LTBOH3  
卷筒直径（mm）    200     'hH3d"a^=  
xO` O$ie  
二. 设计要求 {qjw  S1v  
1.减速器装配图一张(A1)。 A@k`$xevVj  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 J+20]jI  
3.设计说明书一份。 CLX!qw]@ +  
bpWEF b'f  
三. 设计步骤 K trR+ :  
    1.  传动装置总体设计方案 C*1,aLSw  
    2.  电动机的选择 vB9v8@[I&  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 f<aJiVP  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 lDm0O)Dh!  
    5.  “V”带轮的材料和结构 8 ,<F102(  
    6.  齿轮的设计 BD (  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 C@Fk  
    8、校核轴的疲劳强度 gls %<A{C  
    9.  键联接设计 | ?])]F  
    10.  箱体结构设计 (*\*7dIo  
    11. 润滑密封设计 %I6c}*W  
    12. 联轴器设计 \z>L,U  
     q_ |YLs`  
1.传动装置总体设计方案: aR}L- -m  
idh5neyL  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 )kiC/Y}k  
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， Qt+;b  
要求轴有较大的刚度。 y&$v@]t1  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 8KrqJN0\  
其传动方案如下： uzpW0(_i3a  
        @mB*fl?-  
图一:(传动装置总体设计图) MTxe5ob`$Q  
:CJ]^v   
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 2PrUI;J$  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 _R?:?{r,  
     传动装置的总效率 ]NrA2i?  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； LU=`K4  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， $8"G9r  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， :_y}8am;H~  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 s;eOX\0  
p Y[dJxB  
  2.电动机的选择 O0VbKW0h3  
2,,t+8"`  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， 4)XZ'~|  
    经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6， R8U?s/*  
    则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。 ev_4!+ko  
     bdUe,2Yin  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， z|:3,$~sN  
     Z*Fxr;)d  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0  A/zZ%h  
     @1UC9}>  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 utDjN"  
                                                  ]a}K%D)H  
hkhk,bhI  
方案    电动机型号    额定功率 ogrh"  
P oju}0h'1  
kw    电动机转速 l&f"qF?  
    电动机重量 7;T6hKWV[  
N    参考价格 _Bp{~-fO  
元    传动装置的传动比     cU^Z=B  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     /Dl{I7W   
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     Av#_cL  
  a2MFZe  
   中心高 Hmi]qK[F  
        外型尺寸 >*A"tk#oR  
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     XsVp7zk\  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     uFzvb0O`O  
5#|f:M]Bo|  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 eiJ 13`T  
$ MN1:ih  
（1）       总传动比 EqV]/0-\  
    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 wInJ!1  
    （2）       分配传动装置传动比 i^2yq&uT(  
    ＝× xKl!{A9$w  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 CSC sJE#4  
    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 KG! W,tB  
4.计算传动装置的运动和动力参数 t3dvHU&Z:  
（1）　各轴转速 =68CR[H  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min cM= ? {W7~  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min j~IX  
（2）　各轴输入功率 Z?7XuELKV  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW c%N8|!e  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW B`Q~p 92  
    则各轴的输出功率：   U0PQ[Y#\  
＝×0.98=2.989kW <u 'q._m  
＝×0.98=2.929kW w*E0f?s  
各轴输入转矩 0\N n.x%  
   =××  N·m eiNF?](3O  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· O$2= Z  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m YhVV~bvz*  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m iL%Q@!ka  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m PW[NW-S`c  
＝×0.98=242.86N·m 6WN1D W  
运动和动力参数结果如下表 nMniHB'  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     wcdD i[E>i  
    输入    输出    输入    输出         w A0 $d  
电动机轴        3.03        20.23    1440      o IUjd  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     zi-; 7lT  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     : " ([i"  
B_^ ~5_0:  
5、“V”带轮的材料和结构 Bbb_}y|CA  
  确定V带的截型 w4S0aR:yL  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 xS4B"/  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 Jj~c&LxrO  
      V带截型      由图6-13                        B型 )<.BN p  
   qB`-[A9HPe  
  确定V带轮的直径 C;u8qVI  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm qMk"i@"  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s m_ |:tU(t  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm 7lo`)3mB  
   (&=<UGY(w  
  确定中心距及V带基准长度 YkPc&&#  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 IsaL+elq|  
                          360<a<1030  KKfC^g  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm 1kiS."77x  
     lHV&8fny  
  初定V带基准长度 O3?3XB> <  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm Zd~l_V f  
       /``4!jU  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm ^x! N]  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm 4oY<O  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 2WP73:'t  
   +w(sDH~kd  
   确定V带的根数 bJ[{[|yEd  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw {Z529Ns  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 D[m+= -  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 KRY%B[k  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 aR iD}P*V  
         N W/RQ(  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 *u2pk>y)  
                             (XQBBt  
                       取Z=2 qdlz#-B  
V带齿轮各设计参数附表 's.cwB: #  
n/ \{}9   
各传动比 (&2 5 8i,  
FmRCTH  
    V带        齿轮     _K4Igq  
    2.3        5.96     )FNvtLZ  
  ?!N@%R>5rN  
2. 各轴转速n ` >w4G|{  
    (r/min)        (r/min)     ]BY^.!Y  
    626.09        105.05     4CzT<cp  
{,Y?+F  
3. 各轴输入功率 P 9@nDXZP Y&  
    （kw）        （kw）     X3C"A|HE9  
    2.93       2.71     &rTOJ 1)V}  
b(hnouS  
4. 各轴输入转矩 T H5L~[\ 5t  
    (kN·m)        (kN·m)     @Axwj   
43.77        242.86     Im NTk  
*, /ADtL  
5. 带轮主要参数 UDJ{ iZ  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         j%2l%Mx(  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     g4NxNjM;  
带的根数z     QAp+LSm  
    160        368        708        2232        B        2     W?a{3B   
_[yBwh  
6.齿轮的设计 r<Il;?S6  
eR'Df" +  
（一）齿轮传动的设计计算 <<43 'N+  
~0mO<0~  
齿轮材料，热处理及精度 SF$]{ X  
    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 uF xrv  
    （1）       齿轮材料及热处理 D1&%N{  
       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 iKy_DV;J  
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 pEc|h*p8  
      ② 齿轮精度 `+IB;G1  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 1_D|;/aI  
     {-(}p+;z  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 /~w!7n<7  
按齿面接触强度设计 41c]o<!=)j  
Yx- 2ux  
确定各参数的值: RC_w 1:h  
①试选=1.6 1 11s%  
选取区域系数 Z=2.433   d(.e%[`  
     $T\W'W R>  
    则 OnNWci|7  
    ②计算应力值环数 -WDU~VSU  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） g7($lt>  
    =1.4425×10h 8p4J7 -  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) =0te.io)3O  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 QXXB>gOY5  
    ④齿轮的疲劳强度极限 T3HAr9i%)  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: {K\l3_=5qb  
    []==0.93×550=511.5 TO&ohATp  
]*I:N  
    []==0.96×450=432         VO _! +  
许用接触应力   {H]xA3[]  
         ~H[  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   !PQ%h/ix  
         =1 t' )47k\  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 U} EaV<  
    =4.47×10N.m `6`p~  
    3.设计计算 ao4"=My*G  
①小齿轮的分度圆直径d <Fkm7ME]  
     yc4?'k!  
    =46.42 wul$lJ?tE  
    ②计算圆周速度 n#jBqr&!M  
    1.52 VMry$  
    ③计算齿宽b和模数 tUS)1*{_  
计算齿宽b XILB>o.^3  
       b==46.42mm |eN#9Bm  
计算摸数m zV)(i<Q  
  初选螺旋角=14 Y7W xV>E  
    = pkW }\r  
    ④计算齿宽与高之比 42`%D  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 RCXm< /  
=46.42/4.5 =10.32 )e#KL$B)v  
⑤计算纵向重合度 #BB,6E   
=0.318=1.903 HGuU6@~hu  
⑥计算载荷系数K K U 2LJ_~Y  
使用系数=1 4*k>M+o/C4  
根据,7级精度, 查课本得 O$Wi=5  
动载系数K=1.07, vNMndo!  
查课本K的计算公式: 4@2<dw|*h  
K= +0.23×10×b _n6ge*,E  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33  8*nv+  
查课本得: K=1.35 MQs!+Z"m>  
查课本得: K==1.2 8fV.NCyE  
故载荷系数: BZS%p  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 #@ClhpLD  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 CSKOtqKQ)  
    d=d=50.64 8Zj=:;  
    ⑧计算模数 eUBf-xA  
    = [/h3HyZ.  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 Ck:RlF[6C  
    由弯曲强度的设计公式 %7w=;]ym  
    ≥ -L4fp  
&zuPt5G|  
⑴   确定公式内各计算数值 _&(\>{pm  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m  ?cG~M|@  
         确定齿数z KCBA`N8  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 ;rggO0Y  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 &a;{ed1B  
    Δi＝0.032％5％，允许 / .wO<l=  
    ②      计算当量齿数 sj9j 47y  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  X8}m %  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 s ;3k#-w  
    ③       初选齿宽系数 _xKIp>A  
     按对称布置，由表查得＝1 M =/+q  
    ④       初选螺旋角 NO)Hi)$X6Y  
    初定螺旋角 ＝14 ;mT|0&o>#  
    ⑤       载荷系数K YC!IIE_  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 EZ,Tc ;f=  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y yL2sce[  
    查得: Ow#a|@  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 C VXz>oM  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 (vR9vOpJ  
     CpE LLA<  
    ⑦       重合度系数Y O{vVW9Q  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 lfJvN  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 G '1K6  
＝14.07609 T!f+H?6  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 p*NKM} ]I  
    ⑧       螺旋角系数Y #&k`-@b5|  
 轴向重合度 ＝1.675, !_?K(X~/  
    Y＝1－＝0.82 GhJ<L3  
     vpg*J/1[  
    ⑨       计算大小齿轮的 0hN gr'  
 安全系数由表查得S＝1.25 x/S:)z%X  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 /"J3hSR  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 ym_w09   
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 N*1{yl76x  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   9ZD>_a  
    小齿轮     大齿轮 U/#X,Bi~  
`i `F$;  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: #Dz. 58A  
    K=0.86        K=0.93   'bQjJRq!  
"Wb>y*S   
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 B>;`$-  
      []= 5!s7`w]8*0  
      []= g1H$wU3eu  
       ;f!}vo<;  
       ,q K'!  
        大齿轮的数值大.选用. p!o?2Lbiw  
     )MWbZAI  
⑵   设计计算 @oNYMQ@)d  
     计算模数 _x`oab0@  
tqFE>ojlI  
6M#}&Gv  
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: TWeup6k  
Z ~3  
z==24.57  取z=25  vWH)W?2  
g=na3^PL6  
那么z=5.96×25=149           D[ v2#2  
  PL|ea~/  
②   几何尺寸计算 iw{rns  
    计算中心距     a===147.2 [*K.9}+G_  
将中心距圆整为110 6n?0MMtR  
9 gc0Ri[4m  
按圆整后的中心距修正螺旋角 oFi_ op  
sTu]C +A  
=arccos fzJ^`  
+C36OcmT~  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. Z [YSE T  
Tr.u'b(  
计算大.小齿轮的分度圆直径 O~OM.:al&  
     XY,!vLjL  
    d==42.4 7P bwCRg  
STL+tLJ  
d==252.5 Rd;^ fBx  
W|L#Q/ RX  
计算齿轮宽度 Eh+m|A  
@:/H)F^x  
B= ++!'6! l  
yIu_DFq%  
圆整的       em9nuXG  
FL[,?RU?2  
                                            大齿轮如上图： YS bS.tq  
nC}Y+_wo0  
>x*ef]aS  
i<M F8 $  
7.传动轴承和传动轴的设计 QKIg5I-  
@Yw>s9X  
1.  传动轴承的设计 ,R}9n@JI^Y  
6J<R;g23R]  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 >{{0odBF  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min !PfdY&.)  
T1=43.77kn．m wW, n~W  
⑵.  求作用在齿轮上的力 F):1@.S  
    已知小齿轮的分度圆直径为 .1:B\ R((  
        d1=42.4 h,ipQ>  
而  F= J|u_45<  
     F= F eWr2UXv$  
1nR\ m+{  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 6lm<>#_  
TR9dpt+T  
'F^1)Ga$  
r8>Qs RnU%  
⑶.   初步确定轴的最小直径 fwi -   
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 |qf ef &  
ZKJhmk  
nP0rg  
             7.tIf <^$P  
     从动轴的设计 oml^f~pm  
       >J_(~{-sNG  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2，  V*W H  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M {$I1(DYN  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 t;}`~B  
    已知大齿轮的分度圆直径为 lv#L+}T  
        d2=252.5 0lU pil  
而  F= GC[Ot~*_  
     F= F L\q-Z..  
"%w E>E  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N y?UB?2 VN  
_FkH;MGWS  
#i=m%>zjN  
^;[^L=}8$  
⑶.   初步确定轴的最小直径 y;f nC5Q  
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 ) 3ZkKv;zY  
!$p E=~1C  
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 kBtzJ#j B  
查表,选取 B D [<>Wm  
|(=b  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 Oo/@A_JO@  
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 [*g'Y;W  
H-3*},9  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 sC_doh_M  
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  。 \eXuNv_  
h#Z~x  
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. i^)JxEPr w  
=3=8oFx8  
            D        B                轴承代号     >VJ"e`  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     !?z"d  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     XdE|7=+s  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     A3|X`X  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     v!#koqd1y.  
J I E0O`  
     $U'*}S  
'M fVZho{  
     HE-ErEtGB  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 MADt$_  
    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, dB8 e  
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.     (Ft#6oK"  
NYeL1h)l  
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. 2^)_XVX1  
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, >:0^v'[  
高速齿轮轮毂长L=50,则 c1<jY~U  
A~;+P  
L=16+16+16+8+8=64 EJ(z]M`f  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. j rg B56LL  
{(Ba  
5.    求轴上的载荷   ,vB nr_D#  
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, ^2nH6,LPS  
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. G4%dah 5  
x5k6"S"1,  
5>-~!Mg1  
J"fv5{  
o[g]Va*8  
{m" I-VF  
H<   
2 ;Q|h$ n  
AbB+<0  
     _+<AxE9\  
EV_u8?va  
传动轴总体设计结构图: X\5EF7:S  
     oot kf=  
                             1n#{c5T  
>[g.8'hI  
                             (主动轴) CIQ9dx7>  
<o@__l.  
W,.Exh  
        从动轴的载荷分析图: x) R4_ 3  
_ 3{8Zg  
6.     校核轴的强度 wvH*<,8V q  
根据 ;W3c|5CE  
== d6A+pa'2  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 =g)SZK  
查表15-1得[]=60MP UZo[]$"Q`  
〈 []    此轴合理安全 $S U<KNMZ  
>~uKkQ_p  
8、校核轴的疲劳强度. O>IG7Ujl  
⑴.   判断危险截面 pZ 7KWk4  
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. `)M&^Z=D  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 X`7O%HiX/`  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 2lxA/.f  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 ]C>h_,EZc  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 tw<}7l_>Au  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 >t4<2|!(M  
截面上的弯曲应力 D;Y2yc[v  
o3.b='HAm  
截面上的扭转应力 /Tp>aW%}"  
== C`\yc_b9Pf  
轴的材料为45钢。调质处理。 2Iq*7n:v0  
由课本得： 6}:(m#+  
           la{o<||Aq  
因             FwDEYG  
经插入后得 (!T\[6  
2.0         =1.31 F "-GhjK  
轴性系数为 o6 8;-b'n  
       =0.85 cB2~W%H  
K=1+=1.82 XpdjWLO]C<  
    K=1+（-1）=1.26 Y~U WUF%aK  
所以               )NlxW5  
G4"[ynlWV  
综合系数为：    K=2.8 qO>A 6  
K=1.62 -\g@s@5  
碳钢的特性系数        取0.1 D`PA@t  
   取0.05 ":L d}~>  
安全系数 d4LH`@SUZ-  
S=25.13 -V:7j8  
S13.71 8VMD304  
≥S=1.5    所以它是安全的 J!iK W  
截面Ⅳ右侧 2XV3f$,H  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 KvlLcE~`o  
`W%R  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 3_Mynop  
uD:tT ~  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 W<H<~wf#  
a7e.Z9k!  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 l8d }g  
截面上的弯曲应力   ]Waa7)}DM  
截面上的扭转应力 zC!Pb{IaH  
==K= 6"V86b0)h}  
    K= zl$z>z)  
所以                 i$z*~SuM#  
综合系数为： rv %^2h<&  
K=2.8    K=1.62 ptTp63+  
碳钢的特性系数 )IGx3+I ,  
    取0.1       取0.05 \`YV)"y" ~  
安全系数 Bmi9U   
S=25.13 "XKd#ncP  
S13.71 KOD%>+vG$  
≥S=1.5    所以它是安全的 Ryi% }!  
&=l aZxe  
9.键的设计和计算 jn>RE   
\_|r>vQ  
①选择键联接的类型和尺寸 [K`d?&  
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. ,kE"M1W  
根据    d=55    d=65 MW)=l | G  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 ;h7O_|<%  
                     b=20     h=12     =50 +JY]J89  
e",0Er FT  
②校和键联接的强度 ~Q5 i0s%  
  查表6-2得      []=110MP H)i%\7F5  
工作长度  36-16=20 CI@qT}Y_  
    50-20=30 N"2P]Z r  
③键与轮毂键槽的接触高度 ]s~%1bd  
     K=0.5 h=5 ;r3|EA35  
    K=0.5 h=6 2-gI@8NPI  
    由式（6-1）得： 8\CmM\R  
           ＜[] 6q~*\KRk  
           ＜[] Y>PC>  
    两者都合适 cy#N(S[ 1  
    取键标记为： z229:L6"  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 hB-<GGcO <  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 *gN)a%9  
10、箱体结构的设计 S$i3/t  
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， '0/[%Q  
大端盖分机体采用配合. oOHr~<  
>A1;!kGE#  
1.   机体有足够的刚度 ^|=3sJ4[U  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 `rI[   
 WfkP  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 *]* D^'  
Be2yS]U  
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 1TL~I-G&n  
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 o'p[G]NQ1o  
)` 90*  
3.   机体结构有良好的工艺性. -gb'DN1BG  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. v6+<F;G3y>  
2?\L#=<F  
4.   对附件设计 C\; $RH  
A  视孔盖和窥视孔 N!^5<2z@eT  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 2V=bE-  
B  油螺塞： )>rHM6-W  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 2~2j?\AEd.  
C  油标： L=5Fvm  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 {Aq:Kh`&  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. ?FwjbG<  
,{u'7p  
D  通气孔： RaLc}F)9   
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. K^+}__;]  
E  盖螺钉： UJ6zgsD1b?  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 5mB'\xGO2  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. \P7y&`|  
F  位销： +~1~f'4J  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. #gY|T|  
G  吊钩： 6`;+|H<$  
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. 2x dN0S  
'7TT4~F  
减速器机体结构尺寸如下： ~TfQuIvQB  
@m Id{w z  
名称    符号    计算公式    结果     .q9wyVi7GI  
箱座壁厚                10     )m[dfeqd +  
箱盖壁厚                9     y]TNjLpo$  
箱盖凸缘厚度                12     ##clReS  
箱座凸缘厚度                15     Gmp`3  
箱座底凸缘厚度                25     uV+.(sjH  
地脚螺钉直径                M24     o!ycVY$yW  
地脚螺钉数目        查手册        6     $yg=tWk  
轴承旁联接螺栓直径                M12     MJ0UZxnl  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     ~7Jj\@68  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     qb1[-H  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     y<A%&  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     bjYaJtn  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 f6zS_y9gn  
    22  `Aa*}1  
    18     m5rJY/  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 J}J7A5P  
    16     6`l7saHXE  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     7JHS8C<]  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     JOm6Zc  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     K7N.gT*4  
机盖，机座肋厚                9    8.5      V_-{TGKX  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） cPm-)/E)i  
150（3轴）     @CU~3Md*  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） zm('\KvT  
150（3轴）     C ^hCT  
     -S,xR5  
11. 润滑密封设计 WbP*kV{  
j}$Up7pW  
    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. zr5(nAl  
    油的深度为H+ yL>wCD,L  
         H=30  =34 ]h6mJ{k  
所以H+=30+34=64 =y kOh_M  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 )mbRG9P  
     r(::3TF%#q  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接  {!9i8T  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     SJdi*>  
    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 c@1q8,  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 GxR, 3  
     f8'$Mn,  
12.联轴器设计 HAr_z@#E  
oz- k_9%  
1.类型选择. (ATCP#lF  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 QP?Deltp  
2.载荷计算. j |tu|Q  
公称转矩：T=95509550333.5 Lv{xwHnE  
查课本,选取 [Ifhh2  
所以转矩   4/B n9F  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ^sjL@.'m$N  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm +e6c4Tw/  
0fd\R_"d.  
四、设计小结 P_w\d/3  
    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。 ToB^/ n[  
    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。 4JD 8w3u/  
五、参考资料目录 M"t=0[0DM:  
[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}w%k  
[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； GK/Q]}Q8pZ  
[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； r4D 6I,  
[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； +L$,jZqS  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 8uO@S*)0  
[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； G2,r %|7ta  
[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？ #c0 dZ  
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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