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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 U%VFr#  
                 ;r]! qv:  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         KlBT9"6"  
                 aGE} EK}  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） $}YN`:{  
7VkjnG^!:  
目   录 !>K=@9NC|.  
     -,mV~y  
一    课程设计书                            2 mc,HliiJ  
~e){2_J&n  
二    设计要求                              2 +>a(9r|:  
[fkt3fS  
三    设计步骤                              2 B*QLKO:)i  
     '?{L gj^R  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 Q4N0j' QA  
    2. 电动机的选择                                4 %t:13eM  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 @fVz *  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 !|ic{1!_  
    5. 设计V带和带轮                              6 7eZwpg?K  
    6. 齿轮的设计                                  8 H6 $pA^  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 r>"l:GZ  
    8. 键联接设计                                  26 0PUSCka'6  
    9. 箱体结构的设计                              27 vsI|HxpyC,  
    10.润滑密封设计                                30 0\"]XYOH  
    11.联轴器设计                                  30 5g9K|-  
     iy_3#x5>  
四    设计小结                              31 YsTF10  
五    参考资料                              32 ._'.F'd  
6-{wo)p  
一. 课程设计书 "Q tkNy%E  
设计课题: AX )dZdd  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V =`V9{$i  
表一: r6 pz(rCs}  
         题号 =}SC .E\  
L N'})CI8m  
参数    1     T^Xum2Ec  
运输带工作拉力（kN）    1.5     np7!y U  
运输带工作速度（m/s）    1.1     nqcD#HUv  
卷筒直径（mm）    200     6WLq>Jo  
86Xf6Ea  
二. 设计要求 lOIf4  
1.减速器装配图一张(A1)。 R}OjSiS\  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 dW|S\S'&  
3.设计说明书一份。 8&#)}A}x  
eGbjk~,f'  
三. 设计步骤 f kdJgK  
    1.  传动装置总体设计方案 %w/:mH3FA  
    2.  电动机的选择 {r?Ly15  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 0'`#I  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 >~G _'~_f  
    5.  “V”带轮的材料和结构 ::Di  
    6.  齿轮的设计 il:RE8  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 \!r,>P   
    8、校核轴的疲劳强度 ^JB5-EtL(  
    9.  键联接设计 0VI[6t@  
    10.  箱体结构设计 a  ,<u  
    11. 润滑密封设计 r5!Sps3B  
    12. 联轴器设计 =G1 5 eZW  
     0"c(n0L  
1.传动装置总体设计方案: mH4Jl1S&  
t hQ)J|1  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ? y^t  
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， 2&:w_KJ  
要求轴有较大的刚度。 {F*81q\  
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。 *Cx3bg*Gan  
其传动方案如下： qMcOSZ%8J  
        <\5E{/7Tl  
图一:(传动装置总体设计图) f9b[0L  
E#M4{a1  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 zT _[pa)O`  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 roWg~U(S  
     传动装置的总效率 Ap%tm)@1  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； ! d" i  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， ,Je9]XT  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， ADlLodG  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 jb!15Vlt"  
{ daEKac5  
  2.电动机的选择 >l0D,-O]m  
w 8oIq*  
    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， :g"U G0];  
    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， xw83dQ]}^  
    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。 +Zi@+|"BCN  
     ~HyqHx y  
    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|7\Y  
     PQ`~qM:3st  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 >=3ay^(Y2D  
     DTSK*a`  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 xrC b29{  
                                                  :~dI2e\:  
)\Ay4 d  
方案    电动机型号    额定功率 Bis'59?U_  
P Ni) /L( &  
kw    电动机转速 [n9X5qG~  
    电动机重量 6 2#dSd}HG  
N    参考价格 HCVMqG!  
元    传动装置的传动比     5o R/Q|^  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     :=^_N}  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     9..! g:  
  Oxhc!9F  
   中心高 94xRKQ}  
        外型尺寸 N\WEp?%~  
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     #[aHKq:?b  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     T@,tlIM  
!Won<:.[0  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 fp2.2 @[  
sas:5iB5  
（1）       总传动比 Ju 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 (}NKW  
    （2）       分配传动装置传动比 8 ,<F102(  
    ＝× BD (  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 C@Fk  
    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 gls %<A{C  
4.计算传动装置的运动和动力参数 I w-3Z'hOX  
（1）　各轴转速 ZpTT9{PT=:  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min WT9 k85hqj  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min MZInS:Vj  
（2）　各轴输入功率 tHV81F1J  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW ('7qJkV  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW GH!Lu\y\  
    则各轴的输出功率：   MehMhHY  
＝×0.98=2.989kW V]$J&aD  
＝×0.98=2.929kW XrD@q  
各轴输入转矩 xsIuPL#_  
   =××  N·m ekx~svcC&A  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· /kKF|Hg`c  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ",gWO 8T  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m BLs kUrPF  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m iO_6>&(  
＝×0.98=242.86N·m hs  m%o\  
运动和动力参数结果如下表 b _#r_`  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     &6mXsx$  
    输入    输出    输入    输出         ndU<,{r  
电动机轴        3.03        20.23    1440     0pu=,  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     K~B@8az  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     C0$KpUB  
OLS.0UEc  
5、“V”带轮的材料和结构 9e*v&A2Y'  
  确定V带的截型 G uLU7a  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 FV->226o%  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 N4JJA+  
      V带截型      由图6-13                        B型 WG0Ne;Ho  
   ?UGA-^E1  
  确定V带轮的直径 k;bdzcMkQ  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm {!`0i  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 3RyB 0 n  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm R!8qkG  
   )Kw Gb&l&  
  确定中心距及V带基准长度 /) Pf ]  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 ;$Q&2}L[  
                          360<a<1030 dq&N;kk |  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm !leLOi2T  
     #o]/&T=N=  
  初定V带基准长度 "ApVgNB  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm QmpP_eS >  
       0$~zeG"  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm XpLK0YI  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm X pH]CF  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 muc>4!Q  
   p*_^JU(<p  
   确定V带的根数 ~rWys=  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw Vk>m/"  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 @FBlF$vG  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 ?!4xtOA  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 FXi"o $N  
         e{"r3*  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 eiJ 13`T  
                             $ MN1:ih  
                       取Z=2 hZ ve8J  
V带齿轮各设计参数附表 l*`2 EJ  
sr+Y"R  
各传动比 t[ Zoe+&  
m1mA:R\zM  
    V带        齿轮     I}&`IUP  
    2.3        5.96     d0Jaa1b~O  
  !G0OD$  
2. 各轴转速n z,"fr%*,N  
    (r/min)        (r/min)     bh9!OqK9K  
    626.09        105.05     aWe?n;  
NZ}DbA+g;|  
3. 各轴输入功率 P Z+qTMm  
    （kw）        （kw）     d1"%sI  
    2.93       2.71     :UMtknV  
w*E0f?s  
4. 各轴输入转矩 T 0\N n.x%  
    (kN·m)        (kN·m)     eiNF?](3O  
43.77        242.86     R*v~jR/   
5V|D%t2N  
5. 带轮主要参数 -jv%BJJlX  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         <d$L}uQwg  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     Xlw8> .\  
带的根数z     zO)>(E?  
    160        368        708        2232        B        2     OqaVp/,  
=sR]/XSK  
6.齿轮的设计 w;RG*rv  
o]#M8)=  
（一）齿轮传动的设计计算 bR6g^Yf  
mr`Lxy9e  
齿轮材料，热处理及精度 3kl<~O|Fs  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 w}OJ2^  
    （1）       齿轮材料及热处理 *5\k1-$  
       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 0nh;0Z  
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 L7_qs+  
      ② 齿轮精度 ?\ qfuA9.  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ugZ-*e7  
     DQ<{FN  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 _* xjG \!  
按齿面接触强度设计 Y55Yo5<j/+  
lcv&/ A  
确定各参数的值: aetK<9L$  
①试选=1.6 ;oKN8vI#7  
选取区域系数 Z=2.433   ?f\;z<e|  
     *@XJ7G[  
    则 AjTkQ)  
    ②计算应力值环数 -R~!N#y  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） lHV&8fny  
    =1.4425×10h h\jV@g$  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) RS$!TTeQ  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 w4:  
    ④齿轮的疲劳强度极限 [>B`"nyNQ  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: jkPye{j  
    []==0.93×550=511.5 #s'UA!)  
BD)5br].  
    []==0.96×450=432         6vx0F?>_  
许用接触应力   G lz0`z  
         {Z529Ns  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   @_gCGI>Q  
         =1 *r b/BZX{  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 SMMV$;O{9  
    =4.47×10N.m m.F \Mn  
    3.设计计算 Rmq8lU  
①小齿轮的分度圆直径d v4?qI >/  
     q'07  
    =46.42 kIm)Um  
    ②计算圆周速度 mSw$? >  
    1.52 ?,_$;g  
    ③计算齿宽b和模数 (8[etm  
计算齿宽b 1;; is  
       b==46.42mm CXb-{|I}d  
计算摸数m 4K_fN  
  初选螺旋角=14 >i`V-"x  
    = 52*9q!  
    ④计算齿宽与高之比 % R18  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 7e{w)m:A  
=46.42/4.5 =10.32 Fk:yj 4'  
⑤计算纵向重合度 Dr;-2$Kt/&  
=0.318=1.903 .{cka]9WJz  
⑥计算载荷系数K N36<EHq  
使用系数=1 C q/936`O  
根据,7级精度, 查课本得 YLr<^G-v  
动载系数K=1.07, U_/sY9gz(  
查课本K的计算公式: Hs%;uyI@$  
K= +0.23×10×b x@-bY  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 6ty>0  
查课本得: K=1.35 q,#j *  
查课本得: K==1.2 >L\>Th{o  
故载荷系数: [ n[!RddY  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 eYQq@lrWv  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 ^E)Kse.>  
    d=d=50.64 ! xU1[,9  
    ⑧计算模数 th@a./h"  
    = Kq`C5  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 %i7bkdcwk  
    由弯曲强度的设计公式 yPgDb[V+  
    ≥ %J*z!Fe8s  
D1&%N{  
⑴   确定公式内各计算数值 *O>OHX  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m o gcEv>0  
         确定齿数z `$IuN *  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 M;BDo(1  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 2v ^bd^]u:  
    Δi＝0.032％5％，允许 zJp}JO  
    ②      计算当量齿数 CNC3">Dk~9  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  hXsd12  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 #Y*?k TF  
    ③       初选齿宽系数 }gk37_}X\I  
     按对称布置，由表查得＝1 >900I4]I  
    ④       初选螺旋角 P@ gVzx)M  
    初定螺旋角 ＝14 KO`ftz3 +  
    ⑤       载荷系数K C2WWS(zn  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 U@W3x@  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y Hzr<i4Y=w9  
    查得: q[6tvPfkX  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 ,o $F~KPu  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 8MHYk>O~{G  
     m/,.3v  
    ⑦       重合度系数Y OH`| c  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 W|IMnK-  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 cC{eu[ XW  
＝14.07609 08J[9a0[  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 `Yk~2t"V  
    ⑧       螺旋角系数Y nz72w_  
 轴向重合度 ＝1.675, X$o$8s  
    Y＝1－＝0.82 c/l%:!A  
     h28")c.pH=  
    ⑨       计算大小齿轮的 _ZM$&6EC  
 安全系数由表查得S＝1.25 >]6f!;Rt  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 9FB[`}  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 2nSX90@:  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 i/ED_<_ Vg  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   dGxk ql  
    小齿轮     大齿轮 g@IV|C( *0  
9`83cL  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: T&M*sydA  
    K=0.86        K=0.93   j]-0m4QF  
8>T#sO?+  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 &`#k 1t'  
      []= I r8,=  
      []= (0L7Ivg<  
       ws"{Y+L  
       BMubN   
        大齿轮的数值大.选用. zf@gAvJ  
     .YV{wL@cB  
⑵   设计计算 F.zx]][JV  
     计算模数 Q5[x2 s_d  
C$"N)6%q  
sK)fEx  
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: @ |bN[XL  
"r!>p\.0O  
z==24.57  取z=25 N$\'X<{  
bsfYz  
那么z=5.96×25=149           8Ld`$_E  
  w_c)iJ  
②   几何尺寸计算 `pMI @"m  
    计算中心距     a===147.2 ChvSUaCS  
将中心距圆整为110 75@!j[QL<  
*QKxrg  
按圆整后的中心距修正螺旋角 L<t>o":o  
#[ei/p  
=arccos hv)>HU&  
`SFA`B)[5@  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. 'eyzH[l,(  
fQW1&lFT  
计算大.小齿轮的分度圆直径 F$L2bgQR?'  
     mf~Joluc J  
    d==42.4 iA~LH6  
`,lm:x+(0  
d==252.5 Rz sgPk  
[Lck55V+Q  
计算齿轮宽度 {6*$yLWK  
|j 9d.M  
B= #$5"&SM  
Sb2hM~  
圆整的       ^T?zR7r  
UL{+mp  
                                            大齿轮如上图： 6tx5{Xl-o  
 lu_kir~  
u+5&^"72,  
+9^V9]{Vo  
7.传动轴承和传动轴的设计 .uh>S!X, ]  
fL^$G;_?3  
1.  传动轴承的设计 iXoEdt)  
Ow#a|@  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 C VXz>oM  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min (vR9vOpJ  
T1=43.77kn．m CpE LLA<  
⑵.  求作用在齿轮上的力 O{vVW9Q  
    已知小齿轮的分度圆直径为 ojc m%yd  
        d1=42.4 aru;yR  
而  F= `49: !M$i  
     F= F ?\Bm>p% +  
H=/;  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N u=6LPwiI  
Cs!z3QU  
7 @W}>gnf  
2_/H,  
⑶.   初步确定轴的最小直径 {4F=].!  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 Ad}Nc"O  
gLDO|ADni  
>Ut4INV  
             T1-.+&<  
     从动轴的设计 +^6a$ N  
       wsKOafrV  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， .OM^@V~T  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 4)Bk:K  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 67tB8X  
    已知大齿轮的分度圆直径为 Q4Zw<IZv5  
        d2=252.5 +s j2C  
而  F= Al MMN"j  
     F= F APJVD-  
(y^svXU}a  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N ^XgBkC~  
5y~ Srb?2  
&cpqn2Z  
@$7'{*  
⑶.   初步确定轴的最小直径 !'z"V_x~  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 V;LV),R?  
]as+gZ8  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 9Ro7xSeD  
查表,选取 O`^dy7>{U  
u|+Dqe`  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 \S_o{0ZY}  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 4[lym,8C  
;%Zu[G`C  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度  ~LF/wx>  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 [*K.9}+G_  
a7>^^?|  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. 9 gc0Ri[4m  
oFi_ op  
            D        B                轴承代号     m4on<5s/  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     3Viz0I<%  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     x+bC\,q  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     8zO;=R A7%  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     NX&Z=ObHu}  
XS(Q)\"  
     S*NeS#!v  
xUF5  
     ?~3Pydrb#  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 Tg@:mw5  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, {nj`>  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     =/ +f3  
NtG^t}V  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. AIG5a$}&  
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, 1wy?<B.f  
高速齿轮轮毂长L=50,则 or`D-x)+@  
RZ0+Uu/J  
L=16+16+16+8+8=64 AQGl}%k_  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. b?j\YX[e  
v=~+o[  
5.    求轴上的载荷   f+%s.[;A  
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, #2dH2k\F  
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. a] P0PH~  
WCP2x.gb5  
97pfMk1_  
GGU>={D)  
/[I#3|  
2f5YkmGc";  
Y^QG\6q  
9*S9~  
629ogJo8  
     @5h(bLEP  
,0@QBr5P  
传动轴总体设计结构图: /],9N  
     y`Zn{mQ@[  
                             |~B`[p]5H  
@2~;)*  
                             (主动轴) >W6?!ue_  
bR<XQHl  
g~XR#vl$  
        从动轴的载荷分析图: p^s:s-"f\  
M7=|N:/_  
6.     校核轴的强度 hm0MO,i"  
根据 t8ORfO+  
== |`pDOd  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 WJ/X`?k  
查表15-1得[]=60MP bb}Fu/S  
〈 []    此轴合理安全 t{e}3}LEd  
i,mZg+;w  
8、校核轴的疲劳强度. j/F:j5O*  
⑴.   判断危险截面 h\4enu9[RL  
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 U3o (Yq  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 '>GPk5Nq77  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 j9R+;u/!  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 mM'uRhO+  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ^@)*voP#G  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 ,+v>(h>q  
截面上的弯曲应力 -ZoAbp$  
$ncP#6  
截面上的扭转应力 rQ(u@u;  
== XHm6K1mGZ  
轴的材料为45钢。调质处理。 [&)*jc16  
由课本得： A]MX^eY  
           Fr#QM0--B  
因             -YS9u [   
经插入后得 G_ #MXFWt  
2.0         =1.31 W$J@|i  
轴性系数为 eC@b-q   
       =0.85 bZ}T;!U?I  
K=1+=1.82 zh5ovA%  
    K=1+（-1）=1.26 Hq|{Nt%Q  
所以               zd=N.  
mOJ-M@ME  
综合系数为：    K=2.8 tlgg~MViS  
K=1.62 CYdYa|  
碳钢的特性系数        取0.1 7 iQa)8,  
   取0.05 v7<r- <I[  
安全系数 Y?%=6S  
S=25.13 @v/ 8}n  
S13.71 nq\~`vH|Gd  
≥S=1.5    所以它是安全的 oGL2uQXX  
截面Ⅳ右侧 9O\yIL  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 |<#yXSi  
+A1xqOB  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 PJAM_K;  
[j?<&^SW  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 ]?_V+F  
QG5 c>Q  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 c1<jY~U  
截面上的弯曲应力   A~;+P  
截面上的扭转应力 EJ(z]M`f  
==K= #<vzQ\~Y  
    K= 8Rnq &8A  
所以                 Y ^5RM  
综合系数为： = cI> {  
K=2.8    K=1.62 C#. 27ah  
碳钢的特性系数 JykNEMB#  
    取0.1       取0.05 %F(lq*8X  
安全系数 _xM3c&VeG  
S=25.13 8COGe=+o  
S13.71 j3fq}>=  
≥S=1.5    所以它是安全的 8aVj@x$'  
X]s="^  
9.键的设计和计算 2 ;Q|h$ n  
oTveY  
①选择键联接的类型和尺寸 e09QaY  
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. q)N^  
根据    d=55    d=65 k;HI-v  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 G;]zX<2^3  
                     b=20     h=12     =50 -Zqw[2Q4  
w +HKvOs5c  
②校和键联接的强度 {?X9juc/#  
  查表6-2得      []=110MP bLO^5`6  
工作长度  36-16=20 ZFtN~Tg  
    50-20=30 y 27MG  
③键与轮毂键槽的接触高度 *Tq7[v{0*|  
     K=0.5 h=5 ' &Tz8.jp~  
    K=0.5 h=6 6\x/Z=}L  
    由式（6-1）得： k"+/DK,:  
           ＜[] Nk?L<'  
           ＜[] wpOM~!9R  
    两者都合适 C <H$}f  
    取键标记为： /brHB @$  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 FB O_B  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 bK|nxL  
10、箱体结构的设计 _ !k\~4U  
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， X + B=?|M  
大端盖分机体采用配合. -uB*E1|Q  
=j8g6#'u  
1.   机体有足够的刚度 3# idXc  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 jtPHk*>^wu  
UbP$WIrq  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 UC!"1)~mt`  
=9A!5  
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 rR(\fX!dg  
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 2K2_-  
>n5Kz]]%  
3.   机体结构有良好的工艺性. aK8X,1g%)  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. r: ,"k:C  
P]4@|u;=6[  
4.   对附件设计 ^NrC8,p  
A  视孔盖和窥视孔 hlHle\[ds  
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 SKVQ !^o  
B  油螺塞： z"Wyf6H0T  
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。 /re0"!0y  
C  油标： Zrq\:KxX  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 xsg55`  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. ]u%Y8kBe  
'L2[^iF9  
D  通气孔： JgB"N/Oz  
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. M"8?XD%  
E  盖螺钉： t=n@<1d  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 /[|A(,N}{  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. /%P,y+<}iG  
F  位销： V/J-zH&  
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. e_llW(*l8^  
G  吊钩： +\Je B/F  
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. HCaEETk5  
"SV/'0  
减速器机体结构尺寸如下： m!:sDQn{3  
k'K 1zUBj  
名称    符号    计算公式    结果     t8Giv89{  
箱座壁厚                10     .7n`]S/  
箱盖壁厚                9     I_ na^s h*  
箱盖凸缘厚度                12     _%<q ZT  
箱座凸缘厚度                15     }M${ _D  
箱座底凸缘厚度                25     y&2O)z!B  
地脚螺钉直径                M24     xOc&n0}%  
地脚螺钉数目        查手册        6     oTf^-29d  
轴承旁联接螺栓直径                M12     +  $/mh  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     <2fvEW/#v  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     s5oU  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     x-SYfvYY  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     I>@Qfc bG  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 ^%/d]Zwb  
    22 fCi1JH;  
    18     - s0QEQ  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 7G23D  
    16     u=sZFr@m[  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     L_fiE3G|>  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     iuEQ?fp  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     j.UO>1{7  
机盖，机座肋厚                9    8.5     k E-+#p  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） ,kE"M1W  
150（3轴）     MW)=l | G  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） "ax"k0  
150（3轴）     +'9eo%3O  
     D<xDj#Z~1  
11. 润滑密封设计 e`Tssa+  
.q9i10C  
    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. 8#15*'Y  
    油的深度为H+ /@]@Tz@'  
         H=30  =34 q%MLj./?[  
所以H+=30+34=64 W.  p'T}2  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 `6y\.6j  
     i,y7R?-K  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 KJ8Qi+cZ  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     Eo_; N c  
    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 mjbV^^>  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 k_7agW  
     &(rR)cG  
12.联轴器设计 sQ%gf  
1#^r5E4  
1.类型选择. iPt{v5}]  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 (c9!:  
2.载荷计算. '0/[%Q  
公称转矩：T=95509550333.5 oOHr~<  
查课本,选取 t}-rN5GO  
所以转矩   TAZ+2S##7  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 S&;D  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm C07U.nzh  
FY<77i  
四、设计小结 uzWz+atH  
    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。 !!UQ,yU  
    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。 C/A~r  
五、参考资料目录 [7gwJiK  
[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； Ss#UX_DT_  
[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； T>pz?e^5&  
[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； 3dC ;B@  
[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； "SN+ ^`  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 /&G )IY]g  
[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； 6O'6,%#  
[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？ oY0`igH  
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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