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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 5Vvy:<.la  
                 +JQN=nTA  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         d0N7aacY  
                 $W0lz#s:  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） O9>/ WmLe  
9CL&tpqv f  
目   录 "HYK~V  
     z-,U(0 .  
一    课程设计书                            2 aX  ?ON  
ul% q6=f)  
二    设计要求                              2 }Rt<^oya*  
s}HTxY;  
三    设计步骤                              2 }D|"$*  
     Fir7z nRW  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 &_-~kU1K^  
    2. 电动机的选择                                4 v=X\@27= ?  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 %l5J  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 !A<?nz Uv  
    5. 设计V带和带轮                              6 EIf~>AI  
    6. 齿轮的设计                                  8 dB1bf2'b#  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 P|64wq{B8  
    8. 键联接设计                                  26 *.~M#M 9c  
    9. 箱体结构的设计                              27 q=6M3OnS>  
    10.润滑密封设计                                30 4l z9z>J.V  
    11.联轴器设计                                  30 CP={|]>+S  
     Li7/pUq>}!  
四    设计小结                              31 IXC: Q  
五    参考资料                              32 US Q{o  
w1iQ#.4K_  
一. 课程设计书 `|]juc  
设计课题: K@?S0KMK  
    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 fHe3 :a5+W  
表一: Z4rK$ B  
         题号 YgVZq\AV"  
i*F^;-q)  
参数    1     L%=u&9DmU  
运输带工作拉力（kN）    1.5     o 0fsM;K  
运输带工作速度（m/s）    1.1     OvQG%D}P=  
卷筒直径（mm）    200     /)v X|qtIY  
RJSNniYr7  
二. 设计要求 JZai{0se  
1.减速器装配图一张(A1)。 7@06x+!  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 `XI1,&Wp7  
3.设计说明书一份。 [dUW3}APV  
kkh#VGh"  
三. 设计步骤 FVHEb\Z  
    1.  传动装置总体设计方案 t&-7AjS5  
    2.  电动机的选择 SVeL c  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 _%.atW7  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 hGzj}t W8d  
    5.  “V”带轮的材料和结构 CbwQ'c$}  
    6.  齿轮的设计 edbzg #wy  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 a N_M  
    8、校核轴的疲劳强度 V>z8 *28S.  
    9.  键联接设计 q?JP\_o:  
    10.  箱体结构设计 *n}{ )Ef  
    11. 润滑密封设计 0~"{z >s '  
    12. 联轴器设计 7eZ,; x  
     OCF= )#}qd  
1.传动装置总体设计方案: d)9=hp;,V  
`43E-'g  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 z,$^|'pP  
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， &(irri_  
要求轴有较大的刚度。 &Q 3!ty  
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。 8BBuYY {  
其传动方案如下： y1@{(CDp"  
        4fQ<A <2/  
图一:(传动装置总体设计图) T+Du/ERL  
[N.4 i" Cd  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 rr9N(AoxW  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 %n T!u!#  
     传动装置的总效率  ig jr=e  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； PWmFY'=  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， P;][i|x  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， 8,=,'gFO  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 -PoW56  
ioz4kG!  
  2.电动机的选择 CKy' 8I9  
+<&_1% 5+  
    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， XeJn,=  
    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， <U$x')W  
    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-\ 1D;]  
     9x23## s  
    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， |+f@w/+  
     h b_"E, `F  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 iTwb#Q=  
     PsaKzAg?  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 ,F!zZNW9  
                                                  k`_sKr]9  
!%?O`+r  
方案    电动机型号    额定功率 ACctyGd  
P ~5q1zr)E  
kw    电动机转速 WB K6Ug  
    电动机重量 <Y:{>=  
N    参考价格 wQEsq<  
元    传动装置的传动比     kc-=5l  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     #p*D.We  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     |6v $!wBi  
  s'b 4Me  
   中心高 ";yey]  
        外型尺寸 GRM6H|.  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     m}hEi  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     lE'3UqK  
~G,_4}#"pM  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 0"}J!c<g  
Ra) wlI x  
（1）       总传动比 {bHUZen  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 f$ 9O0,}%O  
    （2）       分配传动装置传动比 >mJH@,F:  
    ＝× =h0vdi%{  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 G!dx)v  
    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 GZH{"_$  
4.计算传动装置的运动和动力参数 hz:h>Hwy  
（1）　各轴转速 g&z8t;@  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min V^Y'!w\LGI  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min /s*.:cdH  
（2）　各轴输入功率 z36wWdRa6  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW ZP{<f~;  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW t.y-b`v  
    则各轴的输出功率：   6S`0<Z;;/  
＝×0.98=2.989kW )G#mC0?PV  
＝×0.98=2.929kW =' uePM")  
各轴输入转矩 *:bexDH  
   =××  N·m vMd3#@  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 50_[n$tqE  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m >3ax `8  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m A:y HClmn  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m E75/EQ5p]p  
＝×0.98=242.86N·m 0vETg'r  
运动和动力参数结果如下表 3xg9D.A  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     n,U?]mr  
    输入    输出    输入    输出         ] # VHx  
电动机轴        3.03        20.23    1440     DA1?M'N  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     sYjhQN=Y*  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     w4(L@1  
2ah%,o  
5、“V”带轮的材料和结构 U0gZf5;*  
  确定V带的截型 a`L:E'|B9  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 _%q~K (::  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 k&2=-qgVR  
      V带截型      由图6-13                        B型 JIhEkY  
   >H^#!eaqw  
  确定V带轮的直径 (+c1.h  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm q3AqU?f  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s )adV`V%=>  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm AdVc1v&>  
   l+[:Cni  
  确定中心距及V带基准长度 ~w a6S?  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 ,DZvBS  
                          360<a<1030 ~: {05W  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm /a'1 W/^2  
     ')U~a  
  初定V带基准长度 XEQTTD<  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm Jy5sZ }t[  
       baBBn %_V  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm B*N1)J\5  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm sxsb)a  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 _bGkJ=  
   =e4 r=I  
   确定V带的根数 ];Z6=9n  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw d{"-iw)t  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 # obRr#8  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 8LbwEKl  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 ;eN ^'/4A  
         %8,$ILN  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 Xx"<^FS[zC  
                             x2rAB5r6  
                       取Z=2 7Ml4u%?  
V带齿轮各设计参数附表 ? 3=G'Ip5n  
e"ehH#i  
各传动比 HR}O:2'  
fes s6=k  
    V带        齿轮     |M7cB$y  
    2.3        5.96     ]3rVULU"K-  
  x;17}KV  
2. 各轴转速n O2?C *  
    (r/min)        (r/min)     N-gYamlQ  
    626.09        105.05     5J10S  
JVYH b 60Z  
3. 各轴输入功率 P } o%^ Mu B  
    （kw）        （kw）     Snx!^4+MF  
    2.93       2.71     EU$.{C_O(  
q`VL i  
4. 各轴输入转矩 T c2y,zq|H  
    (kN·m)        (kN·m)     Ax;=Zh<DAv  
43.77        242.86     :OG I|[  
c-sjYJXKM*  
5. 带轮主要参数 O`B,mgT(  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         {_QdB;VwH  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     FQ]/c#J  
带的根数z     jN\u}!\O  
    160        368        708        2232        B        2     TmsIyDcD~  
;]u9o}[ 2  
6.齿轮的设计 %2?+:R5.  
U ? +_\  
（一）齿轮传动的设计计算 4J2^zx,H  
\84t\jKR  
齿轮材料，热处理及精度 # ]7Lieh[5  
    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 FACw;/rW  
    （1）       齿轮材料及热处理 XBQt:7[<  
       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 _)M,p@!?=h  
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 =dmr ,WE  
      ② 齿轮精度 c$O8Rhx  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 qqrjI.  
     '<R>cN"  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 \$ytmtf5  
按齿面接触强度设计 e$# *t  
4:`D3  
确定各参数的值: 5 4gr'qvr  
①试选=1.6 IS2cU'   
选取区域系数 Z=2.433   ]~({;;3o-  
     9R50,l sE  
    则 EB~]6.1  
    ②计算应力值环数 0l!#u`cCI  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） WYw#mSp  
    =1.4425×10h gcJ!_KZK  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) mj~:MCC  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 c-a,__c?hx  
    ④齿轮的疲劳强度极限 `o[l%I\Q  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: W>K^55'  
    []==0.93×550=511.5  I//=C6  
i"^>sk  
    []==0.96×450=432         <ql,@*Y  
许用接触应力   =]W i aF  
         (}: s[cs  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   *g/klK  
         =1 XLN bV?  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 D(!^$9e9b  
    =4.47×10N.m ~b f\fPm  
    3.设计计算 |>.Q U3  
①小齿轮的分度圆直径d [q <'ty  
     ]Bhy  =1  
    =46.42 *{g3ia  
    ②计算圆周速度 *FlPGBjJ  
    1.52 wP!X)p\  
    ③计算齿宽b和模数 oQ!M+sRmF  
计算齿宽b }9~^}99}  
       b==46.42mm IhnBp 6p9  
计算摸数m (]|h6aI'}  
  初选螺旋角=14 64s;EC  
    = &m5zd$6  
    ④计算齿宽与高之比 ([>ecS@eO  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ] lB zpD  
=46.42/4.5 =10.32 B`*,L\LZ*  
⑤计算纵向重合度 ']_2@<XW)  
=0.318=1.903 }3pM,.  
⑥计算载荷系数K Q;M\fBQO}&  
使用系数=1 ZN[<=w&(cB  
根据,7级精度, 查课本得 I \:WD"  
动载系数K=1.07, Q;h.}N8W  
查课本K的计算公式: bO '\QtW9  
K= +0.23×10×b V Z(/g"9  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 aeqz~z2~8s  
查课本得: K=1.35 "M I';6  
查课本得: K==1.2 9&6juL  
故载荷系数: jc^QWK*q  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 1b,a3w(:1  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 #6`5-5Ks;  
    d=d=50.64 .Y)[c. ,j  
    ⑧计算模数 [$N_YcN?  
    = aSL`yuXu  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 u-_r2U  
    由弯曲强度的设计公式 5!-TLwl`j\  
    ≥ qd`e:s*%  
v^|U?  
⑴   确定公式内各计算数值 i\R0+ O{  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m 5]xuU.w'  
         确定齿数z 7|rH9Bc{U  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 BZR{}Aj4pa  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 .~z'm$s1o  
    Δi＝0.032％5％，允许 @^{Hq6_`  
    ②      计算当量齿数 rfXxg^  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  Fq9YhR  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 h Yu6PWK  
    ③       初选齿宽系数 8tY>%A~^z  
     按对称布置，由表查得＝1 0;Z|:\P\=  
    ④       初选螺旋角 a#oROb-*~  
    初定螺旋角 ＝14 |s8N  
    ⑤       载荷系数K Y:*% [\R  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 @ f[-  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y VoCg,gow  
    查得: ,%!m%+K9a  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 0nc(2Bi  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 18$d-[hX  
     (g6e5Sgi>  
    ⑦       重合度系数Y *F$@!ByV  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 i0M6;W1T  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 O:BdZ5 b  
＝14.07609 =OufafZb  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673  %:26v  
    ⑧       螺旋角系数Y py6<QoGV  
 轴向重合度 ＝1.675, 0 kJ8H!~u  
    Y＝1－＝0.82 .zb  
     DJGafX^  
    ⑨       计算大小齿轮的 .Ys e/oEo  
 安全系数由表查得S＝1.25 P" c@V,.  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 kBP?_ O  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 lpT&v ;$`  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 bH+NRNI]  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   /gAT@Vx  
    小齿轮     大齿轮 9J:|"@)N  
dv+Gv7&2/  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: "{<X! ^u>  
    K=0.86        K=0.93   t 7Y*/v&P(  
av'DyNW\  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 `2>p#`  
      []= 9hr7+fW]t  
      []= wx-\@{E  
       Kp7D I0~  
       ,ye}p 1M  
        大齿轮的数值大.选用. c b-IRGF  
     <NZPLo F  
⑵   设计计算 ?}`- ?JB1  
     计算模数 ^%!{qAp}Z  
$yU 5WEX  
7U7!'xU  
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: $:I{  
9L$OSy|  
z==24.57  取z=25 ^i@anbH  
_l{~O  
那么z=5.96×25=149           2l?^\9&  
  97Dq;  
②   几何尺寸计算 2 G.y.#W  
    计算中心距     a===147.2 -1Tr!I:1  
将中心距圆整为110 YCRE-5!  
vom3 C9o  
按圆整后的中心距修正螺旋角 )>2L(~W  
]9_gbQ   
=arccos 6uD<E  
BP..p ^EPN  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. ]x)!Kd2>  
Hn >VPz+I  
计算大.小齿轮的分度圆直径 "U^m~N9k{  
     rp\`uj*D  
    d==42.4 +iQ@J+k  
_1[Wv?  
d==252.5 <M\&zHv  
YM`T"`f  
计算齿轮宽度 RP$u/x"b  
yF\yxdUX#  
B= @Ommd{0M  
]Y?Y$>  
圆整的       z~2{`pET  
J2}poNmm  
                                            大齿轮如上图： u xyj6(  
~QSX 1w"  
c:7V..   
Hc\C0V<  
7.传动轴承和传动轴的设计 PVg<Ovi^d  
LEM%B??&5z  
1.  传动轴承的设计 'IY?=#xr'`  
*rTg>)  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 MWme3u)D  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min T1q27I  
T1=43.77kn．m "gy&eR>  
⑵.  求作用在齿轮上的力 N!c FUZ5]  
    已知小齿轮的分度圆直径为 R*vQvO%)h  
        d1=42.4 S'5)K  
而  F= ^?RH<z  
     F= F 1UK= t  
^mn!;nu  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N W`PJ flr|  
i.'"`pn_  
T; tY7;<  
P@PF" {S  
⑶.   初步确定轴的最小直径 rJGh3%  
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 <Q(E {c3"  
^2}HF/  
!-t w  
             Zb 2pZhkW  
     从动轴的设计 M?YNK]   
       7SS#V  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， ef^GJTv&k  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M |l8=z*v<  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 zc8^#D2y&  
    已知大齿轮的分度圆直径为 el`?:dY H  
        d2=252.5 hYpxkco"4'  
而  F= |` ~ioF  
     F= F Hrpz4E%\Aw  
61Cc? a*_  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N [L X/O@  
8OZasf  
vD@|]@gq  
e4Nd  
⑶.   初步确定轴的最小直径 7zCJ3p  
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 b5H}0<  
xI{fd1  
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 {!D(3~MI  
查表,选取 ~<!j]@.  
M>Q ZN  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 +Kb 7N, "  
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 !O%!A<3  
keLeD1  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 {Vj&i.2,  
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  。 MoN0w.V  
Wz.iDRFl  
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. r<fcZ)jt|  
/V09Na,N  
            D        B                轴承代号     l#enbQ`-~  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     H2%Qu<Kg2  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     OY}FtG y  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     X PyDZk/m  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC      "x9yb0  
"\EX)u9ze  
     8)bR\s   
> )< ?  
     Ez~5ax7x  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 )KE  
    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, yn}Dj9(q  
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.     z*h:Nt%.  
iGSJ\  
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. AC1RP`c  
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, BJwuN  
高速齿轮轮毂长L=50,则 )XN%pn  
;iuwIdo6c  
L=16+16+16+8+8=64 =_#b .8K  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. E>s+"y  
U4=l`{5on  
5.    求轴上的载荷   k5E2{&wZ  
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, ,i6E L  
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. OUUV8K  
J{b#X"i  
PolJo?HZ  
W"Y)a|rG%  
IWu=z!mO  
A9b(P[!]T:  
N\*oL*[j  
I`{*QU  
:41Y  
     $ 6mShp9(  
+]cf/_8+s  
传动轴总体设计结构图: \ji\r]k  
     pFS@yHs  
                             .4^+q9M  
:rU.5(,  
                             (主动轴) Rb:H3zh  
nDdY~f.B  
,Suk_aX>  
        从动轴的载荷分析图: ^g*Sy, A  
56z>/`=  
6.     校核轴的强度 (|<S%?}J  
根据 pF8$83S  
== 3XlQ4  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 9SsVJ<9,R  
查表15-1得[]=60MP B{&W|z{$  
〈 []    此轴合理安全 _">F]ptI;  
uX_#NP/2  
8、校核轴的疲劳强度. g7]S  
⑴.   判断危险截面 ru 6`Z+p  
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. Ob]\t/:%P  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 ]:Ep1DIMl  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 #ae?#?/"  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 \)/qCeiZ  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 CWkWW/ZI  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 qI9j=4s.  
截面上的弯曲应力 G,!jP2S  
>u> E !5O  
截面上的扭转应力 uSR%6=$  
== ,nYa+e  
轴的材料为45钢。调质处理。 xcw:H&\w6  
由课本得： .zZfP+Q]8  
           6Sd:5eTEQ  
因             M}o.= Iqa  
经插入后得 m+'1c}n^7  
2.0         =1.31 o4p5`jOG@  
轴性系数为 2x<BU3  
       =0.85 y_Lnk=Q ^  
K=1+=1.82 5V/&4$.U!  
    K=1+（-1）=1.26 J.XkdGQ  
所以               ~$6` e:n  
dY}5Kmt  
综合系数为：    K=2.8 A x8>  
K=1.62 u W,J5!  
碳钢的特性系数        取0.1 \m|5Aqs  
   取0.05 B bmw[Qf\  
安全系数 t`Bk2Cc)+  
S=25.13 y/S3ZJY  
S13.71 'Grej8  
≥S=1.5    所以它是安全的 zqj|$YNC  
截面Ⅳ右侧 Jf2JGTcm  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 X[?fU&  
(.N n|lY<i  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 h<?Px"& J  
1;~s NSTo  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 Fy5:|C N  
^ulgZ2BQ|  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 p+iNi4y@  
截面上的弯曲应力   @Pc7$qD%  
截面上的扭转应力 !:\0}w$-  
==K= ef*Z;HI0  
    K= vGsAM* vw6  
所以                 | t:UpP  
综合系数为： FFZ?-sE  
K=2.8    K=1.62 n#"G)+h3#  
碳钢的特性系数 SVVEb6&  
    取0.1       取0.05 8OOAPp$%|  
安全系数 D,..gsg  
S=25.13 !j7mY9x+  
S13.71 ^"<Bk<b(  
≥S=1.5    所以它是安全的 40=u/\/K  
r[ k  
9.键的设计和计算 jjH2!R]^>  
fPTLPcPP  
①选择键联接的类型和尺寸 wclj9&k  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. ? ;Sg,.J  
根据    d=55    d=65 On O_7'4 t  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 DW,ERQ^  
                     b=20     h=12     =50 "a;$uW@.6  
=),ZZD#J  
②校和键联接的强度 vxf09v{-  
  查表6-2得      []=110MP F}mt *UcMG  
工作长度  36-16=20 c[,Rh f  
    50-20=30 fCu;n%   
③键与轮毂键槽的接触高度 5+{oQs_  
     K=0.5 h=5 9+*{3 t  
    K=0.5 h=6 dCn9]cj/  
    由式（6-1）得： U&(gNuR>J  
           ＜[] Rm n|!C%%K  
           ＜[] hy#nK:B  
    两者都合适 ]Z UE !  
    取键标记为： u)EtEl7Wq  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 $27OrXQ|  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 !_+FuF"@  
10、箱体结构的设计 GNHXtu6  
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， V&j]*)  
大端盖分机体采用配合. a'HHUii=  
 IN6L2/Q  
1.   机体有足够的刚度 3`D*AFQc  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 roriNr/ e  
;XNC+mPK  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 $[HCetaqV  
a%m >v,  
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm |Z>}#R!,P  
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 #(}{*d R  
|2TH[J_a  
3.   机体结构有良好的工艺性. KJ&I4CU]^  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. (i{ZxWW&  
JI-.SR  
4.   对附件设计 .0/"~5  
A  视孔盖和窥视孔 ' "%hX&]5  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 D)4#AI  
B  油螺塞： /w6'tut  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 zvnd@y{[  
C  油标： \{*`-P v  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 W4qT]m  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. fi'zk  
to_dNJbv  
D  通气孔： V@z/%=PJ  
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. .j)DE}[q>  
E  盖螺钉： YJz06E1 -9  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 7/]Ra  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. oKkDG|IE  
F  位销： ~.e~YI80  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. |'}r-}  
G  吊钩： mm!JNb9(  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. p+nB@fN/  
T{3-H(-gA  
减速器机体结构尺寸如下： P _Gu~B!Y  
jv29,46K  
名称    符号    计算公式    结果     BUI#y `J  
箱座壁厚                10     >;M STHeW  
箱盖壁厚                9     @Z""|H"0  
箱盖凸缘厚度                12     !*qQ 7  
箱座凸缘厚度                15     n[a%*i6x  
箱座底凸缘厚度                25     Xa'b @*o&  
地脚螺钉直径                M24     yJ; ;&  
地脚螺钉数目        查手册        6     >Wd=+$!I  
轴承旁联接螺栓直径                M12     FgP{  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     gi_f8RP=2a  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     <gvgr4@^yR  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     CC`#2j  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     {9F}2 SJ  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 R6GlQ G  
    22 Ba%b]vp  
    18     W-1Ub |8C  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 }lx'NY~(W  
    16     C91'dM  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     xJ\sm8  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     7S_"h*Ud  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     ^D {v L  
机盖，机座肋厚                9    8.5     ;,KT+!H$  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） 7bM H  
150（3轴）     \rbvlO?}  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） >O1u![9K|w  
150（3轴）     M~saYJio  
     sPX~>8}|VP  
11. 润滑密封设计 l2!ztK1^  
t<p4H^  
    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. tD,~i"0;  
    油的深度为H+ unN*L  
         H=30  =34 EF6"PH+J@  
所以H+=30+34=64 _(@ezX.p  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 1[Jv9S*f/  
     ~05(92bK  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 }"^d<dvuz  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     mL s>RR#b  
    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 F B&l|#e  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 Pz'Z n  
     Eo <N  
12.联轴器设计 6bpO#&T  
4Z{ r  
1.类型选择. a&n}pnEn)  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 #|cr\\2*  
2.载荷计算. R|7_iMIZ  
公称转矩：T=95509550333.5 A$J?-  
查课本,选取 ueJ_F#y  
所以转矩   sGbk4g  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 "4QD\k5  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm <;E>1*K}8  
 {0} Q5  
四、设计小结 K./L'Me  
    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。 +,0 :L :a  
    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。 8&y3oxA,  
五、参考资料目录 G]>P!]  
[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； ]K>x:vMKH  
[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； 1GgG9I  
[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； c6F8z75U  
[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； LsV?b*^(p  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 MB(l*ju0  
[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；  gm@%[  
[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？ nQ^ <h.  
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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