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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 :&#hjeltt  
                 n|yl3v  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         y%v<Cp@R  
                 "7l p|0I  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） {ZY^tTsY  
`m`jX|`  
目   录 rm1R^ n  
      A5F< <  
一    课程设计书                            2 f(|qE(  
/^P^K  
二    设计要求                              2 }8fxCW*|  
FOM~Uj  
三    设计步骤                              2 aVO5zR./)  
     ](x4q  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 <@A/`3_O)  
    2. 电动机的选择                                4 G0^23j  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 <E&1HeP  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 %R7Q`!@8  
    5. 设计V带和带轮                              6 43A6B  
    6. 齿轮的设计                                  8 c zL[W2l   
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 DN&ZRA  
    8. 键联接设计                                  26 RR75ke[Hs  
    9. 箱体结构的设计                              27 &!N5}N&  
    10.润滑密封设计                                30 ;6e#W!  
    11.联轴器设计                                  30 bqsb (C  
     vD[@cm  
四    设计小结                              31 Ys+Dw-  
五    参考资料                              32 q4xB`G  
{5#P1jlT  
一. 课程设计书 \-#~)LB]M  
设计课题: n&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 n AoGG0$5  
表一: rf@/<Wu  
         题号 )>\J~{  
J= ia  
参数    1     Hm-+1Wx  
运输带工作拉力（kN）    1.5     Q2Yv8q_}Uq  
运输带工作速度（m/s）    1.1     "SNsOf  
卷筒直径（mm）    200     $P866F  
N`8!h:yL  
二. 设计要求 GH7{_@pv8  
1.减速器装配图一张(A1)。 {l0;G) -  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 nxsQDw\hy  
3.设计说明书一份。 j<szQ%tJlI  
bhOyx  
三. 设计步骤 _ZzN}!Mye  
    1.  传动装置总体设计方案 k {s#wJA  
    2.  电动机的选择 bsuUl*l)  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 PUltn}M  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 (|' w$  
    5.  “V”带轮的材料和结构 q&<#)#+  
    6.  齿轮的设计 "f!*%SR: 1  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 "<v_fF<Y  
    8、校核轴的疲劳强度 HAf.LdnzS  
    9.  键联接设计 0Y)b319B  
    10.  箱体结构设计 1.p?P] .  
    11. 润滑密封设计 umcbIi('  
    12. 联轴器设计 ,^26.p$  
     {;n?c$r  
1.传动装置总体设计方案: 7@fd[  
,RCjfX a  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 Kp ~k!6x  
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， nKu`Ta*fX  
要求轴有较大的刚度。 R>/M>*C  
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。 }ebw1G  
其传动方案如下： $C9<{zX   
        K[~Wj8W0  
图一:(传动装置总体设计图) r;|Bc$P  
XhWMvme  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 ^nbze  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 Jgtv ia  
     传动装置的总效率 {)4Vv`n  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； q E$ .a[  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， Ef%8+_  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， p\+#`] Q7}  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 O3bK>9<K  
2*K0~ b`  
  2.电动机的选择 _\@i&3hkx  
6Wc eDY  
    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， *n}9_V%  
    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， B|:{.U@ne  
    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。 y^;qT_)#  
     =!#D UfQf  
    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，  o<Y|N   
     ;2L=WR%  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 Ic#+*W\ZW  
     _j%Rm:m;<  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 .8b 4  
                                                  *9PS2*n  
jvu,W4  
方案    电动机型号    额定功率 V9Au\  
P }{K)5k@  
kw    电动机转速 OQ+?nB  
    电动机重量 $ZcmE<7k  
N    参考价格 }Q\yem  
元    传动装置的传动比     PDD` eK}Fj  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     CvbY2_>Nh  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     /jj!DO#  
  oC4rL\d{  
   中心高 N..9N$+(  
        外型尺寸 zN2sipJS8  
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     f1=8I_>=  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     #:s'&.6  
Rx`0VQ  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 F6%rH$aS  
< "~k8:=4  
（1）       总传动比 i3e|j(Gs4  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 SCGQo.~,  
    （2）       分配传动装置传动比 <}4|R_xY#  
    ＝× QtN0|q{af  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 V 8n}"  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 gvcT_'  
4.计算传动装置的运动和动力参数 lPFMNRt~8  
（1）　各轴转速  K[?wP>s  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min kY_UY~E  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min YmF`7W  
（2）　各轴输入功率 E+~~d6nB  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW r5s*"z  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW BwEL\*$g  
    则各轴的输出功率：   brTB /(E  
＝×0.98=2.989kW <78> 6u/W%  
＝×0.98=2.929kW IgFz[)  
各轴输入转矩 ;nh7Elk  
   =××  N·m V KR6i  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· OmoY] 8N}  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m NEGpf[$  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 7s.sbP~  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m c!841~p(Q  
＝×0.98=242.86N·m )L#I#%  
运动和动力参数结果如下表 8=2)I.   
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     @l;f';+  
    输入    输出    输入    输出         w^ DAu1  
电动机轴        3.03        20.23    1440     }'@*Olj  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     [6/ %ynlP  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     =3( ZUV X  
;c;;cJc!  
5、“V”带轮的材料和结构 P, >#  
  确定V带的截型 Xt7uCs  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 |20p#]0E+  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 |J6CH87>  
      V带截型      由图6-13                        B型 99ZQlX  
   G7),!Qol  
  确定V带轮的直径 #MBYa&Tw7  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm yXEC@#?|  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s #K4wO!d  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm ,>~9 2  
   SgY>$gP9S  
  确定中心距及V带基准长度 i^gzl_!  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 ]0O pd9  
                          360<a<1030 ZM)a4h,kcm  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm H7\EvIM=  
     R_H di~ k  
  初定V带基准长度 `Y(/G"]  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm N*$Q(K  
       tZ6KU11O  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm a2g15;kM  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm )P,jpE8  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ~5JXY5 *o  
   N:d" {k  
   确定V带的根数 QzV:^!0J  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw Z&21gN  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 k|g~xmI;  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 dwmj*+  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 7d9%L}+q  
         p oNQ<ijK  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 ikofJl]9  
                             g.,IQ4o  
                       取Z=2 -ff*,b$Q/  
V带齿轮各设计参数附表 X"[c[YT!%[  
un..UU4  
各传动比 eR;cl$  
hsVWD,w  
    V带        齿轮     G8<,\mg+  
    2.3        5.96     T"dEa-O  
  ft$/-;  
2. 各轴转速n !rwv~9I  
    (r/min)        (r/min)     cQN}z Ke  
    626.09        105.05     cl{;%4$9  
ya|7hz{  
3. 各轴输入功率 P q,+d\-+  
    （kw）        （kw）     y&SueU=  
    2.93       2.71     *xt3mv/<z  
y=q\1~]Z  
4. 各轴输入转矩 T 1'}~;?_  
    (kN·m)        (kN·m)      G#K=n  
43.77        242.86     QZzi4[-as  
F7L+bv   
5. 带轮主要参数 i"zWv@1z  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         6R#f 8  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     /(XtNtO*  
带的根数z     ZG<<6y*.  
    160        368        708        2232        B        2     )Ibp%'H  
NbfV6$jo  
6.齿轮的设计 3;#v$F8R  
,AWN *OS  
（一）齿轮传动的设计计算 {6A3?q  
dRt]9gIsx  
齿轮材料，热处理及精度 n Hy|  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 Xgc@cwd  
    （1）       齿轮材料及热处理 >Ei_##  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 q]<cn2  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 bf::bV?T  
      ② 齿轮精度 rT5dv3^MW!  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 g)2}`}  
     |WlWZ8]  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 hesL$Z [  
按齿面接触强度设计 fnwtD *``  
BEN=/ v  
确定各参数的值: BPe5c :z  
①试选=1.6 L)J0T Sh  
选取区域系数 Z=2.433   g/'MECB  
     Bo_Ivhe[m  
    则 _KC()OIeC  
    ②计算应力值环数 (*BQd1Z  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） 05.^MU?^U  
    =1.4425×10h wjQu3 ,Cj  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) WFULQQ*  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 Mb uD8B  
    ④齿轮的疲劳强度极限 6:#zlKYJ  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: mKQ !@$*  
    []==0.93×550=511.5 +P81&CaY  
!A,]  
    []==0.96×450=432         Z$~Wr3/  
许用接触应力   JZ]4?_l  
         J9zSBsp_  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   O| ) [j@7  
         =1 seB ^o}  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 ab: yH ')  
    =4.47×10N.m 6ix8P;;}#  
    3.设计计算 u4, p.mZtb  
①小齿轮的分度圆直径d f3[gA Y  
     D:/^TEib  
    =46.42 ZM`6z S!  
    ②计算圆周速度 bO8g#rO  
    1.52 LaG./+IP  
    ③计算齿宽b和模数 C%9;~S  
计算齿宽b %l( qyH)*  
       b==46.42mm -O:+?gG  
计算摸数m 2I* 7?`  
  初选螺旋角=14 d @<(Z7|  
    = =rMT1  
    ④计算齿宽与高之比 67wY_\m9I  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 FO&U{(Q  
=46.42/4.5 =10.32 ?4P*,c  
⑤计算纵向重合度 {m.l{<H  
=0.318=1.903 vT#zc)j  
⑥计算载荷系数K !ZJ" lm  
使用系数=1 :GBWQXb G  
根据,7级精度, 查课本得 %O#)=M~  
动载系数K=1.07, vd6Y'Zk|F6  
查课本K的计算公式: M,7A|?O  
K= +0.23×10×b 6sJN@dFA  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33  yl0&|Ub  
查课本得: K=1.35 y0k*iS e  
查课本得: K==1.2 CkKr@.dV  
故载荷系数: tpwMy:<Ex  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 *NHBwXg+  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 S='AA_jnw  
    d=d=50.64 q\cH+n)C  
    ⑧计算模数 w7 @fiH{  
    = ms@*JCL!t  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 .$pW?C 3e  
    由弯曲强度的设计公式 ) jv]Oz  
    ≥ RB`Emp&T  
`z=U-v'H)D  
⑴   确定公式内各计算数值 sEP-jEuwG  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m [DpGL/Y.  
         确定齿数z YBqu7&  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 r9McCebIW  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 QV,X> !Nz  
    Δi＝0.032％5％，允许 kv{uf$X*ve  
    ②      计算当量齿数 YNyaz\L  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  &MKG#Y}  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 ACm9H9:Vd  
    ③       初选齿宽系数 /n;Ll](ri  
     按对称布置，由表查得＝1 KJ M :-z@  
    ④       初选螺旋角 F67%xz0  
    初定螺旋角 ＝14 ErIAS6HS'  
    ⑤       载荷系数K g`I`q3EF)  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 mN Hd  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y " uf*?m3  
    查得: bL soKe  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 HI)MBrj;r  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 d$Y3 a^O|  
     A(zF[\{]  
    ⑦       重合度系数Y `B'*ln'r5  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 K(@QKRZ7[  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 D1]%2:  
＝14.07609 Z^5j.d{e$  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 s3@sX_2  
    ⑧       螺旋角系数Y C%_^0#8-0  
 轴向重合度 ＝1.675, RP 'VEJ   
    Y＝1－＝0.82 3 r4QB  
     *W aL}i(P1  
    ⑨       计算大小齿轮的 e&%m[:W:<  
 安全系数由表查得S＝1.25 {uH 4j4)2  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 E`s9SE  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 b Lag&c)  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 &U q++f6  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   hd{Vz{;W  
    小齿轮     大齿轮 7yp7`|,p  
B^g+_;  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: _%^t[4)q  
    K=0.86        K=0.93   $Lg% CY  
D lz||==  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 oz $T.  
      []= Xb +)@Y4h  
      []= *: )hoHp&  
       b*$/(2"m  
       (}E-+:vFU  
        大齿轮的数值大.选用. at7|r\`?-  
     0w^\sf%s  
⑵   设计计算 j$r.&,m  
     计算模数 kw)@[1U  
L$zI_ z  
[)UF@Sq4+Q  
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: gNk x]bm  
0=Jf93D5  
z==24.57  取z=25 ^ei[#I  
"j|}-a  
那么z=5.96×25=149           nsR^TD;  
  lOp/kGmn+  
②   几何尺寸计算 2}`Q9?  
    计算中心距     a===147.2 N_S>%Z+  
将中心距圆整为110 o %#Z  
!g:UkU\J  
按圆整后的中心距修正螺旋角 DDxNqVVt4  
,Nl]rmI  
=arccos 2{naSiaq  
5MY+O\  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. A6w/X`([O  
!M:m(6E1  
计算大.小齿轮的分度圆直径 B@!a@0,,_  
     _i [.5  
    d==42.4 $s2Ty1  
i(.c<e{v~  
d==252.5 `K[:<p}  
/Z<"6g?  
计算齿轮宽度 JtYc'%OF  
b:fy  
B= p '{ `Uvr  
%8iA0t+  
圆整的       -,j J{Y~  
-eAo3  
                                            大齿轮如上图： }D.?O,ue  
=y>P>&sI  
(?-5p;  
-k\7k2  
7.传动轴承和传动轴的设计 ll;#4~iA  
20gPx;  
1.  传动轴承的设计 'R6D+Vk/  
=DTn9}u  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 ;cZ9C 1  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min 'qLk"   
T1=43.77kn．m V M[9!:  
⑵.  求作用在齿轮上的力 JA7HO |  
    已知小齿轮的分度圆直径为 9[5NnRv$P  
        d1=42.4 R =HN>(U  
而  F= G[u_Uu=>  
     F= F z.23i^Q  
GV)#>PL  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N [:$j<}UmB  
:0ND0A{K:  
:j$K.3n  
!7J;h{3Uw  
⑶.   初步确定轴的最小直径 SqY;2:  
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 k1 >%wR  
&:L8; m  
sBp|Lo  
             "%ag^v9  
     从动轴的设计 *sf9(%j  
       lj%8(Xu  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， D+rDgrv  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ]>E9v&X0  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 [$?S9)Xd  
    已知大齿轮的分度圆直径为 'xZxX3  
        d2=252.5 `u:U{m  
而  F= 0<{/T*AU:  
     F= F EH3jzE3N  
f4s[R0l  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N x[nv+n ,  
aGp <%d  
8s8q`_.)(  
3f's>+,#%  
⑶.   初步确定轴的最小直径 F~a5yW:R=)  
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 Fhn883  
vJ GxD\h  
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 i#lvt#2J0  
查表,选取 [gzU / :  
<t]c'  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 3~I<f ^K4  
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 DWJ%r"aN  
\, n'D  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 $';'MoS  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 G+[>or}  
O,qR$#l   
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. toTAWT D  
4)2*|w  
            D        B                轴承代号     %9mB4Fc6b)  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     0x^$q? \A  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     d;lp^K M  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     &%u,b~cL?  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     nq/xD;q  
+6<MK;  
     pI(FUoP^  
>4M_jC.  
     2l5@gDk5  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 0 {{7"  
    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, Cy6[p  
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.     BqZLqGO Ku  
.E;6Xx_+r  
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. qx0o,oZN!  
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, cIM5;"gLP  
高速齿轮轮毂长L=50,则 (-dJ0!  
:Yz.Bfli  
L=16+16+16+8+8=64 A9l^S|r  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. "r"]NyM  
3pDZ}{ZZU  
5.    求轴上的载荷   aqzvT5*8%  
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, k})9(Sy~  
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. 3}twWnQZJ  
?U-p jjM  
g1zqh,  
7KM!\"PM  
2~J|x+  
H8\{ GGg  
$ @1&G~x  
y Fp1@*ef  
v?LJ_>hw*T  
     {{EQM +  
a}>GQu*y  
传动轴总体设计结构图: 9oq(5BG,  
     C i*TX  
                             GtGToI  
aO<d`DTyJ  
                             (主动轴)  &R^mpV5  
,JZ@qmQ,  
> %Y#(_~a  
        从动轴的载荷分析图: n,HWVo>([  
T >-F~?7Sv  
6.     校核轴的强度 =~EQ3uX  
根据 A(s/Nz>  
== T2(+HI2  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 Sr+1.77}  
查表15-1得[]=60MP "V:UQ<a\  
〈 []    此轴合理安全 n--`zx-['  
>XZq=q]E!  
8、校核轴的疲劳强度. Xif`gb6`  
⑴.   判断危险截面 qob!!A14p  
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. _%L3?PpF"  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 3=K-+dhk|t  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 0>?mF]M  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 (6A{6_p  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 <s{/ka3  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 rU~"A  
截面上的弯曲应力 CNN?8/u!@  
oNh .Zgg  
截面上的扭转应力 ]D]K_`!K  
== vcSS+  
轴的材料为45钢。调质处理。 .ZJh-cd  
由课本得：  OB^  
           b QeYFY#^  
因             s3knh&'zb  
经插入后得 3&*%>)  
2.0         =1.31 .s9Iymz  
轴性系数为 pucHB<R@bL  
       =0.85 dW5z0VuB$/  
K=1+=1.82 23fAc"@ B  
    K=1+（-1）=1.26 D2mB4  
所以               e,4G:V'NX  
o. _^  
综合系数为：    K=2.8 g!QumRF  
K=1.62 tw(2V$J  
碳钢的特性系数        取0.1 7xcYM  
   取0.05 tsa6: D  
安全系数 jGWLYI=V2  
S=25.13 =0-qBodbl  
S13.71 *w6N&  
≥S=1.5    所以它是安全的 ZN1p>+oY!  
截面Ⅳ右侧 V cL  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 ?=G H{ %E  
g-s@m}[T  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 (Zn\S*_@/  
lu}[XN  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 I"!{HnSG`  
GhT7:_r~  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295  \X`P W  
截面上的弯曲应力   6]3 ZUH;  
截面上的扭转应力 yUG5'<lX  
==K= kr/h^e  
    K= e{O5y8,  
所以                 |q>Mw-=  
综合系数为： u rOGOa$  
K=2.8    K=1.62 @W,Y_8:  
碳钢的特性系数 r/v&tU  
    取0.1       取0.05 !L _ SHlU  
安全系数 Y^G3<.B  
S=25.13 5zGj,y>u  
S13.71 LNb![Rq  
≥S=1.5    所以它是安全的 *LVM}| f  
3{z|301<m  
9.键的设计和计算 0_EF7`T  
..:V3]-D  
①选择键联接的类型和尺寸 :&%;s*-9  
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. 9|`@czw  
根据    d=55    d=65 (D{}1sZBQ  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 O /&%`&2  
                     b=20     h=12     =50 lN'/Z&62  
jJvNN -^  
②校和键联接的强度 |gz ,Ip{  
  查表6-2得      []=110MP X A|`wAGP  
工作长度  36-16=20 E0Djo'64  
    50-20=30 12a #]E  
③键与轮毂键槽的接触高度 abnd U,s  
     K=0.5 h=5 !;gke,fB  
    K=0.5 h=6 *PEuaRDN  
    由式（6-1）得： %np#Bv-L  
           ＜[] ar|[D7Xrq\  
           ＜[] \7/_+)0}'  
    两者都合适 ~'MWtDe:Z8  
    取键标记为： bEKLameKv  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 zTB9GrU  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 E'8Bw7Tz  
10、箱体结构的设计 q1Sm#_7  
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， +a-@ !J~:  
大端盖分机体采用配合. Z L</  
m-RY{DO+  
1.   机体有足够的刚度 ea0tx3'  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 B6\VxSX4{  
H\mVK!](D  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 =fG8YZ(  
<h=M Rw,l  
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 JZzf,G:  
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 c5e\ckqm^  
3L?a4,Q"k}  
3.   机体结构有良好的工艺性. VWy:U#;+8  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 9 Zm<1Fw  
2hJ3m+N^  
4.   对附件设计 =7fh1XnW  
A  视孔盖和窥视孔 v s|6w w  
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 #\BI-zt  
B  油螺塞： k+$4?/A  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 G3+a+=e  
C  油标： ;|QR-m2/  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 \STvBI?  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. v6?\65w,|  
7RE6y(V1  
D  通气孔： xm5FQ) T  
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. /'6[*]IZP  
E  盖螺钉： ~@b}=+n  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 YBIe'(p  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. gsWlTI  
F  位销： 3b@1Zahz  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. #0^3Wm`X;  
G  吊钩： >5Oy^u6Ly  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. "!6~*!]c  
G!Oq>7  
减速器机体结构尺寸如下： AdOAh y2H  
H)T# R?  
名称    符号    计算公式    结果     BC{J3<0bf@  
箱座壁厚                10     C$G88hesn  
箱盖壁厚                9     -!G#")<  
箱盖凸缘厚度                12     `OReSg 2  
箱座凸缘厚度                15     h$ iyclX  
箱座底凸缘厚度                25     W?J*9XQ`  
地脚螺钉直径                M24     e=;@L3f  
地脚螺钉数目        查手册        6     rbun5&RCyW  
轴承旁联接螺栓直径                M12     x ETVt q  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     N|d.!Q;V.y  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     Po!JgcJ#\  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     _AHB|P I  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     Y_3YO 2K]  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 +Y9D!=_lj  
    22 bA^: p3  
    18     1fhK{9#  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 'A(-MTd%  
    16     m\Fb ,  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     X:-bAu}D  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     ^=Tu>{uD  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     bc=u1=~w  
机盖，机座肋厚                9    8.5     ySK Yqt z  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） 7U )qC}(  
150（3轴）     p9}c6{Wp  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） .'{6u;8  
150（3轴）     dms:i)L2  
     y#Za|nt  
11. 润滑密封设计 ($ B ]9*  
6dR-HhF  
    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. JvWs/AG1  
    油的深度为H+ Ysc|kxLb  
         H=30  =34 M3;v3 }z<-  
所以H+=30+34=64 M= q~EMH  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 bb0McEQy  
     (T#(A4:6S  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 0e:QuV2X  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     {p*hNi)0  
    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 yZ~eLWz  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 5nM9!A\D  
     ':2*+  
12.联轴器设计 pT;-1c%:  
o`T<}z26  
1.类型选择. GKsL~;8"  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 )av'u.]%c  
2.载荷计算. 0jJ28.kOp  
公称转矩：T=95509550333.5 -}qGb}F8!  
查课本,选取 N7HbOLpM  
所以转矩   L[D/#0qp  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 CMxjX  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm X6N]gD  
$L&9x3+?Kg  
四、设计小结 Dss/>! mN  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 >gZk 581/  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 lF}$`6  
五、参考资料目录 o +QzQ+ Z  
[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； Xm^h5jAr  
[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； $6&GAJe  
[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； !Nxn[^[?.  
[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； k"^t?\Q%vI  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 \`Ph=lJO  
[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； j#nO6\&o  
[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？ bDh:!M  
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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