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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 `QyALcO   
                 ~%!U,)-  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         r+W 8m?oi  
                 9 %.<V_$  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） V n!az}  
l4BO@   
目   录 piM11W}|/  
      pmpn^ZR  
一    课程设计书                            2 vM>`CZ  
pl^"1Z=*  
二    设计要求                              2 odT7Gq  
k`J..f9  
三    设计步骤                              2 }rAN2D]"}  
     Xe^=(| M  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 X-) ]lAP  
    2. 电动机的选择                                4 D 5wR?O  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 $8yGY  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 r7BH{>-  
    5. 设计V带和带轮                              6 d}B_ll#j-  
    6. 齿轮的设计                                  8 YPJx/@Z`  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 $}"Wta  
    8. 键联接设计                                  26 GyXs{*  
    9. 箱体结构的设计                              27 FSZoT!  
    10.润滑密封设计                                30 c+K=pp@  
    11.联轴器设计                                  30 v>cE59('0  
     ';T5[l,  
四    设计小结                              31 Dqcu$ V]  
五    参考资料                              32 E1 gTrMo  
~9'4w-Sy  
一. 课程设计书 3[O =2  
设计课题: #WmAkzvq  
    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(/<qv  
表一: $Aoqtz d\  
         题号 4JQ`&:?r  
tVh4v#@+  
参数    1     .AI'L|FQ%c  
运输带工作拉力（kN）    1.5     H5MAN,`  
运输带工作速度（m/s）    1.1     2bG4 ,M  
卷筒直径（mm）    200     oZcwbo8  
<|.! Px86  
二. 设计要求 lNeF>zz  
1.减速器装配图一张(A1)。 nXaX=  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 FveK|-  
3.设计说明书一份。 qy(/   
F3|pS:  
三. 设计步骤 Vwg|?sG_  
    1.  传动装置总体设计方案 >(4S `}K  
    2.  电动机的选择 l7y`$8Co  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 Y52xrIvl\  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 2_~XjwKE  
    5.  “V”带轮的材料和结构  KGwL09)  
    6.  齿轮的设计 tnbs]6  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 |a:VpM  
    8、校核轴的疲劳强度 ^* v{t?u  
    9.  键联接设计 '# 2J?f'  
    10.  箱体结构设计 v5ddb)  
    11. 润滑密封设计 QN8Hz/}\  
    12. 联轴器设计 naCI55Wx  
     G9":z|  
1.传动装置总体设计方案: s31_3?Vdf,  
hg/&[/eodm  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 9NXiCP9A  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， (mr` ?LI}  
要求轴有较大的刚度。 l'8TA~  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 s-S"\zX\D  
其传动方案如下： /1 %0A  
        CKw)J}z  
图一:(传动装置总体设计图) _rh.z_a7w  
##ea-"m8  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 /4BXF4ksi,  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 ^G<M+RF2J  
     传动装置的总效率 #{cpG2Rs  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； O*CX@Ne  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， {!bJ.O l  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， {NqGWkGt*b  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 [zd-=.:+M[  
3YF]o9  
  2.电动机的选择 S.>9tV2Ca  
6_><W"r:]  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， )%c)-c  
    经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6， =W^L8!BE'  
    则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。 )O(Gw-jWE  
     f TtMmz  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， +34jot.!  
     @(?d0xCg  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 1k({(\>qq  
     /Loe y   
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 2xj`cFT  
                                                  p5BcDYOw`  
_( Cp   
方案    电动机型号    额定功率 Db:WAjU  
P \~1+T  
kw    电动机转速 bv];Gk*Z-  
    电动机重量 W5g!`f  
N    参考价格 oABPGyv  
元    传动装置的传动比     ^: j:;\;  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     :HQ/vVw'"9  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     C(+BrIS*  
   e n":  
   中心高 9?6$ 2I  
        外型尺寸 OaWq8MIZ-  
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     s``L?9  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     IGQ8-#=  
F9hWB17u  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 w;_=$L'H&G  
=? aB@&  
（1）       总传动比 o`0H(\en  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 w!M ^p&T7  
    （2）       分配传动装置传动比 -6>rR{z  
    ＝× xb>+~59:  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 N`MQHQ1  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 J6P Tkm}^  
4.计算传动装置的运动和动力参数 Ca|;8ggf  
（1）　各轴转速 s:H1v&t,<  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min )YnN9"8  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min WKML#U]5T  
（2）　各轴输入功率 cxdM!L; `  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW 1jVcL)szU  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW Op~+yMef  
    则各轴的输出功率：   `6su_8Hno  
＝×0.98=2.989kW 2Mp;/b!  
＝×0.98=2.929kW mD3#$E!A1  
各轴输入转矩 LPF?\mf ^4  
   =××  N·m rK wkj)  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· WH*&MIjAr/  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 2T5ZbXc+x  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 9m4|1)  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m !}?]&[N=  
＝×0.98=242.86N·m uI/ A_  
运动和动力参数结果如下表 X.qKG0i  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     4G ?k31,k  
    输入    输出    输入    输出         f 5Oh#  
电动机轴        3.03        20.23    1440     &baY[[N  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     g= 8e.Y*Fr  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     KivzgNz  
Ns(F%zkm  
5、“V”带轮的材料和结构 $-73}[UA 4  
  确定V带的截型 g;T`~  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 9"TPDU7"  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 hrK^oa_[W  
      V带截型      由图6-13                        B型 C.O-iBVe#  
   Vv]mME@  
  确定V带轮的直径 |n;7fqK  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm Re_.<_$  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s SbY i|V,H  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm !v=ha%w{  
   aoN[mV '  
  确定中心距及V带基准长度 e6Y0G,K  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 t*#T~3p  
                          360<a<1030 T=vI'"w  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm I]58;|J  
     FU zY&@Y  
  初定V带基准长度 "- AiC6u  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm hE${eJQ| U  
       \Uiw: ,  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm $1YnQgpT  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm XQ>m8K?\d  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 *&s_u)b  
   a9%# J^ !  
   确定V带的根数 umk[\}Ip+P  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw \oyr[so(i  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 y$rp1||lH  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 c{[WOrA~#  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 3 }XS| Y  
         *"wsMO  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 WD<M U ]  
                             C'Q} Z_  
                       取Z=2 xQ4Q'9  
V带齿轮各设计参数附表 6Y=)12T  
Q =Z-vTD+  
各传动比 <?+ \\Z!7  
B^Vb=* QRo  
    V带        齿轮     _:J! |'  
    2.3        5.96     Dcq^C LPY  
  9496ayi  
2. 各轴转速n h1xYQF_`Z  
    (r/min)        (r/min)     TeHR,GB  
    626.09        105.05     :0/I2:  
!U@[lBW  
3. 各轴输入功率 P sNWj+T  
    （kw）        （kw）     WE\V<MGS/  
    2.93       2.71     +NQw ^!0qy  
rR xqV?>n!  
4. 各轴输入转矩 T b@Fa| >"_  
    (kN·m)        (kN·m)     B|tP3<  
43.77        242.86     ral0@\T  
k7?(I U  
5. 带轮主要参数 :EZTJu  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         rc"yEI-``"  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号      5bk5EE`  
带的根数z     O3S_P]{*ny  
    160        368        708        2232        B        2     ."${.BPn~  
@l 1 piz8  
6.齿轮的设计 Y%2<}3P  
krgsmDi7  
（一）齿轮传动的设计计算 vb# d%1b5  
=KkHck33  
齿轮材料，热处理及精度 Jf 2  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 F[LBQI`zq  
    （1）       齿轮材料及热处理 CZ|R-ky6p  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 p\Jz<dkN1  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 mDtD7FzJ  
      ② 齿轮精度 R ~#\gMs  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 R4{2+q=0  
     e(cctC|l  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 %A04'dj`zQ  
按齿面接触强度设计 cJ&%XN  
{A{=RPL  
确定各参数的值: [E+#+-n7  
①试选=1.6 ? r^+-  
选取区域系数 Z=2.433   MbYAK-l.h  
     =F6J%$  
    则 -[Q%Vv!8  
    ②计算应力值环数 |iJ37QIM  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） ~b*f2UVs  
    =1.4425×10h W,:*`  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) F]x o*  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 mV6\gR[h  
    ④齿轮的疲劳强度极限 88G Q  F  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: T0i_X(_  
    []==0.93×550=511.5 0Db#W6*^  
lj(}{O  
    []==0.96×450=432         :`25@<*u  
许用接触应力   G}d@^9FkE  
         bmFnsqo  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   lIz"mk  
         =1 |,|b~>  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 zGF_ c9X  
    =4.47×10N.m <rNCb;  
    3.设计计算 ?Jio9Zr  
①小齿轮的分度圆直径d [;%qxAB/_  
     #)z_TM07P  
    =46.42 "*a^_tsT?i  
    ②计算圆周速度 <GT&q <4w  
    1.52 ZBi|B D  
    ③计算齿宽b和模数 hT]\*},  
计算齿宽b %&0_0BU  
       b==46.42mm g^/  
计算摸数m +Ccj @#M;  
  初选螺旋角=14 P >HEV a  
    = <J!#k@LY]7  
    ④计算齿宽与高之比 L> > %  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ?*){%eE  
=46.42/4.5 =10.32 =y.?=`"  
⑤计算纵向重合度 hKj"Lb9 ]  
=0.318=1.903  `C9/=  
⑥计算载荷系数K PQDW Y  
使用系数=1 4*&_h g)h  
根据,7级精度, 查课本得 }j;*7x8(  
动载系数K=1.07, $n.oY5=\  
查课本K的计算公式: RX3P %xZ  
K= +0.23×10×b gZ8n[zxf6  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 =J:6p-\*  
查课本得: K=1.35 bS[;d5  
查课本得: K==1.2  E|P  
故载荷系数: 3=SIIMp7=  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 bxLeQWr6  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径  74i  
    d=d=50.64 l.NV]up +  
    ⑧计算模数 b=(?\  
    = ~\<aj(m(|  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 VPBlU  
    由弯曲强度的设计公式 9x$Kb7'F  
    ≥ 8K$q6V%#  
_\uyS',  
⑴   确定公式内各计算数值 v0v%+F#>@  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m I*hCIy#;  
         确定齿数z I@ "%iYL  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 K)"lq5nM  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 tn>z%6;&Z  
    Δi＝0.032％5％，允许 f}qR'ognUu  
    ②      计算当量齿数 K)=<hL  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  h' #C$i  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 %\<SSp^n  
    ③       初选齿宽系数 4AA3D!$  
     按对称布置，由表查得＝1 &Cv0oi&B  
    ④       初选螺旋角 rRgP/E#_  
    初定螺旋角 ＝14 [ed6n@/O@  
    ⑤       载荷系数K pH!e<m  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 0@cc XF E  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y *>"k/XUn$  
    查得: MhT.Zg\  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 St 4YNS.|  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 nZ7FG  
     8y:c3jzP_  
    ⑦       重合度系数Y Ut|G.%1Vd%  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 $=) i{kGS@  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 o$ disJ  
＝14.07609 TX/Ng+v S  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 fZ8at  
    ⑧       螺旋角系数Y ^6c=[N$aW  
 轴向重合度 ＝1.675, V) Oj6nD]  
    Y＝1－＝0.82 v uP.V#  
     ZoFQJJK56B  
    ⑨       计算大小齿轮的 ~Q4 emgBD  
 安全系数由表查得S＝1.25 1"7Rs}l7  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 B}Lz#'5_  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 6h8fzqRzc  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 e;_ cC7  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   B{`4"uEb$G  
    小齿轮     大齿轮 @!;EW R]  
X"'c2gaa_  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: 8~q%H1[I\N  
    K=0.86        K=0.93   0qND2_  
X }UR\8g  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4  +=Xgi$  
      []= WcE{1&PXx  
      []= ctqXzM `  
       ~QVN^8WPg  
       WrzyBG_  
        大齿轮的数值大.选用. yDk|ad|  
     /<J&ZoeJB  
⑵   设计计算 MGoYL \  
     计算模数 1#o>< ?  
$]H^?  
aVI%FycYo  
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: #:C?:RMS  
R[ 'k&jyi  
z==24.57  取z=25  3)5Gzn  
X}!r4<;(  
那么z=5.96×25=149           z@\r V@W5  
  N9lCbtn(0x  
②   几何尺寸计算 '%k<? *  
    计算中心距     a===147.2 Zjo8/  
将中心距圆整为110 f(Hh(  
EqY e.dF,  
按圆整后的中心距修正螺旋角 }digw(  
&PfCY{_  
=arccos A>SXc%K  
o\Ocu>:  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. lP9XqQ(  
z% ln}  
计算大.小齿轮的分度圆直径 3M/iuu  
     u!iBAr5  
    d==42.4 J?Y1G<&  
?52{s"N0>  
d==252.5 8(GH.)I+0  
hJ)>BeH0  
计算齿轮宽度 jQrj3b.NC3  
%TO=]>q  
B= :j sa.X  
%]~XbO  
圆整的       kPh;SCr{  
a,B2;4"  
                                            大齿轮如上图： '/Y D$*,  
/U|>  
;B8 #Nf  
=N _7DT  
7.传动轴承和传动轴的设计 dMcCSwYh  
sn|q EH  
1.  传动轴承的设计 gH{X?  
Cfizh@<  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 RC[b+J,q  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min t#kPEiD  
T1=43.77kn．m $~#N1   
⑵.  求作用在齿轮上的力 k>W5ts2+  
    已知小齿轮的分度圆直径为 |*~=w J_  
        d1=42.4 UKIDFDn6_  
而  F= lnXb]tm;  
     F= F fx W,S  
h)O<bI8  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 6usy0g D  
AnB]f~Yjl  
/EJwO3MW  
NPN*k].  
⑶.   初步确定轴的最小直径 q>$[<TsE&}  
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 %?o@YwBo^E  
mw^Di  
GCw <jHw  
             "E? 8. `T  
     从动轴的设计 aJnZco6  
       q&eUw<(F  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， Gi<ik~  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M P'4oI0Bw  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 ? J;*  
    已知大齿轮的分度圆直径为 0YMmWxV  
        d2=252.5 pq \M;&  
而  F= c|f)k:Q  
     F= F 8,E#vQ55}(  
R~z@voM*<  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N "82<}D^;  
TEgmE9^`)7  
c$<7&{Pb  
j( *;W}*^  
⑶.   初步确定轴的最小直径 i-Le&  
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 #MZ0Sd8]&  
_g%Wx?K9  
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 Vrz6<c-'B  
查表,选取 C:$12{I?*  
>[4;K&$B  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 rcc.FS  
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 8"C;I=]8  
HvITw%`  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 rUunf'w`e1  
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  。 fk(l.A$  
S#M<d~rK  
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. $ Cr? }'a  
+6vm4(3?  
            D        B                轴承代号     :#M(,S"Qq  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     8]DN]\\o  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     O*af`J{  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     XxW~4<r  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     '/gw`MJ  
R5QSf+/T4  
      b;!oPT  
X X>Y]P a  
     b"Hg4i)  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 /2,s-^  
    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, AJRfl%3  
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.     F,CQAgx  
E' p5  
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. Hv>C#U  
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, "RuH"~o  
高速齿轮轮毂长L=50,则 k~ZwHx(%S  
buGYHZu  
L=16+16+16+8+8=64 Qtmsk:qm  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. \ H#zRSbZ  
MKd{ y~'  
5.    求轴上的载荷   (h0i2>K  
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, ojO<sT:by  
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. ArBgg[i  
P ;>8S:8  
&~ g||rq  
aHKv*-z-  
EP#3+B sH  
DUg  
@DT${,.49  
I71kFtvcy*  
MVV9[f  
     *Yk3y-   
#UH|,>W6  
传动轴总体设计结构图: wi]|"\  
     rj"oz"  
                             3n']\V  
wK@k}d  
                             (主动轴) wVCZ=\L}  
IfoeHAWX  
wU_e/+0h  
        从动轴的载荷分析图: ugg08am!  
9)p VDS  
6.     校核轴的强度 ,R=Mr}@u  
根据 %&bO+$H3  
== _yT Gv-  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 =iy%;>I `  
查表15-1得[]=60MP `[V]xP%V  
〈 []    此轴合理安全 sfez0Uqe.~  
$b;9oST  
8、校核轴的疲劳强度. MyZ@I7Fb,  
⑴.   判断危险截面 #SQao;>  
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|vpN  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 ^B2>lx\n  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 d?_Bll"  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 W?8 |h  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 G S-@drZp_  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 0|8c2{9X,  
截面上的弯曲应力 `,ZsKxI  
#KZ6S9>@  
截面上的扭转应力 <Yfk7Un  
== +DS_'Tmr  
轴的材料为45钢。调质处理。 ny17(Y =  
由课本得： +_uT1PsBY  
           `,~I*}T>5W  
因             F+R4nFA  
经插入后得 uArs[e|f  
2.0         =1.31 j,QeL  
轴性系数为 7Zp'}Om<I  
       =0.85 $6 \v1  
K=1+=1.82 9RwD_`D(MN  
    K=1+（-1）=1.26 7{j9vl6  
所以               2SEfEkk  
qsXK4`  
综合系数为：    K=2.8 'mj0+c$  
K=1.62 dK,j|  
碳钢的特性系数        取0.1 Qjh5m5e  
   取0.05 JnH>L|G{;%  
安全系数 r6&f I"Yg  
S=25.13 hZ-No  
S13.71 jx a?  
≥S=1.5    所以它是安全的 tsR\c O~/  
截面Ⅳ右侧 +=hiLfnE  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 l'T3RC,\  
N~g @  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 zb Z0BD7e  
m&jh7)V  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 B<(v\=xZ  
D%kY  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 %CJgJ,pk>  
截面上的弯曲应力   xJrRJwL  
截面上的扭转应力 ]&w>p#_C  
==K= IQxY]0\uf6  
    K= x9R_KLN:;  
所以                 gJ cf~@s  
综合系数为：  UN[rW0*  
K=2.8    K=1.62 5an#,vCn{  
碳钢的特性系数 =< j8)2  
    取0.1       取0.05 F)g.CDQ!c  
安全系数 k !Nl#.j  
S=25.13 Fp..Sjh 6  
S13.71 @V:4tG.<sw  
≥S=1.5    所以它是安全的 }Wjb0V  
cx M=#Go  
9.键的设计和计算 Z?|\0GR+`5  
9cud CF  
①选择键联接的类型和尺寸 UbKdB  
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. /PF X1hSu  
根据    d=55    d=65 U`sybtuBP'  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 H Yt& MK  
                     b=20     h=12     =50 X(kyu,w  
Lw<?e;  
②校和键联接的强度 2i`N26On  
  查表6-2得      []=110MP #n5q$  
工作长度  36-16=20 Q]Q]kj2  
    50-20=30 DZKVZ_q  
③键与轮毂键槽的接触高度 &(3kwdI  
     K=0.5 h=5 ,\ zp&P"p  
    K=0.5 h=6 @1ZLr  
    由式（6-1）得： }@Lbv aa  
           ＜[] YqwDvJWX  
           ＜[] /Ps}IW  
    两者都合适 zk= 3L} C  
    取键标记为： *.4;7#  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 ycB>gd  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 !4 `any  
10、箱体结构的设计 ~Q%C>  
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{TErJ{}e  
大端盖分机体采用配合. fM,U|  
 N)G.^9  
1.   机体有足够的刚度 5-l cz)DO  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 X+"8yZz3?  
8 &:  *<  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 G m40u/  
) '"@ L7U  
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 !~PLW]Z4  
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 i3g;B?54  
$[txZN  
3.   机体结构有良好的工艺性. f@lRa>Z(Fm  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. Tx"}]AyB6  
C*Avu  
4.   对附件设计 ]>-#T  
A  视孔盖和窥视孔 . OA_)J7  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 j4RM'_*G  
B  油螺塞： Q| > \{M  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 B]oIFLED  
C  油标： r#LoBfM;^A  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 sXxF5&AF0  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. >J>4g;Y  
O{hGh{y  
D  通气孔： =;Gy"F1 dp  
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. GPnd7}Tn  
E  盖螺钉： P<yd  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 tAH,3Sz( /  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. +V*FFv  
F  位销： 8_WFSF^  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. ]p>6r*/nw  
G  吊钩： OV ~|@{6T  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 3l"7$B  
J@'}lG  
减速器机体结构尺寸如下： p|VoIQY  
is_`UDaB  
名称    符号    计算公式    结果     }l{r9ti  
箱座壁厚                10     NltEX14Af  
箱盖壁厚                9     bj^YB,iSM  
箱盖凸缘厚度                12     7KU/ 1l9$9  
箱座凸缘厚度                15     :FOMRrf7.  
箱座底凸缘厚度                25     ;i|V++$_  
地脚螺钉直径                M24     p\5DW'  
地脚螺钉数目        查手册        6     _KVge)j  
轴承旁联接螺栓直径                M12     )u~LzE]{_  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     * Zb-YA  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     Zn&S7a>7  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     H: q(T >/w  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     l?E7'OEF:  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 '#d`K.;_b.  
    22 ka3Jqy4[  
    18     D/pc)3Ofe  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 8d.5D&  
    16     Wi]Mp7b  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     HH/ bBM!  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     -Gjz;/s%XH  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     ++ !BSQ e  
机盖，机座肋厚                9    8.5     @Q~Oc_z  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） M;*f(JY$  
150（3轴）     8*y hx  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） Et{4*+A  
150（3轴）     .} <$2.  
     'ms&ty*T  
11. 润滑密封设计 d7Lna^  
~*R"WiDtI  
    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. 0X =Yly*m@  
    油的深度为H+ +:@HJXwK  
         H=30  =34 tpp. 9  
所以H+=30+34=64 td{M%D,R"  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 P wL]v.:  
     >-fOkOWXy  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 t~m >\(&  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     !C>}j* 4  
    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 /-BKdkBCpZ  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 Z>1\|j  
     &t1?=F,]  
12.联轴器设计 e\%emp->  
:^".cs?g  
1.类型选择. P+00wbx0  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 pj?wQ'  
2.载荷计算. ./nq*4=  
公称转矩：T=95509550333.5 # T_m|LN 7  
查课本,选取 sCG[gshq  
所以转矩   Kp[ F@A#  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 GZgu1YR  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm w_o|k&~,  
`BA wef  
四、设计小结 &wc% mQV  
    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。 _kR);\V.8  
    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。 |E:q!4?0  
五、参考资料目录 $S{B{FK  
[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?#v,4t^  
[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； 4E[ 9)n+YV  
[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； lt 74`9,f  
[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； PYWp2V/  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 T;/Y/Fd  
[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； (dZu&  
[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？ dN'2;X  
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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