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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 5Zc  
                 7y&=YCkc7  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         Flpl,|n a  
                 J8FzQ2  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） >*/ |t L  
xz@*V>QT  
目   录 )`k+Oyvi<  
     T:Q+ Z }v+  
一    课程设计书                            2 q:vN3#=^qf  
iU0jv7}n  
二    设计要求                              2 B7A.~' =  
$m>( kd1  
三    设计步骤                              2 X%!?\3S  
     U#Kw+slM  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 RU.j[8N$  
    2. 电动机的选择                                4 x2~fc  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 5Q}HLjG8Z  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 #@Tm5z  
    5. 设计V带和带轮                              6 5-a^Frmg#"  
    6. 齿轮的设计                                  8 QncjSaEE  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 ]Gm&Kn >  
    8. 键联接设计                                  26 T8LvdzS  
    9. 箱体结构的设计                              27 U2_;  
    10.润滑密封设计                                30 T}p|_)&y  
    11.联轴器设计                                  30 %D7^.  
     {>R933fap  
四    设计小结                              31 WFug-#;e  
五    参考资料                              32 RionKiN  
bMqS:+  
一. 课程设计书 /$8& r  
设计课题: 2#`d:@r  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 6(Cjak+~!  
表一: Oa5-^&I  
         题号 6jal5<H  
BaCzN;)  
参数    1     bnp:J|(ld  
运输带工作拉力（kN）    1.5     z1e+Ob&  
运输带工作速度（m/s）    1.1     odeO(zuU  
卷筒直径（mm）    200     ='/#G0W  
{=^<yK2q  
二. 设计要求 p{V(! v|  
1.减速器装配图一张(A1)。 gcM(K.n  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 o5z&sRZ  
3.设计说明书一份。 s;[64ca]Q  
:d~&Dt<c  
三. 设计步骤 G~lnX^46"  
    1.  传动装置总体设计方案 /X\:3P  
    2.  电动机的选择 (yeN> x}_  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 -fz(]d  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 RoD9  
    5.  “V”带轮的材料和结构 ~bjT,i  
    6.  齿轮的设计 v@!r$jZ  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 # b= *hi`E  
    8、校核轴的疲劳强度 1rmN)  
    9.  键联接设计 N jA\*M9  
    10.  箱体结构设计 =?B[oq  
    11. 润滑密封设计 `O,"mm^@U  
    12. 联轴器设计 \?k"AtL  
     n22OPvp  
1.传动装置总体设计方案: wB*}XJah  
j62oA$z  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 0[OlJMVf  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， +m6acu)N.  
要求轴有较大的刚度。 wMiRN2\^  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 e]d\S] 5  
其传动方案如下： u z>V  
        8g 2'[ci$q  
图一:(传动装置总体设计图) kh*td(pfP9  
<C7/b#4>\  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 p["20 ?^  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 gG6BEsGa,  
     传动装置的总效率 Q"{Q]IT  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； k$K>ml/h  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， 771r(X?Fa  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， '~Gk{'Nx"  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 cNRe>  
q}7(w$&  
  2.电动机的选择 V^p XbDRl  
*&yt;|y  
    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， '#Y[(5  
    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， ;ZLfb n3\  
    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。 u!VY6y7p  
     LfS]m>>e  
    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， :j!N7c{  
     /T/7O  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 []eZO_o6j  
     RjQdlr6*  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 !p"Ijz5  
                                                  _M}}H3  
7tz #R :  
方案    电动机型号    额定功率 y <21~g=  
P \wo'XF3:  
kw    电动机转速 +QVe -  
    电动机重量 #kDJ>r |&-  
N    参考价格 syLpnNx=  
元    传动装置的传动比     Dmv@ljwO  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ?f[U8S}  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     qc`UDD5  
  }>u<,  
   中心高 .1& F p  
        外型尺寸 lvZ:Aw r  
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     L%O( I  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     :>otlI<0t  
'gwh:8Xc  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 0xg6  
5%Q[X  
（1）       总传动比 rn8t<=ptH3  
    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 g{06d~Y  
    （2）       分配传动装置传动比 J deGQ  
    ＝× |F#L{=B  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 JmK[7t  
    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 x?B8b-*  
4.计算传动装置的运动和动力参数 (t)a u  
（1）　各轴转速 DR6 OR B7  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min R+O[,UM^I~  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min #/ Qe7:l  
（2）　各轴输入功率 #<|q4a{8  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW ()v{HB i  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 5 5T c  
    则各轴的输出功率：   p94 w0_m@|  
＝×0.98=2.989kW w oSI 2i  
＝×0.98=2.929kW  Z,osdF  
各轴输入转矩 x GHS  
   =××  N·m f#9\&-h e0  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· #I.Wmfz  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m %A<|@OSdOa  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 0vRug|}k#%  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m F$Q@UVA  
＝×0.98=242.86N·m Ll L8Q  
运动和动力参数结果如下表 bJE$>  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     -]h3s >t  
    输入    输出    输入    输出         h[O!kwE  
电动机轴        3.03        20.23    1440     SrVJ Q~ :>  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     3%W R  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     lU<n Wf  
,4wZ/r> d  
5、“V”带轮的材料和结构 jci'q=Vpu  
  确定V带的截型 8HyK;+ZkVd  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 EI29;  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 QDC]g.x  
      V带截型      由图6-13                        B型 #'-L`])7uw  
   H+>l][  
  确定V带轮的直径 vO)nqtw  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm 3'WS6B+  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s +FoR;v)z=F  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm J 8"Cw<=O  
   e ga< {t  
  确定中心距及V带基准长度 S/ Y1NH  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 7='M&Za  
                          360<a<1030 v?\bvg\E  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm )up!W4h6o  
     ;,y9  
  初定V带基准长度 24Y~x`W   
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm av1*i3  
       l*]L=rC  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm l#,WMu&  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm Y24: D7Q  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 B=/*8,u  
   10JxfDceD  
   确定V带的根数 PT|W{RlNl  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw PF1m :Iz`d  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 Z50]g  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 i>S /W!F  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 XY5I5H_U  
         L44-: 3  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 iaq0\d.[7  
                             mB$r>G/'  
                       取Z=2 0j1I  
V带齿轮各设计参数附表 =S-'*F  
1X/ q7lR  
各传动比 ti'a^(  
;fhFv&`mE  
    V带        齿轮     \)ac,i@fy  
    2.3        5.96     n2R{$^JxO  
  d;ElqRC&  
2. 各轴转速n V&DS+'P  
    (r/min)        (r/min)     }0T1* .Cz  
    626.09        105.05     aIk%$Mat  
f;6a4<bz  
3. 各轴输入功率 P A8OV3h6]  
    （kw）        （kw）     S5'BXE,  
    2.93       2.71     }`yIO"{8n  
nVoPTr  
4. 各轴输入转矩 T Z-b^{uP  
    (kN·m)        (kN·m)     +"a . ,-f!  
43.77        242.86     16o3ER  
@7%nMTZ@&v  
5. 带轮主要参数 ocy fU=}X  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         Warz"n]iC  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     VuFH >8n  
带的根数z     i7}) VDsZ  
    160        368        708        2232        B        2     rZZueYuXO  
a[)in ,3  
6.齿轮的设计 j3~:\H  
Tc@r#!.m  
（一）齿轮传动的设计计算 @Q3aJ98)2  
7 #_{UJ%  
齿轮材料，热处理及精度 $CO^dFf  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 ;*+jCL 2F  
    （1）       齿轮材料及热处理 TC3xrE:U<m  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 j%b/1@I  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 @q2Yka  
      ② 齿轮精度 q?&vV`PG5  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 )2z (l-$.  
     iD_NpH q  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 ]xA;*b;| h  
按齿面接触强度设计 eQno]$-\  
kVQKP  U  
确定各参数的值: _I~W!8&w>  
①试选=1.6 ]E88zWDY`  
选取区域系数 Z=2.433   Se* GR"Z+  
     o8RagSIo8  
    则 BULX*eOt  
    ②计算应力值环数 .wx; !9  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） JMw1qPJQ  
    =1.4425×10h 6Ez}A|i  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) N9Yc\?_NU_  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 y_38;8ex  
    ④齿轮的疲劳强度极限 h{yqNl  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 8\`]T%h  
    []==0.93×550=511.5 |~W!Y\l-  
Nj qUUkc  
    []==0.96×450=432         91r#lDR  
许用接触应力   L\5j"] }`  
         LqPn$rZ|$  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   !Z,h5u\.w  
         =1 ' V;cA$ $  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 fC2e}WR   
    =4.47×10N.m kp[+Iun?  
    3.设计计算 l[l('-f  
①小齿轮的分度圆直径d IBC P6[  
     D(s[=$zua  
    =46.42 8k]'P*9ulz  
    ②计算圆周速度 N0sf V  
    1.52 r@H<@Vuc  
    ③计算齿宽b和模数 Zk)]=<H  
计算齿宽b Gb<)U[Hfd  
       b==46.42mm "44VvpQC  
计算摸数m $VhUZGuG>  
  初选螺旋角=14 ,-&ler~[  
    = Y>{K2#k  
    ④计算齿宽与高之比 d90B15]gv  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 I`}-*% ki(  
=46.42/4.5 =10.32 l];,)ddD9  
⑤计算纵向重合度 ^* ^te+N  
=0.318=1.903 ]ZelB,7q  
⑥计算载荷系数K @U_w:Q<9u  
使用系数=1 xpKD 'O=T  
根据,7级精度, 查课本得 KO<Yc`Fs  
动载系数K=1.07, }L{en  
查课本K的计算公式: SgHLs  
K= +0.23×10×b .%h.b6^  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 .ZFs+8qU>  
查课本得: K=1.35 !uii|"  
查课本得: K==1.2 H*!j\|v0  
故载荷系数: KRf$VbuL  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 :Oo(w%BD]  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 :t8(w>oW  
    d=d=50.64 #{1w#Iz;  
    ⑧计算模数 81fpeoNO  
    = iJk`{P_  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 13I 7ah  
    由弯曲强度的设计公式 scCOiK)  
    ≥ u{,e8. Z  
j8$*$|  
⑴   确定公式内各计算数值 EkgS*q_  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m }xn\.M:ic  
         确定齿数z 9; HR  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 DF-`nD  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 6&S;Nrg9  
    Δi＝0.032％5％，允许 XL>c TM  
    ②      计算当量齿数 x'{L%c>L  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  _{)e\n  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 y5 $h  
    ③       初选齿宽系数 -tAdA2?G  
     按对称布置，由表查得＝1 D'F =v\P  
    ④       初选螺旋角 B\wH`5/KW  
    初定螺旋角 ＝14 )d!,,o  
    ⑤       载荷系数K //nR=Dy{  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 %<CahzYc6  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y 8Gzc3  
    查得: UM(tM9  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 acz8 H 0cS  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 UB }n=  
     .$y}}/{j?[  
    ⑦       重合度系数Y E% t_17,=j  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 &[f.;1+C  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ME7jF9d  
＝14.07609 1-r# v  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 &u( eu'Q3  
    ⑧       螺旋角系数Y IqJ7'X  
 轴向重合度 ＝1.675, laG@SV  
    Y＝1－＝0.82 BoE;,s>]NW  
     m_\w)  
    ⑨       计算大小齿轮的 EYtf>D  
 安全系数由表查得S＝1.25 Gkv<)}G  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 "5"6mw?  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 i\lur ET  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 `[p*qsp_  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   9>\P]:  
    小齿轮     大齿轮 "Kx2k>ym  
jFY6}WY)}7  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: &Ed7|k]H  
    K=0.86        K=0.93   swJ3_WhbdT  
DvCs 5  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 k #y4pF_  
      []= &4Q(>"iL4  
      []= {"$ Q'T  
       e>vV8a\  
       FtXd6)_S  
        大齿轮的数值大.选用. _-eF &D  
     ~G|un}g=  
⑵   设计计算 qq" &Bc>  
     计算模数 S=H<5*]g  
WPi^;c8  
0g}+%5]yg  
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: DG,CL8bv  
-\6nT'P  
z==24.57  取z=25 MG)wVS<d_  
V9[-# Ti  
那么z=5.96×25=149           8.FBgZh*  
  v-M3/*  
②   几何尺寸计算 eSo/1D  
    计算中心距     a===147.2 }_93}e  
将中心距圆整为110 _Mq0QQ42  
S`HshYlE q  
按圆整后的中心距修正螺旋角 mL/]an@Y  
$Y.Z>I;  
=arccos 2 g5Ft  
M\O6~UFq!  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. ,RIGV[u  
D-\WS^#  
计算大.小齿轮的分度圆直径 0f~7n*XH  
     8}9|hT;  
    d==42.4 v$c*3H.seM  
y57]q#k  
d==252.5 [5K& J-W  
e=K2]Y Q{  
计算齿轮宽度 4np,"^c  
e+jp03m\W  
B= "Y0:Y?Vz"  
kx,9n)  
圆整的       i(R&Q;{E^  
9l) .L L  
                                            大齿轮如上图： <YX)am'\y  
;AyE(|U+  
4a3Xz,[(a  
BzBij^h  
7.传动轴承和传动轴的设计 #U45H.Rz  
1,@-y#V_  
1.  传动轴承的设计 xxxM  
HDqPqrWm  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 Q79& Q04XN  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min Zwy8 SD'L  
T1=43.77kn．m [DrG;k?  
⑵.  求作用在齿轮上的力 "q@OM f  
    已知小齿轮的分度圆直径为 o=i)s2   
        d1=42.4 3C'`c=  
而  F= vlYDhjZk#  
     F= F |O0=Q,<m  
W+k`^A|@  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N {!5"Y(>X  
'Gwa[ |6i  
9F+i+(\,b  
K..L8#SC  
⑶.   初步确定轴的最小直径 DVCO( fz  
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 w?_y;&sbR  
1(!w xJ  
v&g(6~b_>  
             ! K? o H  
     从动轴的设计 P(?i>F7s  
       A*l(0`aWq  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， Ju5<wjQR\  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M lK;/97Ze  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 c%1 <O!c  
    已知大齿轮的分度圆直径为 'VA\dpa{J  
        d2=252.5 GE4d=;5  
而  F= |k5uVhN  
     F= F 'G1~\CT  
oXw}K((|  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N {l&6= z  
:x e/7-  
Bi?.w5  
y[7*^9J  
⑶.   初步确定轴的最小直径 `P;fD/I  
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 A#9@OWV5f  
hpJ[VKe  
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 O[+![[N2  
查表,选取 }W&hPC  
yjCY2T E  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 $<^4G  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 pQ0yZpN%;  
sW%U3,j  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 x Lht6%o*  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 |a@$KF$  
s=`1wkh0  
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(q^R  
) *:<3g!  
            D        B                轴承代号     i9}n\r0=c  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     zjd]65P  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     2!QS&i  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     :b+C<Bp64r  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     #5HJW[9  
iN%\wkx*N  
     T xRa&1  
hg7`jE&2  
     f:L%th  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 )fSQTbB;0  
    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, 9ls<Y  
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.     }vBk ,ED  
@Tmqw(n{  
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. "Yw-1h`fR  
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, k>#,1GbNZy  
高速齿轮轮毂长L=50,则 e"en ma\_  
{UT>> *C  
L=16+16+16+8+8=64 !Dp4uE:Pq  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. qe!`LeT#  
cad1eOT'  
5.    求轴上的载荷   V.J[Uwf  
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, * bmdY=#7  
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. R{S{N2+p(  
Q1V4bmM  
cw#p!mOi~  
Mj5=t:MI  
X~abn7_  
*%5#\ I  
*1iJa  
@;x|+@r  
==I:>+_ ^|  
     (PU0\bGA  
z<_{m 4I;  
传动轴总体设计结构图: 'LIJpk3J  
     `.nkC_d  
                             s9) @$3\  
Z QND^a:  
                             (主动轴) !$hrK6o  
:av6*&+  
0[}"b(O{  
        从动轴的载荷分析图: y]eH@:MJ;A  
Fs_V3i3|L  
6.     校核轴的强度 c:"*MM RC  
根据 lwPK^)|}  
== C)`ZI8  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 1g{`1[.QO  
查表15-1得[]=60MP T#?KY  
〈 []    此轴合理安全 &!J X  
uc~PKU?tO  
8、校核轴的疲劳强度. N8:?Z#z  
⑴.   判断危险截面 6d"dJV.\  
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. nab:y(]$/  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 4%2QF F @  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 )K>XLaG)  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 [~?LOH  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ON _uu]=  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 yyxGVfr  
截面上的弯曲应力 1eI >Yy>}  
yi%A*q~MT  
截面上的扭转应力 /ow/)\/}  
== F6Zl#eL  
轴的材料为45钢。调质处理。 :6PWU$z$7  
由课本得： y!GjC]/  
           YFOK%7K  
因             N!m-gymmF  
经插入后得 eSoOJ[&$  
2.0         =1.31 j#y_#  
轴性系数为 >[,Rt"[V  
       =0.85 2fTkHBhn&  
K=1+=1.82 z~+_sTu  
    K=1+（-1）=1.26 UZMo(rG.]{  
所以               EaFd1  
6'395x_ .\  
综合系数为：    K=2.8 qdm5dQ (c  
K=1.62 <M=U @  
碳钢的特性系数        取0.1 3G8BYP  
   取0.05 4JFi|oK0H  
安全系数 01 6l$K4  
S=25.13 h=YY> x  
S13.71 fGb(=l  
≥S=1.5    所以它是安全的 =1)yI>2e%}  
截面Ⅳ右侧 @no]*?Gpa  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 P1 =bbMk  
3lhXD_Y  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 }b2U o&][  
iyU@|^B"Wa  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 4z Af|Je  
%~J90a  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 FyJI@PZdI-  
截面上的弯曲应力   uDK`;o'F  
截面上的扭转应力 j[m\;3Sp  
==K= W"AWhi{h  
    K= 6Z ~>d;&9  
所以                 Y1+4ppZ  
综合系数为： m7z/@b[  
K=2.8    K=1.62 rw8O<No4.o  
碳钢的特性系数 t*zve,?}  
    取0.1       取0.05 gWqmK/.U.0  
安全系数 26>e0hBh&  
S=25.13 JM -Tp!C>  
S13.71 7!hL(k[  
≥S=1.5    所以它是安全的 -aLBj?N c[  
a+)Yk8%KY  
9.键的设计和计算 >pO[ S[  
Ud^+a H  
①选择键联接的类型和尺寸 (' /S~  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. {}N*e"<O  
根据    d=55    d=65 @jN!j*Y H  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 FoWE<  
                     b=20     h=12     =50 b:\I*WJ  
]o$Kh$~5  
②校和键联接的强度 MG[?C2KA/  
  查表6-2得      []=110MP d"Y9go"Z  
工作长度  36-16=20 M3K+;-n^  
    50-20=30 n7 4?W  
③键与轮毂键槽的接触高度 fC.-* r  
     K=0.5 h=5 K:z|1V  
    K=0.5 h=6 G~a;q+7v'$  
    由式（6-1）得： WTA0S}pT  
           ＜[] :IV4]`  
           ＜[] [WXtR  
    两者都合适 I|m fr{  
    取键标记为： Xp1xhb*^  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 RR{]^g51  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 i pjl[  
10、箱体结构的设计 .^I,C!O#  
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，  3Fo,F  
大端盖分机体采用配合. +Nv&Qu%  
Au#(guvm  
1.   机体有足够的刚度 D@^ r  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 .=3Sm%  
Ag }hyIl  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 YUfuS3sX}  
=R:3J"ly0  
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 7SoxsT)  
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 }EE  
9Vxsv*OR,  
3.   机体结构有良好的工艺性. ,8;;#XR3  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. !lm^(SSv  
g v&xC 6>  
4.   对附件设计 J^hj R%H  
A  视孔盖和窥视孔 .MhZ=sn  
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 fxI>FhU_  
B  油螺塞： {(o\G"\<XY  
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。 @NlnZfMu  
C  油标： ~d/Doi  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 SgAY/#  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. Os*,@N3t  
DvF`KHsy  
D  通气孔： mJc'oG-  
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. "%D+_Yb'X  
E  盖螺钉： Z7JI4"  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 MkC25  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. 7Nh6 `  
F  位销： vs{i2!^  
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. qdCa]n!d  
G  吊钩： .oO_x>  
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. A{: a kK  
WU Q2[)<  
减速器机体结构尺寸如下： 2etcSU(y>  
|bi"J;y  
名称    符号    计算公式    结果     w)&]k#r  
箱座壁厚                10     9TO  
箱盖壁厚                9     `dMOBYV  
箱盖凸缘厚度                12     .Ig`v  
箱座凸缘厚度                15     U.crRrN  
箱座底凸缘厚度                25     uWG'AmK_#E  
地脚螺钉直径                M24     tU!"CX  
地脚螺钉数目        查手册        6     xh#ef=Bw  
轴承旁联接螺栓直径                M12     -/~^S]  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     8|dl t$  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     wDem }uO  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     S!#7]wtbP  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     -[~{c]/c  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 |5F]y"Nb  
    22 U2ecvq[T  
    18     uCNQ.Nbf C  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 -J:](p  
    16     {p 9y{$  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     /6gqpzum4  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     g/lv>*+gS  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     \$VtwVQ,b  
机盖，机座肋厚                9    8.5     bNFX+GA/  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴）  |}QDC/  
150（3轴）     I:]s/r7  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） b&*^\hY9b  
150（3轴）     X z2IAiAs'  
     9gn_\!Mp  
11. 润滑密封设计 lk}R#n$  
^gw_Up<e6  
    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. < hZA$.W3  
    油的深度为H+ hs2f3;)  
         H=30  =34 @xtcjB9  
所以H+=30+34=64 2(5wFc  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 5;>M&qmN  
     VMad ]bEf  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接  n1y#gC  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     za<Ja=f9X  
    密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 2~2  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 A}~hc&J  
     ZA1?'  
12.联轴器设计 >`5iq.v  
Z:,HB]&;9  
1.类型选择. ;#EB0TK  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 }}cVPB7   
2.载荷计算. 9V.)=*0hp  
公称转矩：T=95509550333.5 HpDU:m  
查课本,选取 ^-~.L: }q  
所以转矩   @K4} cP  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 MZn7gT0  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm qnrf%rS  
_<pG}fmR  
四、设计小结 }C2I9Cl  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 ]o6yU#zn~e  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 u<!!%C~+=  
五、参考资料目录 vFL3eu#  
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； E0ud<'3<  
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； ItYG9a  
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； 9w11kut-!  
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； @]H&(bw  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 :&6QKTX  
[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版； .{5)$w>  
[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？ 1_7x'5GdA  
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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