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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 !Bu=?gf  
                 GeFu_7u!|  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         Xh?J"kjof  
                 /A82~  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） w678  
qZ<|A%WQ  
目   录 eW\C@>Ke  
     J;5G]$s  
一    课程设计书                            2 f\u5=!kjN  
H tx)MEZ  
二    设计要求                              2 ~P,@">}  
JWsOze 8#  
三    设计步骤                              2 3kW%,d*_  
     l\6.f_  
    1. 传动装置总体设计方案                        3  __Egr@  
    2. 电动机的选择                                4 ' JAcN@q~z  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 [A'9sxG  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 m?y'Y`  
    5. 设计V带和带轮                              6 1SG^g*mf  
    6. 齿轮的设计                                  8 G\C>fwrP_  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 }JM02R~I  
    8. 键联接设计                                  26 rd ]dD G  
    9. 箱体结构的设计                              27 7<zI'^l  
    10.润滑密封设计                                30 y{9<>28  
    11.联轴器设计                                  30 ,R*YI  
     4"et4Y7  
四    设计小结                              31 9xRor<  
五    参考资料                              32 OV`#/QL  
oV;I8;#\J  
一. 课程设计书 F3=iyiz6  
设计课题: /g\m7m)u  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V C<E;f]d  
表一: "ZR^w5  
         题号 =SK{|fBB  
Senb_?  
参数    1     w1,6%?p(O  
运输带工作拉力（kN）    1.5     ;@/vKA3l.  
运输带工作速度（m/s）    1.1     t}fU 2Yb  
卷筒直径（mm）    200     f}:W1&LhI?  
FQBAt0  
二. 设计要求 AkX8v66:  
1.减速器装配图一张(A1)。 aMO+ y91Y(  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 %0lJ(hm  
3.设计说明书一份。 s}Q*zy  
]-8yZWal  
三. 设计步骤 r!)jxIL\  
    1.  传动装置总体设计方案 %)}y[ (  
    2.  电动机的选择 Yg! xlrxA  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 sSsRn*LN-:  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 p77  
    5.  “V”带轮的材料和结构 F(;95TB  
    6.  齿轮的设计 R zn%!d^$>  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 U,tWLX$@  
    8、校核轴的疲劳强度 "a]Ff&T-  
    9.  键联接设计 mAuN* (  
    10.  箱体结构设计 P7y.:%DGD0  
    11. 润滑密封设计 B+n(K+  
    12. 联轴器设计 >OW>^%\!1  
      $&to(  
1.传动装置总体设计方案: >-4kO7.V  
;0Mg\~T~'  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 &BkdC,o  
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， L<O"36R  
要求轴有较大的刚度。 ky{-NrK  
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。 MzCZj  
其传动方案如下： $#7~  
        t'DYT"3  
图一:(传动装置总体设计图) hgI;^ia  
I>%@[h,+  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 mqKr+  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 Bw*6X` 'Q  
     传动装置的总效率 =7 ${bp!  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； gs9VCaIa  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， ;eiqzdP  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， &J}w_BFww  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 BZs?tbf  
.+2@(r  
  2.电动机的选择 sI#r3:?i  
6),VN>j  
    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， 1`l10fqU  
    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， MP%pEUomev  
    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。 +,A7XBn  
     jLgx(bMn  
    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， _%6Vcy  
     :Tn1]a)f6  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 2:Rxyg@'  
     DgRA\[c  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 B4ky%gF4  
                                                  ui4*vjd  
[;8vO=Z  
方案    电动机型号    额定功率 @Yy']!Ju  
P (Gpk;DD  
kw    电动机转速 ,`;Dre  
    电动机重量 r-IG.ym3  
N    参考价格 sN9 SuQ  
元    传动装置的传动比     6/&aBE=  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     @T 8$/  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     UJ1Ecob  
  /%5X:*:H  
   中心高 =EdLffU[J  
        外型尺寸 BuIly&qbm<  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     LSN%k5G7.  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     HE>sZ;  
{fAj*,pzl  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 .~ yz1^ c  
&a];"2  
（1）       总传动比 xXm:S{I  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 R8YA"(j!L  
    （2）       分配传动装置传动比 L !V6 Rfy  
    ＝× [t}$W*hY  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 "8YXFg  
    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 R6/vhze4L2  
4.计算传动装置的运动和动力参数 sPUn"7  
（1）　各轴转速 )3RbD#?  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min -+w^"RBV  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min SB\T iH/  
（2）　各轴输入功率 )Y:9sd8g7  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW D?< R5zp  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 2E d  
    则各轴的输出功率：   H&3i[D!p  
＝×0.98=2.989kW -)2sR>`A%  
＝×0.98=2.929kW XI*cu\7sy  
各轴输入转矩 35X4] t  
   =××  N·m dJYQdo^X  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· gjnTG:}}}+  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m tW#=St0<.o  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m __N#Y/e ]  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m M,j3z #  
＝×0.98=242.86N·m %HK\  
运动和动力参数结果如下表 b3RCsIz  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     _]~= Kjp  
    输入    输出    输入    输出         4:S?m(ah/  
电动机轴        3.03        20.23    1440     KsMC+:`F  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     >84:1 `  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     dDoKmuY>5  
k yI-nE  
5、“V”带轮的材料和结构 DHnu F@M  
  确定V带的截型 07:N)y,  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 hB:}0@l6p=  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 [~_()i=Y  
      V带截型      由图6-13                        B型 wqyrs|P  
   4fp]z9Y  
  确定V带轮的直径 "/MA.zEl0,  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm Z(=U ZI?  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 6 s$jt-bH  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm 4`Z8EV  
   yDdi+  
  确定中心距及V带基准长度 "X7;^yY  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 vQiKpO*  
                          360<a<1030 Q1yj+)_  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm w2/3\3p  
     5/>W(,5}  
  初定V带基准长度 ~-.^eT kP  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ; OpN &q+  
       LAT%k2%Wx  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm u^!c:RfE?  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm It .`  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 F3L'f2yBG  
   Cm5:_K`;]  
   确定V带的根数 6]*~!al?  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw Q5:8$ C}+  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 t@(`24  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 2UF ,W]  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 5lc%GJybV  
         *+wGXm  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 '"/Yk=EmlU  
                             keYvscRBI  
                       取Z=2 apxY2oE&  
V带齿轮各设计参数附表 z :_o3W.E  
/QeJ#EHn  
各传动比 l1h;ng6  
'.mHx#?7  
    V带        齿轮     ]U8VU  
    2.3        5.96     M#PutrH  
  gPu0j4&-  
2. 各轴转速n }9qbF+b  
    (r/min)        (r/min)     g,0u_$U  
    626.09        105.05     :+m8~n$/  
=QiVcw,G#  
3. 各轴输入功率 P %SX)Z i=O  
    （kw）        （kw）     {B_pjs  
    2.93       2.71     W_ =  
]^j'2nJv0  
4. 各轴输入转矩 T xp4w9.X5(  
    (kN·m)        (kN·m)     L:(>ON  
43.77        242.86     7 q%|-`#  
1gTW*vLM\  
5. 带轮主要参数 w!=Fi  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         Y<vsMf_U  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     Q--VZqn  
带的根数z     o?Wp[{K  
    160        368        708        2232        B        2     &3nbmkM  
`a!:-.:v  
6.齿轮的设计 %L\buwjy$  
BJdH2qREN  
（一）齿轮传动的设计计算 .)zX<~,  
c~1X/,biA  
齿轮材料，热处理及精度 eoC@b/F4  
    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 7HpfHqJ7  
    （1）       齿轮材料及热处理 ,1s,G]%M  
       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 0M'[|ci d|  
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 L6xLD X7y  
      ② 齿轮精度 *f?z$46  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 a*pwVn  
     G9/5KW}-  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 q Z,7q  
按齿面接触强度设计 U8T"ABvFP  
KVvzVQ1  
确定各参数的值: RO([R=.`/  
①试选=1.6 vu&%e\gM  
选取区域系数 Z=2.433   Qe&K  
     (\Iz(N["G  
    则 :< )"G&  
    ②计算应力值环数 O%g%*9  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） ),<E-Ub  
    =1.4425×10h DRBRs-D  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 0{8^)apII  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 [BH^SvE  
    ④齿轮的疲劳强度极限 5i+0GN3nd  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: j &#A 9!  
    []==0.93×550=511.5 |HjoaN)  
= }&@XRLJ  
    []==0.96×450=432         ^k'?e"[gTs  
许用接触应力   jAa{;p"jU  
         _:: q S!  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   Y=%SK8]Q;  
         =1 fjE  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 3H_mR j9th  
    =4.47×10N.m 6hE. i x  
    3.设计计算 W-QBC- 3  
①小齿轮的分度圆直径d aAlES< r  
     M*r/TT  
    =46.42 !Od?69W, $  
    ②计算圆周速度 n>)'!   
    1.52 pT90TcI2  
    ③计算齿宽b和模数 b.`<T "y  
计算齿宽b pzo9?/-  
       b==46.42mm ];-DqK'  
计算摸数m $a.!X8sHB.  
  初选螺旋角=14 RG'Ft]l92N  
    = ad\?@>[ I  
    ④计算齿宽与高之比 23lLoyN  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 4@K9%  
=46.42/4.5 =10.32 P%#EH2J  
⑤计算纵向重合度 "Ih>>|r  
=0.318=1.903 \(nb >K  
⑥计算载荷系数K }@6/sg  
使用系数=1 QF  P3S(  
根据,7级精度, 查课本得 "l-L-sc,  
动载系数K=1.07, KuU]enC3  
查课本K的计算公式: 5wy1%/;  
K= +0.23×10×b }Htnhom0n  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 *^BW[C/CTR  
查课本得: K=1.35 "[PxLq5  
查课本得: K==1.2 Quc,,#u  
故载荷系数: I9! eL4e  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 )HrFWI'Y  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 r'kUU] j9  
    d=d=50.64 >-2eZ(n)"  
    ⑧计算模数 vy ME  
    = -_m>C2$6x  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 =!axQ[)A  
    由弯曲强度的设计公式 0WasE1t|  
    ≥ jV(\]g"/=  
vv2N;/;I  
⑴   确定公式内各计算数值 ]s*Fs]1+H  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m QT1(= wK3  
         确定齿数z vybQ}dscn  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 2Xu?/yd  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 yI&{8DCCw  
    Δi＝0.032％5％，允许 o/EN3J  
    ②      计算当量齿数 L<kIzB !  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  }Pm>mQZ},  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 4H7 3a5f  
    ③       初选齿宽系数 g/)$-Z)Nu  
     按对称布置，由表查得＝1 .Z,3:3,]  
    ④       初选螺旋角 L53qQej<  
    初定螺旋角 ＝14 x=+R0ny  
    ⑤       载荷系数K 2v!ucd}  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 ?;{fqeJz  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y T6X%.tR>`  
    查得: _%HpB=  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 #q;hX;Va  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 ep"YGx  
     x.V6C0|6"  
    ⑦       重合度系数Y ;z6Gk&?  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 87/!u]q  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 i|'M'^3r  
＝14.07609 z|Z<S+=f  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 4$~]t:n  
    ⑧       螺旋角系数Y S(7_\8 h  
 轴向重合度 ＝1.675, -29 Sw  
    Y＝1－＝0.82 .YvE  
     oDyrf"dl  
    ⑨       计算大小齿轮的 J 4$^Hr  
 安全系数由表查得S＝1.25 1B;-ea  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 ryz [A:^G  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 NF& ++Vr6  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 5lp L$  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   e=11EmN9  
    小齿轮     大齿轮 u3!aKXnv<  
/h4 ::,  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: E,Q>jH  
    K=0.86        K=0.93   x\=2D<@az  
'xNPy =#  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ~Rzn =>a  
      []=  P]bq9!{1  
      []= QjW7XVxB#N  
       q!iMc  
       JHY0 J &4s  
        大齿轮的数值大.选用. PZ/gD  
     ,&S ^Ryc  
⑵   设计计算 5xZ*U  
     计算模数 Oeo:V"  
)"  H$1  
<1(:W[M  
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: JPS7L}Kv  
\NYtxGV[Z  
z==24.57  取z=25 lYlU8l5>  
!P7##ho0  
那么z=5.96×25=149           yVThbL_YJ  
  zy(i]6  
②   几何尺寸计算 :@PM+[B|Q  
    计算中心距     a===147.2 q% Eze  
将中心距圆整为110 N0be=IO5#  
aqvt$u8  
按圆整后的中心距修正螺旋角 KKm0@Y   
!XjvvX"j  
=arccos !HA[:-JCz  
"7R"(.~>  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. <!.'"*2  
r`]&{0}23  
计算大.小齿轮的分度圆直径 QK0  
     0\t k/<w2  
    d==42.4 {mPalo A  
_m!TUT8o  
d==252.5 gY AXUM,  
g-=)RIwm  
计算齿轮宽度 $|v_ pjUu]  
rs01@  
B= T`g.K6$b  
& z;;Bx0s  
圆整的       M.K-)r,  
!g /&ws&  
                                            大齿轮如上图： !1f8~"Z  
_W41;OY  
4!Ez#\  
vjG: 1|*e  
7.传动轴承和传动轴的设计 DG8LoWZ  
F_ ~L&jHP  
1.  传动轴承的设计 ;dl>  
sDnHd9v<?t  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 SCl$+9E  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min v*%#Fp,g8  
T1=43.77kn．m mrDIt4$D  
⑵.  求作用在齿轮上的力 YmM+x=G:  
    已知小齿轮的分度圆直径为 .3Nd[+[  
        d1=42.4 dzZ74FE!t  
而  F= D%v4B`4ua'  
     F= F ]=p@1  
R}F0_.  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N f[3DKA  
~YHy '.  
&?^S`V8R*  
0uzm@'^  
⑶.   初步确定轴的最小直径 J=4R" _yo  
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 4 vwa/?  
THirh6  
^yUel.N5"  
             ;bVC7D~~4w  
     从动轴的设计 SU OuayE  
       E"5 z T1d  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， 8YC\Bw  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M <v;;:RB6c  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 3jPua)=p  
    已知大齿轮的分度圆直径为 J#B% #X  
        d2=252.5 <=8REA?  
而  F=  ~dfc  
     F= F jC1mui|Y^  
/_E8'qlx  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 0!F"s>(H  
~vnG^y>%  
+MPM^m  
{]plT~{e  
⑶.   初步确定轴的最小直径 D.o|pTZ  
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 Vh^fbv`?  
/W'GX n  
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 mD-qJ6AM  
查表,选取 yiGq?WA7  
v5l)T}Nb  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 fk4s19;?  
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 /*g3TbUs  
D8N}*4S  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ZzLmsTtzIu  
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  。 ep .AW'+  
(&0%![j&  
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. 'M185wDdAl  
;>_\oZGj_  
            D        B                轴承代号     ;T~]|#T\6  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     LY2oBX@fC  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     }\}pSqW  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     xc[@lr  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     w\k|^  
Pcut#8?  
     9@  [R>C  
8*3o 9$Pj  
     Qk<W(  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 "P HkbU  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, e>~g!S}G  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     w*<XPBi  
lxy_O0n  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. G\G TS}u[  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, o9ZHa  
高速齿轮轮毂长L=50,则 IY6DZP  
!"/]<OQ   
L=16+16+16+8+8=64 F>Rz}-Fy  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. >f#P(  
8A}w}h  
5.    求轴上的载荷   /%9D$\  
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, )z-)S  
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. 0xrr9X<  
Kk1591'  
!s pp*Q)#\  
o&P}GcEIw  
`Bk7W]{L  
01N "  
}S51yDVG_  
n 1MZHa,  
O6Bs!0,  
     nf& P Dv1  
XlUM~(7+v  
传动轴总体设计结构图: qd#?8  
     c7 Sa|9*dR  
                             vN:gu\^-   
lo*OmAF  
                             (主动轴) !E!i`yF  
y\K r@;q0w  
^Gt&c_gH  
        从动轴的载荷分析图: w>Iw&US  
's>   
6.     校核轴的强度 >p#`%S  
根据 "s!!\/^9C  
== P8!ON=  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 )[RLCZ  
查表15-1得[]=60MP |57u;  
〈 []    此轴合理安全 +\g/KbV7  
|S.G#za  
8、校核轴的疲劳强度. [ZC]O2'  
⑴.   判断危险截面 't:$Lx  
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. _R&mN\ey5  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 k7JE{(Ok  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 +v.uP [H  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 m;-FP 2~  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 >B>[_8=f@  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 O ]o7  
截面上的弯曲应力 `)V1GR2 ES  
S :)Aj6>6  
截面上的扭转应力 -!MrG68  
== HT&CbEa4'  
轴的材料为45钢。调质处理。 ~hK7(K  
由课本得：  m(CW3:|  
           0VsQ$4'V^  
因             9A_{*E(wd  
经插入后得 ro|mW P0  
2.0         =1.31 Uytq,3Gj6  
轴性系数为 ZrY #B8  
       =0.85 Fp'qn'){:#  
K=1+=1.82 @>`+eg][?P  
    K=1+（-1）=1.26 ldp x,  
所以               S(NH# ^  
xz2U?)m;x  
综合系数为：    K=2.8 BS3Aczwk  
K=1.62 &"H xAK)f  
碳钢的特性系数        取0.1 =k.:XblEe[  
   取0.05 \:]  
安全系数 9R_2>BDn  
S=25.13 %smQ`u|  
S13.71 BGM5pc (ei  
≥S=1.5    所以它是安全的 cs[_TJo  
截面Ⅳ右侧 \H<gKZquR  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 Q{%2Npvq  
A/5??3H  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 O-m=<Fk> D  
48%-lkol)  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 N>h/!# ZC  
C]S~DK1  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 `=m[(CLb  
截面上的弯曲应力   #,dNhUV#  
截面上的扭转应力 =$bJ`GpJ  
==K= (al.7VA;9  
    K= 6Gt~tlt:L  
所以                 % mP%W<  
综合系数为： N:R6 b5 =}  
K=2.8    K=1.62 ;]*V6!6RR  
碳钢的特性系数 &UzeNL"]  
    取0.1       取0.05 W,sU5sjA  
安全系数 s|er+-'  
S=25.13 [6 d~q]KH  
S13.71 &6]+a4  
≥S=1.5    所以它是安全的 UI:YzR  
`O~NT'Ed8  
9.键的设计和计算 ggluQGA  
[3$L}m  
①选择键联接的类型和尺寸 fZQL!j4  
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. x"g-okLN  
根据    d=55    d=65 EY~b,MIL4  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 C]@v60I  
                     b=20     h=12     =50 V+\L@mz;  
zk6al$3R  
②校和键联接的强度 s*'L^>iZ  
  查表6-2得      []=110MP 99QMMup  
工作长度  36-16=20 [tN^)c`s/  
    50-20=30 +IS+!K0?)  
③键与轮毂键槽的接触高度 |W't-}yf  
     K=0.5 h=5 1Yr&E_5/  
    K=0.5 h=6 TFZvZi$u&  
    由式（6-1）得： 6d4e~F  
           ＜[] PK&3nXF%4  
           ＜[] 2T3TD%  
    两者都合适 'K|Jg.2  
    取键标记为： [^N8v;O  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 +f5|qbX/\  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 3k%fY  
10、箱体结构的设计 U2Uf69R  
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， Oup5LH!sW  
大端盖分机体采用配合. "h@|XI  
~Te9Lq|  
1.   机体有足够的刚度 "zN2+X"&  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 s,5SWdb\v  
=1!,A  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 l ~bjNhk  
Drn{ucIs  
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 J A=9EnTU  
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 $5(_U  
24Y8n  
3.   机体结构有良好的工艺性.  {J aulg  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. !@6P>HzY$  
/ 7i>0J]  
4.   对附件设计 )^Ha?;TS  
A  视孔盖和窥视孔 cImOZx  
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 YwbRzY-#F  
B  油螺塞： ,]:vk|a#;  
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。 ]^f7s36  
C  油标： g Kp5*  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 WO}l&Q  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. fPW|)e"  
';'TCb{f*  
D  通气孔： +2DzX/3  
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. %1Ex{H hb  
E  盖螺钉： O }ES/<an  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 >M}\_c=  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. For`rfR  
F  位销： sl5y1W/]]  
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. |igr3p5Fw  
G  吊钩： X2RM*y|  
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. S]Y3nI  
n;Nr[hI  
减速器机体结构尺寸如下： 4t C-msTf  
%i!=.7o.  
名称    符号    计算公式    结果     R*"31&3le4  
箱座壁厚                10     .o27uB.  
箱盖壁厚                9     z;c~(o@4  
箱盖凸缘厚度                12     0Q>yv;M  
箱座凸缘厚度                15     9s#Q[\B!  
箱座底凸缘厚度                25     FW~{io]n  
地脚螺钉直径                M24     cWNZ +Q8Y  
地脚螺钉数目        查手册        6     4qd =]i  
轴承旁联接螺栓直径                M12     >A]U.C  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     %=ZN2)7{  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     Ok0zgi  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     A#b`{C~l  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     X0QY:?  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 D.!ay>o0#  
    22 Z+gG.|"k  
    18     nV[0O8p2Md  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 ?{)sdJe  
    16     ;^[VqFpeS  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     ?Aq \Gr  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     6w?l I  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     YK=o[nPmK  
机盖，机座肋厚                9    8.5     \Zn%r&(  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） Zb \E!>V  
150（3轴）     B4&K2;fg_  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） tRUGgf`  
150（3轴）      L+=pEk_  
     &N+,{7.  
11. 润滑密封设计 z1K}] z%  
=&!L&M<<  
    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. :jKiHeBQu?  
    油的深度为H+ .wdWs tQ  
         H=30  =34 ~.:9~(2;  
所以H+=30+34=64 %',bCd{QW  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 #`g..3ey  
     6'F4p1VG*I  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 Y:x,pPyl  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     "X[sW%# F  
    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 &7fwYV  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 OBCH%\;g  
     A89n^@  
12.联轴器设计 6Mh;ld@  
V[Z^Z  
1.类型选择. M*+MhM-  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 hoj('P2a#n  
2.载荷计算. 8E/wUN,Lxj  
公称转矩：T=95509550333.5 brdfj E8  
查课本,选取 bG|aQ2HW  
所以转矩   MF41q%9p  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 SU` RHAo  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm \ZOH3`vq  
bV3az/U  
四、设计小结 2 &(w\#'  
    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。 ].!^BYNht  
    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。 ^D}]7y|fm  
五、参考资料目录 aFbIJm=!  
[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； pA%Sybw+  
[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； &az :YTq  
[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； x!i(M>P  
[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； |e%o  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 (C&Lpt_  
[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； 46(=*iT&V  
[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？ A><q-`bw  
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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