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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  r4M;]  
                 feJl[3@tO  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         jN AS'JV  
                 fXe$Ug|5a  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） sDB,+1"Y$  
R2A#2{+H  
目   录 \30rF]F`l  
     d2?#&d'aq  
一    课程设计书                            2 bao"iv~z  
6Nws>(Ij  
二    设计要求                              2 F_Gc_eT  
N F,<^ u  
三    设计步骤                              2 F/cA tT.M?  
     :Y|[?;  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 W9QVfe#s  
    2. 电动机的选择                                4  [a_o3  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 @ qS Z=  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 H*P[tyz$  
    5. 设计V带和带轮                              6 +{#L,0t  
    6. 齿轮的设计                                  8 KE6 XNG3  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 M0T z('~s  
    8. 键联接设计                                  26 NwVhJdo  
    9. 箱体结构的设计                              27 6 ZAZJn|  
    10.润滑密封设计                                30 <.2jQ#So  
    11.联轴器设计                                  30 c^<~Y$i  
     =!G{+&j  
四    设计小结                              31 DkSs^ym  
五    参考资料                              32 B1A:}#  
|\>Ifv%{  
一. 课程设计书 4Y{;%;-i  
设计课题: dQz#&&s-  
    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 CEVisKcE:  
表一: lD{*Z spz  
         题号 _'4S1  
+`iJ+  
参数    1     (I#mo2  
运输带工作拉力（kN）    1.5     \XO'7bNu-  
运输带工作速度（m/s）    1.1     G+2 ,x0(  
卷筒直径（mm）    200     3~{0X-  
]V)*WP#a  
二. 设计要求 ^wD`sj<Qg  
1.减速器装配图一张(A1)。 Z6-ZAS(>m  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 0gG r/78   
3.设计说明书一份。 Ss0I{0  
GKKDO+A=!  
三. 设计步骤 CvR-lKV<  
    1.  传动装置总体设计方案 H@u5&  
    2.  电动机的选择 ,"F0#5  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 ~N2=44e  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 _u'y7-  
    5.  “V”带轮的材料和结构 DN iH" 0%  
    6.  齿轮的设计  <k0/O  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 mlPvF%Ba  
    8、校核轴的疲劳强度 zkiwFEHA=  
    9.  键联接设计 M[+#*f.T}  
    10.  箱体结构设计 _''un3eCY  
    11. 润滑密封设计 "LSzF_mK  
    12. 联轴器设计 B*Ey&DAV  
     B[q"o I`  
1.传动装置总体设计方案: $$uMu{?0i  
2[;~@n1P  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 !!ma]pB,  
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， oh@Ha?  
要求轴有较大的刚度。 !{{gL=_@  
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。 6`vW4]zu  
其传动方案如下： pp@B]We  
        mYj)![  
图一:(传动装置总体设计图) ksCF"o /@V  
HOF=qE*p  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 Yg,;l-1  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 ~A1!!rJX  
     传动装置的总效率 6B%  h  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； 2Y<]X7Ch:  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， B^]PKjLNZ  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， P -nhG  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 Dx`-h#  
q3#+G:nh  
  2.电动机的选择 &r~s3S{pQ  
!%D';wQ,/  
    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， 7(oA(l1V  
    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， rmo\UCD  
    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。 15q^&l[Q  
     jd,i=P%  
    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， ZHa>8x;Mjl  
     6}?d%K  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 !_QT{H  
     HsUh5;  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 .}v" `>x  
                                                  ? dHl'  
h6OQeZ.  
方案    电动机型号    额定功率 {=?(v`88  
P }]PHE(}7  
kw    电动机转速 _ilitwRN3  
    电动机重量 SOOJqC  
N    参考价格 5OtdB'UITd  
元    传动装置的传动比     tpC^68* F  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ^=n7E  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     Nh_\{ &r  
  fK+ 5   
   中心高 oI[rxr  
        外型尺寸 (tOhuSW  
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     <R;wa@a>  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     } `r.fD  
jx}'M$TA  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 @+H0D"  
83SK<V6  
（1）       总传动比 9Dgs A`{$  
    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 ~/9RSdv7  
    （2）       分配传动装置传动比 `=P_ed%&'  
    ＝× oKCy,Ot<  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 r A(A$VR  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 lTP#6zqfv  
4.计算传动装置的运动和动力参数 2dkWzx  
（1）　各轴转速 j&_>_*.y  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min V){Io_"  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min /\# f@Sg  
（2）　各轴输入功率 pR93T+X  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW p\&/m  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW D|*w6p("z  
    则各轴的输出功率：   g:a[N%[C  
＝×0.98=2.989kW 'JJKnE zQ  
＝×0.98=2.929kW hN6wp_  
各轴输入转矩 qbfX(`nS  
   =××  N·m QfAmGDaYQ  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 1' U  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ;Vat\,45pg  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m wCg7JW#  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m 3PZ(Kn<  
＝×0.98=242.86N·m k[ zyR  
运动和动力参数结果如下表 CvE^t#Bok  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ZxSFElDD]E  
    输入    输出    输入    输出         @4T   
电动机轴        3.03        20.23    1440     y zp#  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     b7dsi|Yo  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     8I RKCuV  
X"+p=PGZK  
5、“V”带轮的材料和结构 X+N5iT  
  确定V带的截型 ].kj-,5>f  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 8`urkEI^r  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 XV]xym~  
      V带截型      由图6-13                        B型 /~w*)e)  
   UIyLtoxu  
  确定V带轮的直径 XZARy:+bc  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm xm1di@  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s YR-G:-(#b  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm zHZfp_I  
   4tLdqs  
  确定中心距及V带基准长度 vLHn4>J,R  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 j;@a~bks6z  
                          360<a<1030 F+(S-Qk1  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm mu{C>w_Rz  
     mz6]=]1w  
  初定V带基准长度 7WS$fUBi  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm re[5lFQ~Z  
       'hU5]}=  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm zhs @ YMY  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm 1bQO:n):~  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 <hCO-r#  
   ,4t6Cq!  
   确定V带的根数 6CHb\k  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw Y?J/KW3  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 GJcxqgk$  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 7Qd$@  m  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 >dJuk6J&c&  
         /Q(boY{  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 #z.n?d2Gd  
                             06^/zr  
                       取Z=2 b`D]L/}pr  
V带齿轮各设计参数附表 3pvqF,"~D  
3{?X>6T  
各传动比 Z3{1`"\<K  
9h\RXVk{tA  
    V带        齿轮     "ymR8 y'  
    2.3        5.96     4;Ucas6  
  {Z8GG  
2. 各轴转速n XN Uw  
    (r/min)        (r/min)     tdxzs_V,-  
    626.09        105.05     Rk g8  
9n\>Yieu  
3. 各轴输入功率 P &"K_R(kN  
    （kw）        （kw）     aq_K,li #w  
    2.93       2.71     {guOAT- w  
W%>T{}4  
4. 各轴输入转矩 T <DR|r  
    (kN·m)        (kN·m)     MZQDFuvDxZ  
43.77        242.86     _LwF:19Il  
P1rjF:x[*  
5. 带轮主要参数 R;Dj70g  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         f EL 9J{  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     \DujF>:  
带的根数z     g@!U^mr*3  
    160        368        708        2232        B        2     /A,w{09G  
5e,u*J]  
6.齿轮的设计 Xrb7.Y0d  
63l& ihj  
（一）齿轮传动的设计计算 L$_%T  
]>(pj9)  
齿轮材料，热处理及精度 .c}+kHv  
    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 |E?r+]  
    （1）       齿轮材料及热处理 W/BPf{U  
       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 SgxrU&::  
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 dX/7n=  
      ② 齿轮精度 ZtO$kK%q;  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ?HPAX  
     :5&D 6  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 J/e]  
按齿面接触强度设计 ;&CLb`<y  
RVm-0[m}  
确定各参数的值: WC<[<uI*  
①试选=1.6 q,)V0Ffe[|  
选取区域系数 Z=2.433   *h0D,O"0  
     M#o.O?.`  
    则 J78.-J5 j0  
    ②计算应力值环数 %f&Y=  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） Sk 7R;A  
    =1.4425×10h H@@ 4n%MK  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 1-E6ACq  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 _:Xmq&<W  
    ④齿轮的疲劳强度极限 q&z'S  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: ds!n l1  
    []==0.93×550=511.5 [(x<2MTj  
3ArHaAv{y  
    []==0.96×450=432         WlQCPC  
许用接触应力   #<[&Lw  
         $]_SPu  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   6:|;O  
         =1 d*s*AV  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 7uc\AhOk6  
    =4.47×10N.m kll!tT-N-  
    3.设计计算 QG?!XWz  
①小齿轮的分度圆直径d RD[P|4eY  
     RBf#5VjOG!  
    =46.42 m0;j1-t  
    ②计算圆周速度 2LUsqL\m}.  
    1.52 ! 1I# L!9  
    ③计算齿宽b和模数 ;=0mL,  
计算齿宽b G?$o+Y'F  
       b==46.42mm C5ILVQ  
计算摸数m 1+$F= M~  
  初选螺旋角=14 :5/Ue,~ag  
    = `ZEFH7P  
    ④计算齿宽与高之比 D^O[_/i&  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 zs]ubJC@  
=46.42/4.5 =10.32 h+B7BjA>G  
⑤计算纵向重合度 69r%b7#  
=0.318=1.903 ~*1>)P8]#  
⑥计算载荷系数K  CA igV$  
使用系数=1 9k71h`5  
根据,7级精度, 查课本得 gq+0t  
动载系数K=1.07, b>p_w%d[[J  
查课本K的计算公式: 9*s8%pL  
K= +0.23×10×b =nCA=-Jv  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 DDR4h"Y  
查课本得: K=1.35 n(Nu  
查课本得: K==1.2 El9T>!Z  
故载荷系数: :'wxm3f  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 3v_j*wy  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 c\o_U9=n  
    d=d=50.64 Yf9E0po  
    ⑧计算模数 Wo&22,EB  
    = 1(Vv-bq$  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 `&c[ s%0  
    由弯曲强度的设计公式 C2rG3X^~Jm  
    ≥ V.`hk^V,  
Q +l{> sL  
⑴   确定公式内各计算数值 3HtM<su*h  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m &_Cc  
         确定齿数z ."dT6uE  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 gWU#NRRc  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 p]S'pzh  
    Δi＝0.032％5％，允许 }Y!V3s1bm  
    ②      计算当量齿数 |GQq:MB;z  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  BTr oe=R  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 UeCi{ W  
    ③       初选齿宽系数 =:g\I6'a  
     按对称布置，由表查得＝1 #0r^<Yn  
    ④       初选螺旋角 kXhd]7ru  
    初定螺旋角 ＝14 x/{-U05  
    ⑤       载荷系数K )R `d x  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 4qDO(YWf  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y 46T(1_Xt~  
    查得: Zex~ $r  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 [F*yh9%\  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 aOg9Dqtg)f  
     ]p+KN>1e  
    ⑦       重合度系数Y 4ZUtK/i+r  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 ~_;.ZZ-H]  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 :K~@JlJd  
＝14.07609 Pn4.gabE  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 _)vX_gCi  
    ⑧       螺旋角系数Y dY$nw  
 轴向重合度 ＝1.675, pSQ2wjps  
    Y＝1－＝0.82 t9<BQg  
     Z*3RI5)dx  
    ⑨       计算大小齿轮的 l5^Q  
 安全系数由表查得S＝1.25 `_LQs9J0J  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 ~ a 2A"#f  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 nWCJY:q;5  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 rV"3oM]Lo  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   [r 7Hcb  
    小齿轮     大齿轮 tlO=>  
k2->Z);X  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: Jityb}Z"  
    K=0.86        K=0.93   ,.{M1D6'R`  
81#x/&E]  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 a{7*um  
      []= @)Vb?|3  
      []= hH>a{7V   
       `>KNa"b%$  
       ]{i0?c  
        大齿轮的数值大.选用. Rh~j -;  
     uh 9b!8  
⑵   设计计算 M1P;x._n  
     计算模数 *cFGDQ !  
fMf;  
s +S6'g--  
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: M3KK^YRN  
Da! fwth  
z==24.57  取z=25 6&E[hvu  
gmTBp}3  
那么z=5.96×25=149           sDgo G  
  hQ:wW}HWW  
②   几何尺寸计算 # r>)A  
    计算中心距     a===147.2 L1lDDS#  
将中心距圆整为110 c9uu4%KG6<  
 1l}Am>}  
按圆整后的中心距修正螺旋角 Qj /H$  
(F;*@Z*R  
=arccos r.LOj6c  
b[&ri:AC  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. - ]We|{  
M4 ?>x[Pw  
计算大.小齿轮的分度圆直径 WB (?6"  
     b-`P-  
    d==42.4 a]V#mF |{  
o^uh3,.  
d==252.5 GdScYAC   
-{?xl*D  
计算齿轮宽度 Wvd-be  
"E5=AW d  
B= \l[AD-CZPh  
XkW@"pf&Fh  
圆整的       o}wRgG  
fk2Uxg=[  
                                            大齿轮如上图： pR*3Q@Ng  
D][I#v h  
ze+S_{  
_Co v>6_i  
7.传动轴承和传动轴的设计 us8ce+  
V~.SgbLc  
1.  传动轴承的设计 2l+'p[b0>  
(7~vOWs:[  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 /f. ,xs!  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min a(JtGjTf&  
T1=43.77kn．m jt @2S  
⑵.  求作用在齿轮上的力 x)q$.u+  
    已知小齿轮的分度圆直径为 !"08TCc<  
        d1=42.4 \"yR[.Q?   
而  F= YSZ[~?+  
     F= F x1CMW`F  
N'5DB[:c:  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N H 0Sm4  
q{yzux  
=/xXB  
ZkMHy1  
⑶.   初步确定轴的最小直径 OWN|W,  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 jNIz:_c-~  
O1]XoUH<  
m1p% ,  
             M9yqJPS}B  
     从动轴的设计 !VfVpi+-  
       p7*7V.>X  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， BIvz55g  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M d?CU+=A&|  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 x||b :2  
    已知大齿轮的分度圆直径为 QX-M'ur99  
        d2=252.5 #)6 bfyi-  
而  F= sg]g;U  
     F= F q 7+|U%!9  
xA}{ZnTbN  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N l4^8$@;s  
52 DSKL  
Hc q@7g  
zWdz9;=_  
⑶.   初步确定轴的最小直径 aUBu"P$J  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 =0U"07%}  
0g@*N4  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 lo >:S1  
查表,选取 %cMayCaI!@  
m )<N:|  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 C2%Yry  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 A<g5:\3  
abV,]x&.0  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 K*MI8')  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 Y9(BxDP_+Y  
A5dH*< }  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. gE!`9#..  
K;f=l5  
            D        B                轴承代号     k1WyV_3  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     7.v{=UP  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     D_cd l^  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     @] {:juD~  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     (WS<6j[q  
jM(!!A jpC  
     z;i4F.p  
a% 82I::t  
     M$LzV}k  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 EY!P"u;  
    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, gq?~*4H  
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.     e-o$bf%  
o&:n>:im  
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. +Sdki::  
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, ["?WVXCF8|  
高速齿轮轮毂长L=50,则 a<V* )  
$S!WW|9j.  
L=16+16+16+8+8=64 `_+m3vHG  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. X`n*M]  
qfEB VS(  
5.    求轴上的载荷    PYYO-Twg  
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, @sb00ad2q  
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. ;%aWA  
z0&I>PG^  
!' @  
7wc{.~+  
,_t}\7  
Sst`*PX:  
=E%<"FB  
Y3wL EG%,:  
32V,25 (`5  
     bYH! P/  
TMQu'<?V  
传动轴总体设计结构图: NBZ>xp[U  
     |k9A*7I  
                             $JXQn  
}GTy{Y*&  
                             (主动轴) N[,/VCW  
gb0ZGnI  
&U/~*{  
        从动轴的载荷分析图: A,s .<TG  
9Fh(tzz  
6.     校核轴的强度 dQL! >6a  
根据 { e %  
== H}c, P('  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 &9'JHF!l  
查表15-1得[]=60MP 5{|\h}  
〈 []    此轴合理安全 XUT\nN-N  
R OQIw  
8、校核轴的疲劳强度. $yb8..+  
⑴.   判断危险截面 @V-CG!  
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. b511qc"i>M  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 dfq5P!'  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 $T0|zPK5  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 Mhw\i&*U  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 Z;mDMvIu (  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 h@D4~(r  
截面上的弯曲应力 ]H|1q uT  
r4qFEFV3%  
截面上的扭转应力 5+O#5" v_  
== <!|2Ru  
轴的材料为45钢。调质处理。 :+,qvu!M7  
由课本得： ),6Z1 K1  
           XfT6,h7vFL  
因             X|wXTecg*|  
经插入后得 6%_d m'  
2.0         =1.31 }J$PO*Q@'  
轴性系数为 |E]YP~h  
       =0.85 n{Mj<\kL  
K=1+=1.82 )V}u1C-N  
    K=1+（-1）=1.26 `"CF/X^  
所以               q& Vt*  
4"j5@bppJ  
综合系数为：    K=2.8 $P@P}%2  
K=1.62 d*,|?Ar*b  
碳钢的特性系数        取0.1 :7!/FBd  
   取0.05 wL 5).`oq  
安全系数 I$wP`gQh  
S=25.13 Gf'V68,l$  
S13.71 ^j=_=Km]  
≥S=1.5    所以它是安全的 oci-[CI,  
截面Ⅳ右侧 "=f*Lk@[  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 gi@+2 7;  
LZ ID|-  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 "5jZS6A]  
nw5#/5xw  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 dYV)lMJ*  
e:V,>RbC0s  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 $@&bK2@.(  
截面上的弯曲应力   |#2<4sd  
截面上的扭转应力 HKcipDW  
==K= SqTm/ t  
    K=   6^: l  
所以                 v @N8v  
综合系数为： ypd  
K=2.8    K=1.62 c@q>5fR/c  
碳钢的特性系数 jv|IV  
    取0.1       取0.05 3.d=1|E  
安全系数 |k+&we uY  
S=25.13 esu6iU@  
S13.71 3iEcLhe"4  
≥S=1.5    所以它是安全的 nQ(#'9  
dF.T6b  
9.键的设计和计算 VBCj.dw  
*BO4"3Z  
①选择键联接的类型和尺寸 WAdl@){  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. &1':s|c  
根据    d=55    d=65 [7s5Vt|  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 P|(J]/  
                     b=20     h=12     =50 #uXOyiE  
D@JHi'F  
②校和键联接的强度 Om1z  
  查表6-2得      []=110MP Vi?Z`G]w!  
工作长度  36-16=20 wFd*6%  
    50-20=30 W>Rv  
③键与轮毂键槽的接触高度 R&alq  
     K=0.5 h=5 <s7{6n')  
    K=0.5 h=6 I] "$h]T  
    由式（6-1）得： h.Dk>H_G  
           ＜[] pM7BdMp   
           ＜[]  #b"IX`5  
    两者都合适 R$3JbR.  
    取键标记为： =4%C?(\  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 a "1$z`ln  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 q-3KF  
10、箱体结构的设计 4 ?c1c  
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， E8dp  
大端盖分机体采用配合. N7jRdT2k%  
s,29_z7  
1.   机体有足够的刚度 QJE- $ :  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 <V8i>LBlz  
GB+d0 S4  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 6b8Klrar!  
^+wzm2i  
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 LK%B6-;~-  
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 {pg@JA  
[:=[QlvV  
3.   机体结构有良好的工艺性. g`6wj|@ =W  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 7w$R-Y/E  
c]n03o  
4.   对附件设计 &B85;  
A  视孔盖和窥视孔 C/vLEpP{(/  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 @/u`7FO$&  
B  油螺塞： 7fE V/j  
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。 9]w0zUOL6  
C  油标： :y %~9=  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 m pivg  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. Jqj6L993e  
Tz-cN  
D  通气孔： }:8>>lQ  
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. @~XlI1g$i  
E  盖螺钉： (R}X( u  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 W9Lg}[>:)  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. oQXkMKZ  
F  位销： c+{4C3z  
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. Z4-dF;7  
G  吊钩： *!/#39  
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. cs M|VNE>  
o5@ jMU;  
减速器机体结构尺寸如下： Ft rw3OxN  
8'[wa  
名称    符号    计算公式    结果     T6r~OV5  
箱座壁厚                10     (R<4"QbE  
箱盖壁厚                9     eM"mP&TTL  
箱盖凸缘厚度                12     PPO<{  
箱座凸缘厚度                15     NETC{:j  
箱座底凸缘厚度                25     uPXqTkod  
地脚螺钉直径                M24     zs:7!  
地脚螺钉数目        查手册        6     mX?{2[  
轴承旁联接螺栓直径                M12     ~?5m5z O  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     $:N "*  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     }x1IFTa!  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     z}tp0~C  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     &RrQ()<as  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 =ol][)Bd  
    22 ncr-i!Jjk  
    18     hF7mJ\  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 TkoXzG8yE<  
    16     xm0#4GFUS  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     Nt-SCLDM  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     XL=R]IC<.  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     ;Hb[gvl   
机盖，机座肋厚                9    8.5     U3K<@r  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） MEnHC'nI  
150（3轴）     mVAm^JK  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） I<K/d  
150（3轴）     %u0;.3Gw  
     UjOhaj "h  
11. 润滑密封设计 O9X:1>a@i  
Q_.c~I}yV  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. A<5`[<x$  
    油的深度为H+ <^_Vl8%  
         H=30  =34 k1U8wdoT  
所以H+=30+34=64 2\\3<  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 e=UVsYNx  
     *b{lL5  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 F'$S!K58  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     TK/'=8  
    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 vW-`=30  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 sg"D;b:X  
     s [F' h-y  
12.联轴器设计 \u-e\w  
X7d.Ie  
1.类型选择. }lTZq|;A  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 |kNGpwpI  
2.载荷计算. &qP-x98E?  
公称转矩：T=95509550333.5 L(n/uQ :  
查课本,选取 eoe^t:5&  
所以转矩   uBq3.+,x*  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 UZ\*]mxT  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm HU[nN*  
za]p,bMX  
四、设计小结 H..ZvGu  
    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。 xhkWKB/7  
    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。 _+ 04M)q0  
五、参考资料目录 t<k [W'#  
[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； 5Vo}G %g  
[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； ERRT_G?  
[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； f THun?Vn  
[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； 7 Y>`-\  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 !HjNx%o5<  
[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； DGZY~(]  
[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？ Lubs{-5lk  
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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