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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 :Z< 5iLq  
                 Y<0f1N  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         ]AHi$Xx  
                 X=.+XP]  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） LRbevpZ,  
{yG)Ii  
目   录 kbMIMZC/G  
     U7ajDw  
一    课程设计书                            2 slPFDBx  
0kiW629o  
二    设计要求                              2 g~V{Ca;}  
:+R ||q i  
三    设计步骤                              2 \!YPht  
     .upcUS8  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 {) .=G  
    2. 电动机的选择                                4 2{#quXN9  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 6,c,i;J_  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 H%sQVE7m  
    5. 设计V带和带轮                              6 i_=P!%,  
    6. 齿轮的设计                                  8 s]2k@3|e  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 GN~:rdd  
    8. 键联接设计                                  26 \<PX'mnO  
    9. 箱体结构的设计                              27 M>v M@j  
    10.润滑密封设计                                30 s*!2oj  
    11.联轴器设计                                  30 # =322bnO  
     ^SjGNg^ 7D  
四    设计小结                              31 :V_$?S  
五    参考资料                              32 s!+?) bB  
Y.hrU*[J0  
一. 课程设计书 S`*al<m  
设计课题: ~w$8*2D  
    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 =)bZSb"<"  
表一:  NOQgkN  
         题号 Ri-I+7(n!  
ga,yFw  
参数    1     h]zx7zt-  
运输带工作拉力（kN）    1.5     DD-DY&2R  
运输带工作速度（m/s）    1.1     %ZQl.''ISa  
卷筒直径（mm）    200     \dfq& oyU\  
fI BLJ53  
二. 设计要求 wZOO#&X#r  
1.减速器装配图一张(A1)。 :#gz)r  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 (Bmjz*%M  
3.设计说明书一份。  !c*^:0  
(Hn,}(3S  
三. 设计步骤 nxH$$}9  
    1.  传动装置总体设计方案 J%[K;WjrZJ  
    2.  电动机的选择 2'x_zMV  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 y k#:.5H  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 ZRX>SyM  
    5.  “V”带轮的材料和结构 A2+t`[ w  
    6.  齿轮的设计 '17=1\Ss6;  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 |YlUt~H>  
    8、校核轴的疲劳强度 %`}Qkb/Lyh  
    9.  键联接设计 "@f`O  
    10.  箱体结构设计 rSZWmns  
    11. 润滑密封设计 D'2O#Rj4q  
    12. 联轴器设计 &FK=w]P  
     fNK~z*  
1.传动装置总体设计方案: wo_FM `@  
F`ihw[ Wn  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 >Ek `PVPD  
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， _WSJg1  
要求轴有较大的刚度。 qM9GW`CKA  
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。 A2vOI8  
其传动方案如下： IBuuZ.=j2h  
        a v`eA`)S  
图一:(传动装置总体设计图) 4+W}TKw  
U ^,ld`  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 #h&?wE>  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 s/T5aJR  
     传动装置的总效率 QUe.vb^O  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； .oe,# 1Qh{  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， O{dx+f  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， m83i6"!H  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 d)0%|yX6  
M.128J+xfS  
  2.电动机的选择 V~+Unn  
 t]vz+VQ  
    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， l,/5$JGnk  
    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， 5(F!* 6i>  
    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。 .:;i*  
     nBD7  
    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[B8sa  
     2 Sr'B;`p  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 6iTDk  
     % ,X(GwX  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 L3W ^ip4  
                                                  O/<jt'  
QK@z##U  
方案    电动机型号    额定功率 b"zq3$6*  
P j[z\p~^  
kw    电动机转速 .O,gl$y}  
    电动机重量 W35nnBU  
N    参考价格 gz88$BT  
元    传动装置的传动比     wj?f r?  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     i'57|;?  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     *&U9npN  
  'shOSB  
   中心高 NH?s  
        外型尺寸 LCdc7  
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     z* `81  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     ())|x[>JS+  
` Y ut 1N  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 `\qU.m0(j  
7f(UbO@BD  
（1）       总传动比 }W YY5L8^  
    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 &?9.Y,  
    （2）       分配传动装置传动比 dk.da&P  
    ＝× 2.x3^/  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 p*N+B o  
    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 +FJ o!~1  
4.计算传动装置的运动和动力参数 jK{CjfCNz  
（1）　各轴转速 C :e 'wmA  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min cis ~]x%  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min z1L.  
（2）　各轴输入功率 2AlLcfAW  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW xqG` _S l  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW k!%HcU%J  
    则各轴的输出功率：   N-NwGD{  
＝×0.98=2.989kW 5]F9o9]T  
＝×0.98=2.929kW #{]=>n)j  
各轴输入转矩 .f6_[cS;g  
   =××  N·m -&HN h\  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 6qw_|A&g  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m Gis'IX(  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m l"vT@ g|  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m "zv+|_ZAfd  
＝×0.98=242.86N·m P(Lwpa,S  
运动和动力参数结果如下表 3NJ-.c@(p  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     5H',Bm4-  
    输入    输出    输入    输出         AUN Tc3  
电动机轴        3.03        20.23    1440     -7yX>Hjl  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     {b+IDq`)=  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     R8?A%yxf  
q2SkkY$_]y  
5、“V”带轮的材料和结构 KYeA=  
  确定V带的截型 'fgDe  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 } K Ou  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 '}}DPoV  
      V带截型      由图6-13                        B型 Q647a}  
   Ea3tF0{  
  确定V带轮的直径 %tu{`PN<  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm >,9t<p=Q  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 8G@FX $$Q  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm wbpxJtJB  
   sS0psw1  
  确定中心距及V带基准长度 JD>!3>S)?  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 7>4t{aRf_8  
                          360<a<1030 ?e ~*,6  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm "5e]-u'  
     A+dY~@*a  
  初定V带基准长度 \myc n/e  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm jALo;PDJ  
       "JGaw_o  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm T<ua0;7  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm  ,cB`j7p(  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 )/=J=xw2  
   G9gvOEI/  
   确定V带的根数 nd?m+C&W  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw a:8@:d1T K  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 I4)vJ0  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 TX 87\W.  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 N7e^XUG   
         y_nh~&  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 j^k{~]+_^]  
                             WH/a#F  
                       取Z=2 7eO8cPy  
V带齿轮各设计参数附表 K}zw%!ex  
`ybZE+S.  
各传动比 68d@By  
Zaj<*?\  
    V带        齿轮     Fb*;5VNU.  
    2.3        5.96     PF+`3  
  :1s1wY3Y  
2. 各轴转速n ZWFH5#=  
    (r/min)        (r/min)     <ImeZ'L7  
    626.09        105.05     6$z UFIk  
$~j]/U  
3. 各轴输入功率 P Wl,yznT  
    （kw）        （kw）     /2z 2a-!r  
    2.93       2.71     gi`ZFq@  
;P{ *'@  
4. 各轴输入转矩 T ?,!qh  
    (kN·m)        (kN·m)     _6|b0*jv'&  
43.77        242.86     x_Z~k  
;Rt,"W)  
5. 带轮主要参数 d EXw=u  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         $@<\$I2s  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     >!wwXhH(  
带的根数z     =*'` \}];"  
    160        368        708        2232        B        2     FkS{Z s  
)Y:CV,`  
6.齿轮的设计 eD/?$@y  
g"!B |  
（一）齿轮传动的设计计算 |?0C9  
4f1*?HX&  
齿轮材料，热处理及精度 aJfW75C  
    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 -V+fQGZe  
    （1）       齿轮材料及热处理 vbWX`skU  
       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 3Y8%5/D5  
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 ':fVb3A[*d  
      ② 齿轮精度 \t(/I=E8/  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 e]5QqM7  
     J0x)m2  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 Io:xG6yG  
按齿面接触强度设计 D]0#A|n F  
t4Z.b 5g  
确定各参数的值: y<gmp  
①试选=1.6 Tc qqAc   
选取区域系数 Z=2.433   ycH=L8  
      mbd@4u  
    则 X-%*`XG'  
    ②计算应力值环数 BEY}mR]  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） _LS=O@s^  
    =1.4425×10h d) > if<o  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) YS/DIH{9e  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 zi5;>Iv0}  
    ④齿轮的疲劳强度极限 @-W)(9kZ|  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: m!PN1$9V  
    []==0.93×550=511.5 EBn7waBS  
t#d~gBe?V  
    []==0.96×450=432         [3\}Ca1  
许用接触应力   #]Cr zLe  
         .qHgQ_%  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   e06r5%|.%  
         =1 8 /\rmf\  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 t[X'OK0W%3  
    =4.47×10N.m Bp b_y;E  
    3.设计计算 \ET7  
①小齿轮的分度圆直径d F &uU ,);  
     R[9[lQ'vR  
    =46.42 oEfKL`]B  
    ②计算圆周速度 VbZZ=q=Kd  
    1.52 a|OX4  
    ③计算齿宽b和模数 d-c+ KV  
计算齿宽b p{88v3b6  
       b==46.42mm l.&6|   
计算摸数m "d{ |_Cf  
  初选螺旋角=14 z S^:Ng5  
    = M,7v}[Tbl  
    ④计算齿宽与高之比 X${k  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 +.zriiF]i  
=46.42/4.5 =10.32 "EA%!P:d,  
⑤计算纵向重合度 TT>;!nb  
=0.318=1.903 r% qgLP{v  
⑥计算载荷系数K BCFvqhF7s  
使用系数=1 9V\5`QXu  
根据,7级精度, 查课本得 QV"  |  
动载系数K=1.07, sqsBGFeG  
查课本K的计算公式: Bl(we/r  
K= +0.23×10×b 38rC; 6  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 %kyvt t  
查课本得: K=1.35 9CxU: ;3  
查课本得: K==1.2 [X;yJ$  
故载荷系数: 'w&,3@Z  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 dMYDB  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 T,5]EHea  
    d=d=50.64 rry 33  
    ⑧计算模数 Fd0R?d  
    = >NK*$r8  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 k WF, *@.B  
    由弯曲强度的设计公式 <&Y7Q[  
    ≥ Ij4oH  
:6%wVy5  
⑴   确定公式内各计算数值 oS, %L  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m fyh9U_M);w  
         确定齿数z YiB^m   
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 *i&ks> 4N  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 R9^Vk*`gFU  
    Δi＝0.032％5％，允许 7]62=p2R  
    ②      计算当量齿数 M2{{B ^*$6  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  pm@Mlwg`1  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 j$,:cN  
    ③       初选齿宽系数 5hg:@i',  
     按对称布置，由表查得＝1 +q6/'ErN]m  
    ④       初选螺旋角 0M>+.}e+  
    初定螺旋角 ＝14 x}{/) ?vC  
    ⑤       载荷系数K ~4<xTP\*  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 P|l62!m<   
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y $@s&qi_&R  
    查得: u%}zLwMH  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 Ho2#'lSKM  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 r ".*l?=  
     .]JGCTB3  
    ⑦       重合度系数Y uD}Q}]Z  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 `8/K+ e`  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 0NL~2Qf_4  
＝14.07609 I x kL]  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 iz.J._&  
    ⑧       螺旋角系数Y &gR)Y3  
 轴向重合度 ＝1.675, Y{ijSOl3  
    Y＝1－＝0.82 Zi/ tax9C  
     5bKM}? =L  
    ⑨       计算大小齿轮的 dG2k4 O  
 安全系数由表查得S＝1.25 *j6K QZ"  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 H Rn Q*  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 x-1RmL_%  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 ~4fUaMT  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   r~nD%H:}P  
    小齿轮     大齿轮 g 0O~5.f  
g(& huS  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: $KHw=<:)/  
    K=0.86        K=0.93   mE\sD<b  
y(^t&tgjS  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ?71?Vd  
      []= MVP|l_2!  
      []= G9v'a&  
       3dheT}XV?p  
       h}0}g]IUx  
        大齿轮的数值大.选用. C.4r`F$p  
     g\%;b3"#  
⑵   设计计算 u a%@Ay1|  
     计算模数 Mu: y9o95  
&YpViC4K.  
VW&EdrR,S  
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: \no6]xN;  
08czP-)OZ  
z==24.57  取z=25 wr5ScsNS  
SbLm  
那么z=5.96×25=149           *^ aEUp6&  
  !B|Aq- n,  
②   几何尺寸计算 1V ,Mk#_  
    计算中心距     a===147.2 4*Uzomb?q  
将中心距圆整为110 03p D<  
Cfs2tN  
按圆整后的中心距修正螺旋角 UlP2VKM1&  
RG&t0%yj}  
=arccos L!;"73,&(8  
"%peYNZ&%  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. f4 k  
wE3L,yx=  
计算大.小齿轮的分度圆直径 P K+rr.k]  
     a_Sp}s<J  
    d==42.4 /aTW X  
JkShtLEr  
d==252.5 DplS\}='s  
atiyQuT6Wh  
计算齿轮宽度 lQl!TW"aO  
/Fk]>|*  
B= o|kiwr}Y  
!\< [}2}  
圆整的       YY zUg  
v*";A  
                                            大齿轮如上图： @vZeye  
5bB\i79$  
<uYrYqN  
r1 axC%  
7.传动轴承和传动轴的设计 l*>,K2F  
VQ"Z3L3-4  
1.  传动轴承的设计 X;bHlA-g  
`- HI)-A97  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 ty8>(N(~  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min &t~NR$@  
T1=43.77kn．m Rtu"#XcBw+  
⑵.  求作用在齿轮上的力 $fCKK&Wy  
    已知小齿轮的分度圆直径为 O=[Q >\p  
        d1=42.4 <Hf3AB;#4  
而  F= a,|Hn  
     F= F 5rb<u>e{  
I A%ZCdA;  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N )2 lB  
2$OV`qy@?  
v,'k 2H  
1=Kt.tuf  
⑶.   初步确定轴的最小直径 \ 5.nr*5  
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 1Q_Q-Z  
iE EP~  
z]2MR2W@X  
             S{m:Iij[;  
     从动轴的设计 g`z;:ao  
       G} f9:G  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， \G#_z|'dN  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M O _ C<h  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 Gf +>Aj U'  
    已知大齿轮的分度圆直径为 KE.O>M ,I.  
        d2=252.5 CcTdLq  
而  F= {,!!jeOO  
     F= F 0&u=(;Dr\  
H_ a##z  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 6FYL},.R  
 Q'ZZQ  
<.#jp([W>  
O>N/6Z  
⑶.   初步确定轴的最小直径 2TG2<wqvE  
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 K ton$%Li  
3@nIoN'z  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 MDQ:6Ri  
查表,选取 &xt[w>/i  
lVuBo&  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 *LMzq9n3o  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 tPa( H;  
o|u4C{j  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ce;$)Ff\  
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&`WE  
^q_wtuQ  
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. QLU <%w:B  
!?R#e`}  
            D        B                轴承代号     k.7!)jL7  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     ALn_ifNh  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     ;HBKOe_3  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     S|xwYaoy%  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     15VvZ![$V  
mU(v9Jpf7  
     fK~8h  
2}7_Y6RS*  
     $}IG+ ,L  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 5VpqDL~d  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, f[vm]1#  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     QOgGL1)7-  
P* i 'uN  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. %y\5L#T!>  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, A9g/At_  
高速齿轮轮毂长L=50,则 ~Ad2L*5S  
TV0sxod6  
L=16+16+16+8+8=64 tAo$; |  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 1ni72iz\  
:Jf</uP_  
5.    求轴上的载荷   k]C k%[d  
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, Wuo:PX'/9  
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. -+u}u=z%  
.N>*+U>>P  
FaWDAL=Vhk  
5Ok3y|cEx  
Z"'*A\r2  
$UdBZT-  
FZ}^)u}o  
jz HWs  
GqNOWK2O  
     3=o4ncg(  
/_HTW\7,  
传动轴总体设计结构图: 6;\1bP?  
     /P-#y@I  
                             ES!e/l  
]'?Ue7  
                             (主动轴) z.\r7  
!Y r9N4  
C-)d@LWI  
        从动轴的载荷分析图: =-~))!(  
Aqmw#X  
6.     校核轴的强度 -9 .lFuI  
根据 YjnQ@IfIH  
== m&b1H9ymd  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 livKiX`  
查表15-1得[]=60MP wdf;LM  
〈 []    此轴合理安全 fVgN8b|&'  
YlUh|sK7m  
8、校核轴的疲劳强度. F-b]>3r  
⑴.   判断危险截面 k0N>J8y  
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. !'rdHSy  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 qy.$5-e:[9  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 V=5S=7 Z:  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 rM,f7hm[S*  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 >q&5Z   
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 }y+Qj6dP  
截面上的弯曲应力 8m=R" %h  
%FM26^  
截面上的扭转应力 ` L 1+j  
== Y'm;xA  
轴的材料为45钢。调质处理。 ;]0d{  
由课本得： ybsw{[X>M  
           0G-obHe0  
因             =n ,1*  
经插入后得 ;+(_stxqV9  
2.0         =1.31 3) d }3w {  
轴性系数为 i/n ee_  
       =0.85 'I+M*Iy  
K=1+=1.82  K> 4w  
    K=1+（-1）=1.26 [ dVBsi  
所以               gm,AH85  
0,)2\`99#k  
综合系数为：    K=2.8 T [xIn+w  
K=1.62 yQ[;.<%v  
碳钢的特性系数        取0.1 0SWqC@AR%  
   取0.05 -C(Yl=  
安全系数 %AtT(G(n  
S=25.13 WkE="E}  
S13.71 I}o} # OJ  
≥S=1.5    所以它是安全的 Z2yO /$<  
截面Ⅳ右侧 )-1e} VF(U  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 c1i:m'b_5  
1goRO  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 8<T~AU8'*  
!~%DR~^`  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 &n_f.oUc  
,g}$u'A+d  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 o+x! (  
截面上的弯曲应力   M^8zqAA  
截面上的扭转应力 2]9 2J  
==K= bo90;7EK8  
    K= >g>r_0.  
所以                 GRYw_}Aa  
综合系数为： [pp|*@1T  
K=2.8    K=1.62 r,.j^a  
碳钢的特性系数 d7G@Z|R3p  
    取0.1       取0.05 onRTX|#  
安全系数 T:'JA  
S=25.13 pO7OP"q1  
S13.71 'Ca;gi !U  
≥S=1.5    所以它是安全的 CUG"2K9  
y;fF|t<y  
9.键的设计和计算 ^78N25RU(  
{ V(~  
①选择键联接的类型和尺寸 o$;&q *  
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. g9JZ#BgZ  
根据    d=55    d=65 9M7P|Q  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 PDw+Q  
                     b=20     h=12     =50 \xggIW.^0  
?)(/SZC0  
②校和键联接的强度 Ck !"MK4  
  查表6-2得      []=110MP `5h^!="  
工作长度  36-16=20 fV Y I  
    50-20=30 :vEfJSA 1<  
③键与轮毂键槽的接触高度 |O>e=HC#q8  
     K=0.5 h=5 #o} /'  
    K=0.5 h=6 y7!&  
    由式（6-1）得： )h 6w@TF  
           ＜[] }PBL  
           ＜[] 'Z.C&6_  
    两者都合适 8]vut{  
    取键标记为： [kN_b<Pc,  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 FGP^rTP)e  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 tw<Oy^ i  
10、箱体结构的设计 r^msJ|k8[  
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， BH~zeJ*Pr  
大端盖分机体采用配合. Z8ivw\|M8  
Ag+B*   
1.   机体有足够的刚度 eHs38X  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 Qb)c>r  
" 62g!e}!c  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 '&,p>aM  
Da8gOZ  
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 wzxV)1jT  
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 6la'\l#  
N;-%:nC  
3.   机体结构有良好的工艺性. MbInXv$q2/  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. @73kry v  
Cc{{9Ud  
4.   对附件设计 >m;nt}f'+  
A  视孔盖和窥视孔 mejNa(D ^  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 Owu?ND  
B  油螺塞： t}Td$K7  
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。 sxRKWM@4  
C  油标： acke q#  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 %vZHHBylu  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. /8l@n dZf  
QP50.P5g  
D  通气孔： T _UJ?W  
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. (j@c946z""  
E  盖螺钉： =$y J66e  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 Vrlqje_Q  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F|m &n&  
F  位销： rf@47H  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. @uV]7d"z(  
G  吊钩： [tt{wl"E  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. DHeZi3&i  
pRE^; 4}z  
减速器机体结构尺寸如下： w nQy   
JtMl/h  
名称    符号    计算公式    结果     y*sVimx  
箱座壁厚                10     *! :j$n;  
箱盖壁厚                9     $*N(feAs  
箱盖凸缘厚度                12     WW6-oQs_#*  
箱座凸缘厚度                15     Y7q Q` |  
箱座底凸缘厚度                25     ND.(N'/O  
地脚螺钉直径                M24     |"%OI~^%  
地脚螺钉数目        查手册        6     u$5.GmKm  
轴承旁联接螺栓直径                M12     C<9GdN  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     <{;'0> ToM  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     ,38M6yD  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     ?Q"<AL>Z  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     I Ij:3HP  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 80g}<Lwc  
    22 >vXJ9\  
    18     "0 %f R"  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 }dMX1e1h8  
    16     jP}Ry=V/  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     : 4-pnn  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     MxX)&327  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     N>a~k}pPH  
机盖，机座肋厚                9    8.5     z ULH gG  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） OIw[sum2  
150（3轴）     ^:ny  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） VE*`J i  
150（3轴）     `# !>}/m  
     ~fL`aU&  
11. 润滑密封设计 WEG!;XZ  
GoX<d{  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. Y$Rte .?  
    油的深度为H+ _D{FQRU<YD  
         H=30  =34 H l(W'>*oL  
所以H+=30+34=64 gG.+3=  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 0(u}z  
     3"my!}03  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 6?.S-.Mr  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     ?G!p4u?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 7 u Q +]d  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 jg%mWiKwK7  
     2{ l|<'  
12.联轴器设计 !h}Vz  
@J6r;4|&  
1.类型选择. kt_O=  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 !U2<\!_  
2.载荷计算. 99'c\[fd'  
公称转矩：T=95509550333.5 pO N#r  
查课本,选取 doX`NbA  
所以转矩   ,+v(?5[6  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 KkzG#'I1  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm (NfB+Ue}  
z,dF Dl$  
四、设计小结 In:V.'D/>t  
    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。 %M8Q6  
    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。 OaoHN& "  
五、参考资料目录 ]0(ZlpT  
[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； S_??G:i  
[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； M1 o@v0  
[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； qyy .&+  
[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； `RURC"  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 ;F%EW`7  
[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； xi ,fm  
[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？ # X{lV]Z  
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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