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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 1EQLsg`d^  
                 mk[<=k~  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         >2ny/AK|  
                 q DPl( WXb  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） `teaE7^Wm  
suE#'0K  
目   录 |vY|jaV}  
     u& <NBxY  
一    课程设计书                            2 =~q Xzq  
>o5eyi  
二    设计要求                              2 DAQozhP8  
o?><(A|  
三    设计步骤                              2 }*,z~y}V#  
     N{?Qkkgx  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 TlpQ9T  
    2. 电动机的选择                                4 +m4?a\U  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 9d8U@=  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 (d#W3  
    5. 设计V带和带轮                              6 V"5LNtf  
    6. 齿轮的设计                                  8 Hh'o:j(^  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 @!mjjeG+1  
    8. 键联接设计                                  26 -~_;9[uV  
    9. 箱体结构的设计                              27 @] 3`S  
    10.润滑密封设计                                30 dF'oZQz  
    11.联轴器设计                                  30 !Q{~f;L  
     LsaRw-4.c  
四    设计小结                              31 Y|L]#  
五    参考资料                              32 lFD/hz7lc  
[-2Tj)P C  
一. 课程设计书 v7mg8'  
设计课题: [Y8ot-6  
    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 9iN}v   
表一: hEAP,)>F  
         题号 Xagz(tm/  
(5>IF,}!L  
参数    1     ' eH Fa  
运输带工作拉力（kN）    1.5     FmhN*ZXr #  
运输带工作速度（m/s）    1.1      G`NGt_C  
卷筒直径（mm）    200     YiC_,8A~  
~i=5NUE  
二. 设计要求 yTh60U  
1.减速器装配图一张(A1)。 5mg] su&#  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 -XWlmw*i(g  
3.设计说明书一份。 8[d6 s  
6mC% zXR5  
三. 设计步骤 C[nacAi  
    1.  传动装置总体设计方案 (z^9 87G  
    2.  电动机的选择 :.?%e{7  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 ::!{f+Up  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 &I?d(Z=:\  
    5.  “V”带轮的材料和结构 :{x    
    6.  齿轮的设计 * NdL4c~  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 kXW$[R  
    8、校核轴的疲劳强度 9`5qVM1O{  
    9.  键联接设计 fe7DS)U  
    10.  箱体结构设计 -](3iPy}  
    11. 润滑密封设计 8~vE  
    12. 联轴器设计 ux1SQ8C*  
     |=#uzp7*  
1.传动装置总体设计方案: ,{g B$8z^  
,dSP%?vV  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ){"-J&@?  
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， ~4u[\&Sh  
要求轴有较大的刚度。 z>O=. Ku6  
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。 9pq-"?vHY0  
其传动方案如下： RyZy2^0<  
        7=pJ)4;ZA  
图一:(传动装置总体设计图) lU%L  
wj|[a,(r  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 YE1X*'4  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 H05U{vR  
     传动装置的总效率 P: )YKro]  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； %<;PEQQ|C  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， o|c%uw  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， Ugv"A;l  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 ~\[\S!"  
fz`\-"f]  
  2.电动机的选择 hV[=  
jHBP:c  
    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， ]B9Ut&mF;  
    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， {%XDr,myd  
    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。 :DR}lOi`  
     xQ@gh ( (  
    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， H@BU/{  
     p^9u8T4l1  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 `Y.Q{5Y  
     ^.(i!BG'  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 D|X@aUp 8}  
                                                  !&@!:=X,  
mNnt9F3Eq  
方案    电动机型号    额定功率 _.K<#S  
P nZ~J &QK-  
kw    电动机转速 ;8> TD&]{  
    电动机重量 Evb %<`gd  
N    参考价格 a29rD$  
元    传动装置的传动比     l|'{Cb   
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     Kf'oXCs  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     A#8Dv&$Pr  
  ew\ZFqA;  
   中心高 ~6O<5@k  
        外型尺寸 9{XC9 \~  
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     K*fh`Kz  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     7&{[Y^R]"  
^V;2v? O  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 x /xd  
6 xAR:  
（1）       总传动比 \KT}T  
    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 q8P$Md-=b1  
    （2）       分配传动装置传动比 _S;Fs|p_  
    ＝× Fun+L@:;  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 w} 1~  
    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 pZO`18z  
4.计算传动装置的运动和动力参数 ;PF!=8dW  
（1）　各轴转速 |)IS[:X  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min oJbMUEQQq  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min >r~!'Pd!  
（2）　各轴输入功率 3F|#nq  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW x,>r}I>^Q  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW "L~qsFL  
    则各轴的输出功率：   R3ru<u>k&  
＝×0.98=2.989kW 92)e/t iP  
＝×0.98=2.929kW ~Bs=[TNd[  
各轴输入转矩 C lekB  
   =××  N·m Fi_JF;  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· j1U,X  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 1.y|bB+kB  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m !e0~|8  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m 'Z=8no`<  
＝×0.98=242.86N·m qZ|>{^a*  
运动和动力参数结果如下表 hRKA,u/G  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     C AvyS  
    输入    输出    输入    输出         WwBs_OMc  
电动机轴        3.03        20.23    1440     A6# 5 z  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     ^P !} "  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     L! DK2,  
vS_Ji<W~E  
5、“V”带轮的材料和结构 ae`6hW2  
  确定V带的截型 +ZK12D}  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 )T26 cT$  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 G>yTv`-  
      V带截型      由图6-13                        B型 7U_OUUg  
   SWrP0Qjc  
  确定V带轮的直径 `bx}!;{lx  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm eQQ*ZNG  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s NwPC9!*  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm ` $N()P  
   ^B`*4  
  确定中心距及V带基准长度 !<2%N3l  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 :]g>8sWL  
                          360<a<1030 N);2 2-  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm "ABg,^jf  
     _Nmc1azS  
  初定V带基准长度 1so9w89  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm F.[E;gOTo  
       uiQRRT  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm y2:~_MD  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm >^5U XQr  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 EmO{lCENk  
   suP/I?4'@  
   确定V带的根数 ]= nM|e  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw u|}p3-z|Y  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 B(TE?[ #  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 jj$D6f/mOG  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 RAps`)OR?  
         ;('(Yn7~  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 (_aM26s  
                             ?1kXV n$  
                       取Z=2 +J<igb!S  
V带齿轮各设计参数附表 P UJkC  
y (w&6:  
各传动比 #'&&&_Hu3  
?\7$63gBH  
    V带        齿轮     ^;@Q3~DpP%  
    2.3        5.96     1x8zub B  
  7)U08"  
2. 各轴转速n /+g9C(['  
    (r/min)        (r/min)     oFC]L1HN&  
    626.09        105.05     7I0[Ii  
uKL4cr@  
3. 各轴输入功率 P ZP}NFh%,u  
    （kw）        （kw）     8,^2'dK34  
    2.93       2.71     N!#0O.6  
X}@'FxIF  
4. 各轴输入转矩 T e!hy,O{Pw  
    (kN·m)        (kN·m)     b|'{f?  
43.77        242.86     9yrSCDu00  
aR0'$*3E  
5. 带轮主要参数 c?H@HoF  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         @cC@(M~Ru  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     cFF'ygJ/  
带的根数z     jM%8h$&E  
    160        368        708        2232        B        2     CqkY_z  
{^jk_G\ys  
6.齿轮的设计 nQ5N\RAZ  
%c"t`  
（一）齿轮传动的设计计算 P1>?crw  
o NqIrYH'  
齿轮材料，热处理及精度 dPmtU{E<M  
    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 2C59fXfd  
    （1）       齿轮材料及热处理 lc8zF5  
       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 >o_cf*nx  
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 cq#=Vb  
      ② 齿轮精度 \zMx~-2oN  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 $ctpg9 7  
     7(W"NF{r  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 |JVp(Kx  
按齿面接触强度设计 ];63QJU  
j+6`nN7L  
确定各参数的值: l?Qbwv}  
①试选=1.6 kx.8VUoM V  
选取区域系数 Z=2.433   NB=!1;^J  
     fUV;3du  
    则 4u}jkd$]*  
    ②计算应力值环数 WLkfo6Nw  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） PC55A1(T  
    =1.4425×10h Y-fDYMm  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) vZJu =t  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 :|PI_ $4H  
    ④齿轮的疲劳强度极限 d"U'\ID2y  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: RJ0:O   
    []==0.93×550=511.5 L+N;mI8  
*\"+/   
    []==0.96×450=432         ,E3Ze*(U  
许用接触应力   U6K!FOND  
         <#%kmYSL  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   FesUE_L2$  
         =1 #-{^={p "  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 I\WBPI  
    =4.47×10N.m dR@XwEpP  
    3.设计计算 ';iLk[  
①小齿轮的分度圆直径d ;/s##7qf  
      <R.Ipyt.  
    =46.42 'eDV-cB  
    ②计算圆周速度  \s^4f#  
    1.52 ?j|i|WUD  
    ③计算齿宽b和模数 :9Mqwgk,;3  
计算齿宽b v~`'!N8  
       b==46.42mm 2'T uS?  
计算摸数m W)p?cK`  
  初选螺旋角=14 g), t  
    = V:*6R/Ft  
    ④计算齿宽与高之比 M'>8P6O  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 gt|:K)[,6  
=46.42/4.5 =10.32 ''3b[<  
⑤计算纵向重合度 ?f&O4H  
=0.318=1.903 }Jm~b9j  
⑥计算载荷系数K dSPye z  
使用系数=1 dO!5` ]  
根据,7级精度, 查课本得 LnlDCbF;!  
动载系数K=1.07, rfH Az  
查课本K的计算公式: I|/\L|vo  
K= +0.23×10×b 0jmPj   
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 >^ TcO  
查课本得: K=1.35 V PaW-o  
查课本得: K==1.2 uB>OS 1=  
故载荷系数: 7L !$hk  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 '8V>:dy>  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 MYMg/>f[  
    d=d=50.64 y|2y! &o,!  
    ⑧计算模数 } 3JOC!;;  
    = E9~}%&  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 r"bV{v  
    由弯曲强度的设计公式 v)s; wD  
    ≥ V8}jFib  
z 8y.@<6  
⑴   确定公式内各计算数值 2e| m3  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m 'H8;(Rw  
         确定齿数z y$`@QRW  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 ?my2dd,|  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 eYD-8*  
    Δi＝0.032％5％，允许 \SyG#.$  
    ②      计算当量齿数 o%)38T*n3  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  GB8>R  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 |$G|M=*LN  
    ③       初选齿宽系数  @s7wKk  
     按对称布置，由表查得＝1 i>{.Y};  
    ④       初选螺旋角 i(an]%'v  
    初定螺旋角 ＝14 2 i97  
    ⑤       载荷系数K b<8,'QgB  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 J|.n bSE  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y ePscSMx&  
    查得: L.Tu7+M4  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 &\L\n}i-  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 :7[4wQDt4  
     'j 'G4P_G  
    ⑦       重合度系数Y a2SXg A  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 u5rHQA0%  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 z2IKd'Wy  
＝14.07609 XkEE55#>|  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 RhD   
    ⑧       螺旋角系数Y ~=k?ea/>  
 轴向重合度 ＝1.675, M+GtUE~"  
    Y＝1－＝0.82 rq![a};~  
     5j>olz=n}  
    ⑨       计算大小齿轮的 V|j{#;  
 安全系数由表查得S＝1.25 (,;4f7\  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天  >^J  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 bTc^ huP  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10  >B$J  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   n0%5mTUN  
    小齿轮     大齿轮 o|Kd\<rY  
bu,xIT^  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: b:(t22m#?  
    K=0.86        K=0.93   DsCbMs=Y  
\W+Hzf] W#  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 G0b##-.'^  
      []= !P@4dG  
      []= P 9?I]a)G  
       ra}t#Xt`  
       Rv Uw,=  
        大齿轮的数值大.选用. 6ac_AsFK  
     $ 9 k5a  
⑵   设计计算 "w{$d&+?ag  
     计算模数 sOhKMz  
N4$ K {  
sfzDE&>'  
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: w-P;E!gTt  
XVzsqi*Z  
z==24.57  取z=25 SlI wLv^  
`i)Pf WdBN  
那么z=5.96×25=149           lQ!(l Ph  
  N ,nvAM  
②   几何尺寸计算 ?yKG\tPhM  
    计算中心距     a===147.2 5`Y>!| Ab  
将中心距圆整为110 j026CVL  
x{9$4d  
按圆整后的中心距修正螺旋角 z C 7b  
/ 5y _ <  
=arccos iiv`ji  
4P}d/w?'KL  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. B_S))3   
Q=t_m(:0  
计算大.小齿轮的分度圆直径 hp$1c  
     8f>v[SQ"  
    d==42.4 "GX k;Y  
FYIz_GTk  
d==252.5 @nOuFX4  
ZwM d 22  
计算齿轮宽度 g"v6UZ\  
L b-xc]  
B= 58t~? 2E  
(o4':/es  
圆整的       -%TwtO<$']  
&"d :+!4h  
                                            大齿轮如上图： H^<?h6T  
V)]lca  
A9y@v{txN  
*Rgl(Ba  
7.传动轴承和传动轴的设计 uvJmEBL:  
|}Mthj9n  
1.  传动轴承的设计 L~*nI d  
ubQr[/  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 B/dJj#  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min y(X^wC  
T1=43.77kn．m )!=fy']  
⑵.  求作用在齿轮上的力 th}&|Y)T2  
    已知小齿轮的分度圆直径为 /$^SiE+N  
        d1=42.4 J|C CTXT  
而  F= )}@Z*.HZL  
     F= F )i[K1$x2  
o.wXaS8  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N ?dmw z4k0  
# blh9.V&F  
~^>g<YR[  
#g~]2x  
⑶.   初步确定轴的最小直径 VVqpzDoXG  
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 !eP0b~$/^J  
LBIEG_/m  
%' eaW  
             .&.L@CRH  
     从动轴的设计 Iv/h1j> H  
       7%W@Hr,%F  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， 2]}e4@{  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ge#P(Itz  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 #J~xKyJi'  
    已知大齿轮的分度圆直径为 f!G%$?]  
        d2=252.5 d>wG6Z,|  
而  F= l"%WXi"X  
     F= F n<Ki.;-ZE  
x$KQ*P~q  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N +/r h8?  
2[Xe:)d  
T#a6X;9P  
NN~PWy1opa  
⑶.   初步确定轴的最小直径 zLg_0r*h1  
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 mxICQ>s b  
~zDFL15w  
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 u?KG%  
查表,选取 Vk%W4P"l  
OT#foP   
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 |sBL(9  
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 ]0g1P-&,U  
zwK$ q=-:  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 )6 K)UA  
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  。 :-~x~ah-  
\b?O+;5Cj  
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. (qDJgf4fgn  
be'&tsZ9  
            D        B                轴承代号     Pz-=Eq  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     RY*yj&?w [  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     LP) IL~  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     e*o:ltP./  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     9HAK  
Nrc-@ ]  
     r]&&*:  
E#n: d9WA:  
     u HXb=U  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 Co`: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, H}lbF0`  
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.     sVP2$?  
SpZmwa #\  
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. 94.M 8  
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, BF U#FE)s  
高速齿轮轮毂长L=50,则 >k(AQW5?  
Hzc^fC  
L=16+16+16+8+8=64 P> ~Lx  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. I2C1mV  
,J'@e+jV  
5.    求轴上的载荷   [bd?$q i  
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, 7` t,   
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. }:+P{  
QM'>)!8  
yJw4!A 1!  
cQ/T:E7$`  
LdyE*u_  
s4>xh=PoJ  
'Y5=A!*@tf  
#K/#-S  
rE\.[mFI  
     ;\t(c  
=Lr# *ep[  
传动轴总体设计结构图: K|.!)L  
     :N>s#{+"3  
                             5va ;Ol4  
]yA_N>k2K  
                             (主动轴) znd fIt^  
C-ipxL"r  
2LH.If  
        从动轴的载荷分析图: YR$d\,#R  
jI807g+  
6.     校核轴的强度 <(caY37o6)  
根据 j(\jYH>   
== ; ,:w % .  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 ;EfREfk  
查表15-1得[]=60MP oOK&+r7  
〈 []    此轴合理安全 WG3 .qLH%  
PWs=0.Wj  
8、校核轴的疲劳强度. sxQMfbN  
⑴.   判断危险截面 cGe-|>:  
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. WhR'MkfL  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 <US!XMrCg  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 ;]SP~kG  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 Q GDfX_  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 aD8r:S\  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 0"$'1g^]7  
截面上的弯曲应力 }4"T# [n#  
)NS& 1$  
截面上的扭转应力 !Ql&Ls  
== n7K\\|X  
轴的材料为45钢。调质处理。 XRR`GBI  
由课本得： < 5#}EiT5  
           D[}qhDlX  
因             8&9'1X5)8_  
经插入后得 /|{~GD +A&  
2.0         =1.31 1]Gp \P}  
轴性系数为 S`GM#(t@_  
       =0.85 w.\#!@kZ!  
K=1+=1.82 ~gvw6e*[  
    K=1+（-1）=1.26 ?]u=5gqUU  
所以               %1VfTr5  
zAdZXa[MRY  
综合系数为：    K=2.8 Smlf9h&  
K=1.62 >D/+04w  
碳钢的特性系数        取0.1 ar| !iU  
   取0.05 w"K;e(S  
安全系数 G8_|w6  
S=25.13 9 ~$' ?  
S13.71 }Ii5[nRN  
≥S=1.5    所以它是安全的 -|~tZuf  
截面Ⅳ右侧 4Fpu68y  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 %t\ ~3pw=  
Y:} !W  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 (}LLk +  
r b@{ir  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 73OYHp_j  
x4vowF  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 s0x;<si_  
截面上的弯曲应力   g}=opw6z  
截面上的扭转应力 N61\]BN<  
==K= s>^$: wzu  
    K= ==pGRauq  
所以                 CA{(x(W\:  
综合系数为： ^w|apI~HSE  
K=2.8    K=1.62 q k+(Ccl  
碳钢的特性系数 Fz4g:8qdA  
    取0.1       取0.05 R s)Nz< d  
安全系数 q!P{a^Fnc  
S=25.13 'u{DFMB-A  
S13.71 "~&d= f0m  
≥S=1.5    所以它是安全的 H o;bgva  
b)Px  
9.键的设计和计算 >?Ps5n]b  
!3'&_vmG$  
①选择键联接的类型和尺寸 ir ^XZVR  
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. {g(-C&  
根据    d=55    d=65 I6E!$ }  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 VU[4 W8f  
                     b=20     h=12     =50 <>FpvdB  
_ X* A  
②校和键联接的强度 $m-rn'Q  
  查表6-2得      []=110MP  1ZF>e`t8  
工作长度  36-16=20 b:w {7  
    50-20=30 ,[{)4J$MV  
③键与轮毂键槽的接触高度 psZAO,p  
     K=0.5 h=5 7pY7iR_  
    K=0.5 h=6 4/tp-dBip  
    由式（6-1）得： +/E yX =  
           ＜[] h#>%\Pvt;  
           ＜[] Tp7slKc0p  
    两者都合适 BL^8gtdn  
    取键标记为： d]*a:>58  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 p7pJ90~E  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 ,y5 7tY  
10、箱体结构的设计 Z/S7ei@56  
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， \%FEQa0u  
大端盖分机体采用配合. ?{ 0MF  
WI$MT6  
1.   机体有足够的刚度 1/H9(2{L  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 k7gm)}RKcu  
=#"ZO  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 _26<}&]b*  
TEK]$%2  
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 85 5JAf  
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 :sY pZX1  
u`]J]gE  
3.   机体结构有良好的工艺性. hZ obFf  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. ;x=k J@  
JP t=~e(  
4.   对附件设计 tJQFhY  
A  视孔盖和窥视孔 -W:te7  
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 `;9Z?]}`  
B  油螺塞： Nn_n@K  
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。 ; =FSpZ@  
C  油标： J}9 I5O  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 yR Zb_Mq9U  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. w)hH8jx{  
GuV.7&!x  
D  通气孔： H.HXwN/x  
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. VqeK~,}  
E  盖螺钉： vncak  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 cBO.96ZHE  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. <=D\Ckmb  
F  位销： <&+\X6w[  
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. 8~=<!(M)m/  
G  吊钩： P)2.Gx/  
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. o-))R| ~z  
1FCHqqZ=  
减速器机体结构尺寸如下： KL8G2"Z  
(Mk9##R#  
名称    符号    计算公式    结果     i7D)'4gkW  
箱座壁厚                10     MrW#~S|ED  
箱盖壁厚                9     oM&}akPE  
箱盖凸缘厚度                12     ya<nD'%9  
箱座凸缘厚度                15     %V+hm5Q  
箱座底凸缘厚度                25     W_%p'8,  
地脚螺钉直径                M24     }W:Rg}v  
地脚螺钉数目        查手册        6     nNCG*Vu  
轴承旁联接螺栓直径                M12     vbo:,]T<A  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     't+ J7  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     zJH#J=O  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     &X^ -|7~N  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     "h-G=vo,kl  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 s7A3CY]->  
    22 dOm@cs  
    18     Rd?8LLz  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 6%hr]>L  
    16     m0I)_R#X[  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     gH+s)6  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     3KyIBrdi?  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     $S_xrrE#  
机盖，机座肋厚                9    8.5     W:s>?(6?  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） >tmv3_<=  
150（3轴）     S~~G0GiW  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） ^~3u|u  
150（3轴）     ;.O#|Z[  
     4O TuX!  
11. 润滑密封设计 <6 HrHw_  
kq{PM-]l  
    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. 9; \a|8O  
    油的深度为H+ K}vP0O}  
         H=30  =34 Oy,7>vWQI  
所以H+=30+34=64 S,ENbP%0r  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 eSqKXmH[m  
     <|!?V"`3  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 N)kZ2|oD  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     TpB4VNi/<  
    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 qhdY<[6  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 f: j9ze  
     FZvh]ZX  
12.联轴器设计 \]j{  
\E(Negt7  
1.类型选择. 6T?$m7c  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 >/r^l)`9_f  
2.载荷计算. %4=r .9  
公称转矩：T=95509550333.5 UJ/=RBfkJ  
查课本,选取 s=Cu-.~L  
所以转矩   oMb&a0-7u  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ]4uY<9VL  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm qZV.~F+  
g< F7UA  
四、设计小结 \>DMN #  
    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。 (bX77 Xr  
    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。 pie,^-_.g  
五、参考资料目录 CeZ+!-lG  
[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； kH.W17D~  
[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； A-&'/IHR"B  
[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； &y} ]^wB  
[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； 0qCx.<"p8#  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 33M10 1X{6  
[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； ^Fn~@'  
[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？ <5xlP:Cx  
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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