| 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 !@I}mQ ~
R8-^RvG
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 @ct+7 v~
X 6 lH|R
专 业：机械设计制造及自动化（模具方向） Uw/l> \
0Rz(|jl bS
目 录
0G <hn8>
c=[q(|+O!
一 课程设计书 2 yMc:n "-[
_TUt9 }
二 设计要求 2 -h-oMqgu(
1|ZhPsD.}g
三 设计步骤 2 v8/6 wy?
~P-*}q2J
1. 传动装置总体设计方案 3 ~:lKS;PRuK
2. 电动机的选择 4 H@l}[hkP
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 (X +s-4%
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 \OC6M ` /
5. 设计V带和带轮 6 pi @Xkw
6. 齿轮的设计 8 J I|6B
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 S2C]?6cTq
8. 键联接设计 26 Jqr)V2Y
9. 箱体结构的设计 27 -$ <O\5cAQ
10.润滑密封设计 30 9
L?;FY)_
11.联轴器设计 30 a F 8k/$u
64j|}wJ$
四 设计小结 31 .5> 20\b2
五 参考资料 32 wP"q<W
g
6<Hu8$G|
一. 课程设计书 k_GP> b\"k
设计课题: la$%H<,7
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 DF 1<JdO+
表一: OQ4c#V?
题号 0 nW F
M R'o{?{e`
参数 1 XD-^w_
运输带工作拉力（kN） 1.5 9l +{OA
运输带工作速度（m/s） 1.1 7ODaX.t->
卷筒直径（mm） 200 uH\kQ9f
8
O p.eYe
二. 设计要求 h4fLl3%H
1.减速器装配图一张(A1)。 F9XT
lA
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 I<h=Cj[[
3.设计说明书一份。 $v} <'
Nm]%
}
三. 设计步骤 ~# 7wdP
1. 传动装置总体设计方案 vt]F U<
2. 电动机的选择 \
Aq;Q?
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 AxC I 0
4. 计算传动装置的运动和动力参数 3+YbA)i ;
5. “V”带轮的材料和结构 :WXf.+IA
6. 齿轮的设计 dEp/dd~(&
7. 滚动轴承和传动轴的设计 $zkH|]
zZ
8、校核轴的疲劳强度 u/AT-e r;
9. 键联接设计 ~U}Mv { y
10. 箱体结构设计 R[A5JQ$[
11. 润滑密封设计 \gccQig1CJ
12. 联轴器设计 0jB X5
8&}~'4[b[$
1.传动装置总体设计方案: 'pP-rdx
*M~.3$NN
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 m/USC'U%
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， CJNG) p
要求轴有较大的刚度。 e ^e$mtI
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。 9 Aivf+
其传动方案如下： - G ?%QG`v
d,'! .#e
图一:(传动装置总体设计图) H`<?<ak6'M
C ?H{CP
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 pb B2wt
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 _|n=cC4Qu
传动装置的总效率 v@T'7?s.
η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； LXhaD[1Rb
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， Q5E:|)G
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， p$!@ I
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 %"7WXOv &z
{y );vHf$
2.电动机的选择 IUhp;iH
*Wyl2op6
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， b%0BkS*
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， Hbr ^vYs5
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。 b!~TAT&8
~Q!~ eTw
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， e`DsP8-&v
rycJ yiw<-
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 5u pShtC
{'(ej5,6
额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 =jIxI ,
J'7 y
u
2lX d'
方案 电动机型号 额定功率 mq`5w)S)\o
P SL *DK .
kw 电动机转速 0_V*B[V
电动机重量 7jezw'\=~
N 参考价格 m'.T2e.u
元 传动装置的传动比 Qg>L,ZO
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 92(~'5Qr
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 FuMq|S
M'| )dM|
中心高 C5B=N A c
外型尺寸 LV=^jsQ5
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 >40
GP #Vz
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 /Hk07:"c
s*{mT6s+T
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 x(yX0 ,P/7
c9|a$^I6
（1） 总传动比 )=(n/vckM
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 [0{wA9g
（2） 分配传动装置传动比 ;siJ~|6)
＝× ! [q }BU4
式中分别为带传动和减速器的传动比。 x#o?>5Qg?
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 US]"4=Zm
4.计算传动装置的运动和动力参数 J B'qiuhab
（1） 各轴转速 ?7rD42\8H
＝＝1440/2.3＝626.09r/min G* Ib^;$u
＝＝626.09/5.96＝105.05r/min YZ{jP?x
（2） 各轴输入功率 vu>YH)N_h
＝×＝3.05×0.96＝2.93kW 1bDJ}M~]z
＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW <!hpfTz*
则各轴的输出功率： `&G}
＝×0.98=2.989kW -}AE\qXs/
＝×0.98=2.929kW +QQ YPEx+
各轴输入转矩 WxDb3l~
=×× N·m N7+#9S 5fv
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· G#g{3}dcK
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m |Pj9ZG#
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m n1JC?+
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m ][ rTQt m
＝×0.98=242.86N·m afV
P-m4L
运动和动力参数结果如下表 "h`54 }0
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min eTT^K qE>&
输入 输出 输入 输出 ->Q`'@'|P
电动机轴 3.03 20.23 1440 U !.~ XT=
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 5@CpP-W#
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 v s w7|
O '@m4@L
5、“V”带轮的材料和结构 qU}lGf!dVn
确定V带的截型 a5>)?m
工况系数 由表6-4 KA=1.2 `Q+ i-y
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 qYDj*wqf
V带截型 由图6-13 B型 B>ge,
}{
a$laRtId7
确定V带轮的直径 olHH9R9:
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm IMw
"eV
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s k>$FT `
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm #%:`p9p.S
li 1v 4
确定中心距及V带基准长度 QR|XV%$
初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 2z[r@ }3
360<a<1030 A -X
要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm $dr27tse&<
(0X,Qwx
初定V带基准长度 e!.7no
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ]VzqQ=U%
uT'-B7N
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm ?,D>+::
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm s+(l7xH$
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 T-hU+(+hg
Wk0>1 rlu
确定V带的根数 9"[!EKW
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw rs d2v9
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 t5I^1u6
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 _ .-o %6
带长修正系数 由表6-2 KL=1 HKq2Js
XhQw+j~1.
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 v@F| O8t:s
Fl8w7LcF7
取Z=2 }R 7sj
V带齿轮各设计参数附表 HGU?bJ~6o
dM$N1DB{U+
各传动比 ;"d?_{>7
\[@ Q}k[
V带 齿轮 CsJ )Z%4_
2.3 5.96 \f8P`oET~
vgU hN_rK
2. 各轴转速n J- @ o@!o
(r/min) (r/min) yS1b,cxz
626.09 105.05 ORV}j, Y m
L?Kz
P.(t+
3. 各轴输入功率 P |@T5$Xg]5
（kw） （kw） [[";1l
2.93 2.71 GI 0x >Z+
owfp^hla
4. 各轴输入转矩 T pDLu + }@
(kN·m) (kN·m) hj[+d%YZY"
43.77 242.86 vjO G?-
_A@fP[C
5. 带轮主要参数 bLU^1S 8Z
小轮直径（mm） 大轮直径（mm） .g6PrhzFbk
中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号 3i@ "D
带的根数z 7yq7a[Ra
160 368 708 2232 B 2 wGov|[X
m &0(%
6.齿轮的设计 iBGSBSeL&
n G4U k2>
（一）齿轮传动的设计计算 0 %GqCg
vF*^xhh
齿轮材料，热处理及精度 .IW_DM-
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 BR&Qw'O %
（1） 齿轮材料及热处理 = )JVT$]w
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 f g>B
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 pmow[e
② 齿轮精度 |A k =-.
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 @);!x4 1f
}skRlC
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 6b#:H~ <
按齿面接触强度设计 F #!@}K8
X ]&;8
确定各参数的值: H|rX$P
①试选=1.6 rm5T=fNJ
选取区域系数 Z=2.433 &viwo}ls 0
t?du+:
则
Gh)sw72
②计算应力值环数 B"?+5A7
N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） 5v Uz
=1.4425×10h 3$96+A^M *
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) P/C+L[X=
③查得：K=0.93 K=0.96 oPBg+ Bh*
④齿轮的疲劳强度极限 ^.Ih,@N6
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: QKUBh-QFK
[]==0.93×550=511.5 |%2/I>o
epG X.
[]==0.96×450=432 `\RX~ $^
许用接触应力 6`s%%v
/IrR,bvA
⑤查课本表3-5得： =189.8MP $$bTd3N+
=1 (A] m=
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 ]@ Sc}
=4.47×10N.m 90y9~.v
3.设计计算 PcN f TB{
①小齿轮的分度圆直径d | ;U}'|6
n }9Msen
=46.42 Zy!)8<Cgm'
②计算圆周速度 fbzKO^Ub
1.52 zT4ulX N
③计算齿宽b和模数 UgD'Bi
计算齿宽b .5KC'?
b==46.42mm @
(u?=x;
计算摸数m Kl46CZs#8
初选螺旋角=14 4U! .UNi
= <*r<+S
④计算齿宽与高之比 i w~V_y4
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ${I@YSU
=46.42/4.5 =10.32 &JXHDpd$a^
⑤计算纵向重合度 C#**)
=0.318=1.903 /n(bThDH
⑥计算载荷系数K Rbj+P;t&
使用系数=1 M::IE|h
根据,7级精度, 查课本得 JV?RgFy
动载系数K=1.07, fN"oa>X
查课本K的计算公式: }x #P<d(
K= +0.23×10×b picP _1L
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 B0 oY]r6
查课本得: K=1.35 mBpsgm:g^
查课本得: K==1.2 <Z_wDK/UR
故载荷系数: @)2V"FE4i
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 |B{$URu
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 Fzld0p9=
d=d=50.64 evmEX <N
⑧计算模数 DKVt8/vq
= ]}l+ !NV<
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 9+is?Pj
由弯曲强度的设计公式 5#9Wd9LP
≥ ndCS<ojcBP
@+CSY-g$
⑴ 确定公式内各计算数值
|b-Zy~6
① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m NKUI! [
确定齿数z ^; V>}08
因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 0h@%q; g
传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 18/@:u{
Δi＝0.032％5％，允许 7 6i
rb!-
② 计算当量齿数 im?XXsH'
z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 HsgTHe
z＝z/cos＝144/ cos14＝158 b%!` fn-;
③ 初选齿宽系数 (Y.$ wMB
按对称布置，由表查得＝1 j3[OY
④ 初选螺旋角 &!YH"{b
初定螺旋角 ＝14 'y M:W cN
⑤ 载荷系数K i{FC1tVeL_
K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 hTtp-e`
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y etK, zEd
查得: ep}/dBg
齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211 Lj Q1ar\
应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774 (z1%lZ}(
][5p.owJse
⑦ 重合度系数Y *1)NABp6D
端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 TnU$L3k
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 7 }1Kafs
＝14.07609
170 7
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 7 fzyD
⑧ 螺旋角系数Y j5Wx*~@(
轴向重合度 ＝1.675, >s cS wT
Y＝1－＝0.82 [ 6o :v8&3
yzNX2u1
⑨ 计算大小齿轮的 4%v+ark8
安全系数由表查得S＝1.25 }.$ B1%2
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 OI}HvgV ^!
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 p vR& ~g
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 KZ}4<{3
查课本得到弯曲疲劳强度极限 "!/_h >
小齿轮 大齿轮 UlN|Oy,
l`%}
{3r9
查课本得弯曲疲劳寿命系数: >(6\ C
K=0.86 K=0.93 Q|<?$.FN"8
b oOw
K?
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 0(g MR
[]= v8 k ^=A:
[]= QRHm |f9_C
P_g0G#`4
,0~
{nQ j]
大齿轮的数值大.选用. wG?kcfu
XXwhs-:o
⑵ 设计计算 g5 |\G%dOt
计算模数 '/*c Yv45
I2lZ>3X{
P"~T*Qq-R
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: 8oH54bFp
R Mt vEa
z==24.57 取z=25 }qdJ8K
f EiEfu
那么z=5.96×25=149 !cq| g
446hr zW>@
② 几何尺寸计算 .F3LA6se
计算中心距 a===147.2 <r`J n49
将中心距圆整为110 8 42+KLS
l<: E+lU
按圆整后的中心距修正螺旋角 R F2 XJJ
/aa;M*Qp
=arccos W!B4< 'Fjc
v
4b`19}
因值改变不多,故参数,,等不必修正. HP dwx
V
& 8i{'k,l
计算大.小齿轮的分度圆直径 RS02>$jo
+<WT$ddK=5
d==42.4 n4&j<zAV{
j2q fE vU
d==252.5 :tG".z
;H r@0f
计算齿轮宽度 o5 x^ " #
L Hz<=]?@
B= )-"L4TC)
fDHISJv
圆整的 Z_~DTO2Qg
s(.-bjR
大齿轮如上图： p%
%Y^=z
qm5pEort
t6e-~
FOG+[v
7.传动轴承和传动轴的设计 Z|dZc wo
<sB45sNbU`
1. 传动轴承的设计 &.4_4"l(
2`U&,,-Mf
⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 eSBf;lr=
P1=2.93KW n1=626.9r/min bd*(]S9d
T1=43.77kn．m +`3ZH9
⑵. 求作用在齿轮上的力 E oCw S
已知小齿轮的分度圆直径为 }jgAV
d1=42.4 )II,HT-LY
而 F= {/!Gh\i
F= F <ijmkNVS
BVp.A]
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N M=`Se& -M
*~^^A9C8
*{s[$}uQ
6l7a9IJ
⑶. 初步确定轴的最小直径 <F
& hfy
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 N<(`+ ?
Hv*O9!cC
>G~;2K[
io3'h:+9s
从动轴的设计 bC-x`a@
tb\pjLB][
求输出轴上的功率P2，转速n2, T2， rN C3h"i\
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 4O^1gw
⑵. 求作用在齿轮上的力 6
74X)hB
已知大齿轮的分度圆直径为 7~f6j :{|z
d2=252.5 i UB ni&B
而 F= gN QJ :!
F= F h8Si,W 3o
^
s4|
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N x&Rp
m<4
B4ze$#
9E?>B3t^
* ?fBmq[j
⑶. 初步确定轴的最小直径 9V\`{(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 yqI|BF`
^dD?riFAk
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 ]NsaFDi\
查表,选取 e)"cm;BJ^P
+JG"eh&J"H
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 {'kL]qLg
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 So`"z[5
i( HhL&
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 B=|sLs`I
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 。 L 3@wdC ~0
3 2D/%dHC
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. {p iS3xBi
}3lF;k(2g
D B 轴承代号 .X1niguXH
45 85 19 58.8 73.2 7209AC 2fB@zF
45 85 19 60.5 70.2 7209B 0in6 z
50 80 16 59.2 70.9 7010C D I[Ee?
50 80 16 59.2 70.9 7010AC w2 [R&hJ
xpwzz O*U
iX p8u**
W0k q>s4
K?
k`U,
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 m=V2xoMw6
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, kq-RM#Dj:
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. h+@t8Q;gGw
th,qq
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. rC16?RovQ@
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, l/LUwDI{
高速齿轮轮毂长L=50,则 o+&sodt|`
WgB,,L,
L=16+16+16+8+8=64 qa0Zgn5 q
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. ]3'd/v@fT
ps{(UYM=b
5. 求轴上的载荷 *p^MAk9=
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, `( Gk_VAa
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. qFk(UazN
f ?6=H^_>
o ++ Hdvai
Op{Mc$5a
/( [aD~.
6"(&lK\^
:e;fs.C
J4i 0+u
N}= - +E|
1rC'sfz
[tN/}_]
传动轴总体设计结构图: FCPbp!q6
-j,o:ng0
Zj;!7ZuT1
y6oDbwke
(主动轴) XEI]T~
{ex ]_V>
{PKER $C
从动轴的载荷分析图: T5h[{J^
+#no$m.bH
6. 校核轴的强度 A5b}G
根据 Ih0GzyU*4
== QZfnoKz
前已选轴材料为45钢，调质处理。 ~cjvo?)&e;
查表15-1得[]=60MP eu =2a>
〈 [] 此轴合理安全 g2I @j 3
EbQ} w"{
8、校核轴的疲劳强度. i]v!o$7
⑴. 判断危险截面 .\ Z xwD |
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. LFC k6 R
⑵. 截面Ⅶ左侧。 .+<K-'&=
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ;z68`P-
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 ;b^ @o,=
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 809-p_)B
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 Sa0\9 3oa
截面上的弯曲应力 y T4|eHl
!`gg$9
截面上的扭转应力 &}r932
== y[cAU:P?
轴的材料为45钢。调质处理。 "'Q:%_;
由课本得： fOJy Y[
Sv ,_G'
因 yWuq/J:
经插入后得 iq#Z\ Y(
2.0 =1.31 <bH>\@p7}
轴性系数为 -l", !sV
=0.85 |B id(`t.
K=1+=1.82 w%ForDB>P
K=1+（-1）=1.26 Dz?F,g_
所以 b+3pu\w `
MAXdgL[]
综合系数为： K=2.8 &}]Wbk4:
K=1.62 }7 V/(K
碳钢的特性系数 取0.1 tua+R_"
取0.05 D"MN lm
安全系数 Wq4?`{
S=25.13 pnD#RvmW2e
S13.71 [;(| ^ 0
≥S=1.5 所以它是安全的 &^E k M
截面Ⅳ右侧 <1y% ch;
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 d+(~{xK:
7G/"!ePW6`
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 oDC3AK&
W `Soa&9
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 z|9 ^T@)
&~j"3G;e
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 . &e,8
截面上的弯曲应力 X#J[Nn>
截面上的扭转应力 |89`O^
==K= sJ,zB[e8
K= c[5>kQ-nq
所以 a}wB7B;,g
综合系数为： rg`"m
K=2.8 K=1.62 csC3Wm{v
碳钢的特性系数 qRU8uu
取0.1 取0.05 lY~xoHT;[
安全系数 th]9@7UE,
S=25.13 O: #to
S13.71 *mY ec ~
≥S=1.5 所以它是安全的 f.,-K IiF
A >x{\
9.键的设计和计算 6)TFb,
gAE}3//
①选择键联接的类型和尺寸 mJT7e
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. O vFZ&S[
根据 d=55 d=65 Hi ?],5,/
查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36 9gFC]UVWh
b=20 h=12 =50 a9"Gg}h\
t0wLj}"U
②校和键联接的强度 z_zr3XR9
查表6-2得 []=110MP O9opX\9
工作长度 36-16=20 XpM#0hm
50-20=30 ?J>^X-z
③键与轮毂键槽的接触高度 Xd jxt?*
K=0.5 h=5 MOj 0"x)
K=0.5 h=6 5SDHZ?h
由式（6-1）得： 2LgRgY{Bl
＜[] a/?gp>M9
＜[] ^UJO(
两者都合适 QutQG
取键标记为： Jx 'p\*
键2：16×36 A GB/T1096-1979 1{DHlyA6g
键3：20×50 A GB/T1096-1979 gP<l
10、箱体结构的设计 w7O(I"
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， iX4/;2B=,
大端盖分机体采用配合. f~E'0f_
d(h`bOjI
1. 机体有足够的刚度
|,.gl L
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 0`_Gj{:L
6N]v9 uXZ
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 |vzGFfRI
z7J#1q~:yY
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 %GAEZH,2sG
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 65MR(+3
8TuOf(qE
3. 机体结构有良好的工艺性. R,t R{| 8
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. TVKuvKH8U
+f|u5c
4. 对附件设计 5 ?Q R
A 视孔盖和窥视孔 37{mhU
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 3EAu#c@q"
B 油螺塞： #S QFI;zj
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。 l B,.TK
C 油标： M,6m*
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 3pm;?6i6
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. 2c} >} A 4
E_-CsL%
D 通气孔： 8W#whK2El
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. RzNv|
E 盖螺钉： LR}b^QU7
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 7Ij FSN>
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. 3<?#*z4]_
F 位销： Da aLRMQ=
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. J,k9?nkY /
G 吊钩： #m|AQr|
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. }F** !%4d
'R? ;T[s%
减速器机体结构尺寸如下： wn5C aP(]8
N3i}>Q)B
名称 符号 计算公式 结果 jFnq{L t
箱座壁厚 10 `2 Vc*R
箱盖壁厚 9 S_aml
箱盖凸缘厚度 12 'Aai.PE:
箱座凸缘厚度 15 T[L
箱座底凸缘厚度 25 u9QvcD^'z
地脚螺钉直径 M24 Id|38
地脚螺钉数目 查手册 6 p-r}zc9@
轴承旁联接螺栓直径 M12 E[^66(KR
机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10 ]uj6-0q){W
轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10 We_/:=
视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8 vfm |?\
定位销直径 =（0.7~0.8） 8 \Ua"gS2L
，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34 r( :"BQ
22 /N] ?>[<NW
18 O$LvHv!
，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28 U C3? XoT\
16 z^O>'9#
外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50 vEOoG>'Zq
大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15 o"J}@nF
齿轮端面与内机壁距离 > 10 f_7a) 'V4
机盖，机座肋厚 9 8.5 *EvnN:
轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴） S~/zBFo-
150（3轴） },e f(
轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴） l+Uy
150（3轴） O#uT wnW
s -~Tf|
11. 润滑密封设计 SZea[~ &
0sLR5A
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. wZ5 + H%x
油的深度为H+ #B_
``XV
H=30 =34 -P ^ 6b(
所以H+=30+34=64 |ffM6W1:
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 U8PS J0ny
;3-5U&Axt
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 8.ll]3))
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 49E<`f0
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 U5[xW
大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 Nl"< $/
.'saUcVg:
12.联轴器设计 m$Lq#R={Z
2xN1=ug
1.类型选择. a= +qR:wT
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 }E+#*R3auB
2.载荷计算. 8A~ 5@
公称转矩：T=95509550333.5 %XM wjBM
查课本,选取 y+hC !-
所以转矩 <b~KR8
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 @2yi%_ ]h
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm y2bL!Y<s9
^F"Q~ ?D)
四、设计小结 NjIe2)}'
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。 I9-vV>:z
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。 &9g4/c-?$
五、参考资料目录 uW3`gwwlU
[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； yCy4t6`e
[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； /p+ (_ Y
[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； ],YIEOx6
[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； wws)**]J8
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 AL74q[>
[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； M^JRHpTn
[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。
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