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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 As`^Ku&  
                 _u>>+6,p  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         v2'J L(=  
                 qu%s 7+  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） 2'U9!. o  
[}p.*U_nw  
目   录 V]}b3Y!(  
     _1'Pb/1  
一    课程设计书                            2 `N|CL  
fL;p^t u3  
二    设计要求                              2 UJ[a& b  
Ev16xL8B  
三    设计步骤                              2 ]N_^{k,  
     A2d2V**Z  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 !*gAGt_  
    2. 电动机的选择                                4 3XtGi<u  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 z<>_*Lfj  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 t^5_;sJQ  
    5. 设计V带和带轮                              6 lijy?:__  
    6. 齿轮的设计                                  8 "_j7kYAl  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 >lmL  
    8. 键联接设计                                  26 \irjIXtV  
    9. 箱体结构的设计                              27 ltR^IiA}  
    10.润滑密封设计                                30 }i:'f 2/  
    11.联轴器设计                                  30 *lAdS]I  
      /GUuu  
四    设计小结                              31 wlM ?gQXU[  
五    参考资料                              32 ~x:] ch|  
tqCg<NH.!m  
一. 课程设计书 ~*Qpv&y)  
设计课题: $lA,{Q  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V us%RQ8=k  
表一: 9lCKz !E  
         题号 ,v_r$kh^  
[Gy'0P(EQ  
参数    1     zP}v2  
运输带工作拉力（kN）    1.5     J *?_SnZ  
运输带工作速度（m/s）    1.1     qhtAtP>i"  
卷筒直径（mm）    200     ,r;d{  
|81N/]EER  
二. 设计要求 =osw3"ng  
1.减速器装配图一张(A1)。 wt S*w  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 5Suc#0y  
3.设计说明书一份。 l$_rA~Mo  
GQq'~Lr5  
三. 设计步骤 /ASI 0h  
    1.  传动装置总体设计方案 Tpx,41(k  
    2.  电动机的选择 7,UFIHq  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 }9 2lr87  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 }Xv1KX'  
    5.  “V”带轮的材料和结构 ,D,f9  
    6.  齿轮的设计 ilpZ/Rs  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 }tO<_f))  
    8、校核轴的疲劳强度 z|)1l`  
    9.  键联接设计 ItE~MJ5p  
    10.  箱体结构设计 B Rj KV  
    11. 润滑密封设计 @|%ICG c  
    12. 联轴器设计 5G;^OI!g  
     ky$:C,1t  
1.传动装置总体设计方案: 9= $,]M  
G;c0  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 kTc5KHJ7  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 'xoE [0!  
要求轴有较大的刚度。 <SdJM1%Qo  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 M;V#Gm  
其传动方案如下： {<[tYZmj.  
        <D;Q8  
图一:(传动装置总体设计图) +gCy@_2;  
SLOYlRGCi  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 h=r< B\Pa  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 6@;L$QYY-V  
     传动装置的总效率 42wC."A  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； Tc5OI'-V  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， ?V:]u 3  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， <sYw%9V  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 A<X :K nl  
dQ`ZrWd_U  
  2.电动机的选择 !_H8Q}a  
NG!cEo:2aa  
    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， r9a!,^}F  
    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， | 4oM+n;Y  
    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。 ::Q);  
     ?WtG|w  
    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， XAxI?y[c  
     hIo S#]  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 P| P fG=  
     (VPM>ndkw  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 .P :f  
                                                  _.*4Y  
/Q>{YsRRB  
方案    电动机型号    额定功率 Fif^V  
P ~eOj:H  
kw    电动机转速 m-S33PG{  
    电动机重量 <Bb<?7q$ld  
N    参考价格 w$[Ds  
元    传动装置的传动比     `NWgETf^#  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     +;wqX]SD&  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     ~muIi#4  
  Nk7eiQ  
   中心高 U[e8K  
        外型尺寸 vV\F^  
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     &Bz7fKCo  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     &J/4J  
ctUF/[_w;  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 KkL:p?@n  
KgTGxCH  
（1）       总传动比 eo*u(@  
    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 .m]=JC5'  
    （2）       分配传动装置传动比 _QMHPRELk  
    ＝× azDC'.3{p  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 JGO$4DK-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 $sL|'ZMbS  
4.计算传动装置的运动和动力参数 o=RqegL  
（1）　各轴转速 H,XLb.  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min bu"68A;>  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min O *J_+6  
（2）　各轴输入功率 'f?&EsIV?  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW ~Ri u*<  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW T:g4D z*2\  
    则各轴的输出功率：   B`?N0t%X  
＝×0.98=2.989kW Y zBA{FE  
＝×0.98=2.929kW e9Ul A  
各轴输入转矩 SC $`  
   =××  N·m X# kjt )W  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· N{hF [F  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m @ Zgl>  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m Oa\`;  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m 6mF{ImbRbS  
＝×0.98=242.86N·m Id.Z[owC`Y  
运动和动力参数结果如下表 8pq-nuf|K  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ]Ic?:lKN  
    输入    输出    输入    输出         +F7<5YW&(  
电动机轴        3.03        20.23    1440     %7(kP}y*  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     :B*vkwT  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     )p!*c,  
i#]aV]IT  
5、“V”带轮的材料和结构 =,C9O  
  确定V带的截型 NO+ 55n  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 AJ#m6`M+EK  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 =##s;zj(%  
      V带截型      由图6-13                        B型 m,@1LwBH  
   }ED nLou  
  确定V带轮的直径 r{q}f)  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm e:$7^Y,U/  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s S[L#M;n  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm I NPYJ#%  
   $@_<$t  
  确定中心距及V带基准长度 dDqr B-G  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 c>R`jb@$N  
                          360<a<1030 f E.L  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm pyg!rf-  
     O/D Af|X|  
  初定V带基准长度 CrNwALx  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm uOG-IHuF  
       dcl.wD0~V  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm SY$J+YBLM  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm `sk!C7%  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 BLL]^qN;Y  
   j!lAxlOX  
   确定V带的根数 Z p7yaz3y  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw a@fE46o6<  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 XDpfpJ,z"}  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 /lS+J(I  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 HBh` 2Q  
         2ec$xms  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 E7X!cm/2<  
                             Cdp]Nv6  
                       取Z=2 ^s^ JzFw  
V带齿轮各设计参数附表 @cuD8<\i  
49+ >f  
各传动比 E\]OySC%C$  
2SDh0F  
    V带        齿轮     6o=qJ`m[?  
    2.3        5.96     N+CXOI=6x  
  HYjMNj0  
2. 各轴转速n )%iRZ\`f  
    (r/min)        (r/min)     2E`~ qn  
    626.09        105.05     ~Na=+}.q_  
x],8yR)R  
3. 各轴输入功率 P ?w+ QbT  
    （kw）        （kw）     gohAp  
    2.93       2.71     ;YK!EMM4!h  
K<@[_W+  
4. 各轴输入转矩 T `y\*m]:  
    (kN·m)        (kN·m)     9 z5"y|$  
43.77        242.86     kAZC"qM%i  
$uEJn&n7}  
5. 带轮主要参数 Z69+yOJI  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         pOqGAD{D$  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     Qs|OG  
带的根数z     iD>G!\&  
    160        368        708        2232        B        2     ss? ]  
:8p&#M  
6.齿轮的设计 v~ ^ks{  
(Ij0AeJ#  
（一）齿轮传动的设计计算 KxO/]  
I3Lg?bZ  
齿轮材料，热处理及精度 <jbj/Q )"  
    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 cu[!D}tVU  
    （1）       齿轮材料及热处理  f>.4-a?  
       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 a @6^8B?w;  
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 X'cf&>h  
      ② 齿轮精度 j((hqJr  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 _h0-  
     JXpoCCe  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 ,LhE shf  
按齿面接触强度设计 CN$I:o04C  
\r)%R5_CQ  
确定各参数的值: y^2#9\}K  
①试选=1.6 :3JCvrq  
选取区域系数 Z=2.433   Ci;h  
     B;VH`*+X  
    则 %$Aqbd  
    ②计算应力值环数 d i!"IQAvK  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） aK]7vp+  
    =1.4425×10h K!GUv{fp  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) wD`[5~C{  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 IuNkfBe4m  
    ④齿轮的疲劳强度极限 @4;&hP2Z:  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: #nKRTb+{  
    []==0.93×550=511.5 X]qCS0GD'  
x_yF|]aI!  
    []==0.96×450=432         Ig<}dM.Z[  
许用接触应力   kEO1TS  
         z VdKYs i^  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   g;8M<`qvf  
         =1 +Y7Pg'35  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 l{8CISO*  
    =4.47×10N.m ASR-a't6  
    3.设计计算 H ZPcd_(  
①小齿轮的分度圆直径d h-7A9:  
     ;v_ls)_,-  
    =46.42 1YFeVMc  
    ②计算圆周速度 ]3}feU+  
    1.52 !Q!&CG5l  
    ③计算齿宽b和模数 -TgUyv.  
计算齿宽b iAK/d)bq  
       b==46.42mm [eyb7\#   
计算摸数m ' PELf P8  
  初选螺旋角=14 kfXS_\@iW1  
    = 6z Ay)~  
    ④计算齿宽与高之比 |"Z-7@/k$i  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 Mq@}snp"S  
=46.42/4.5 =10.32 mmHJ h\2v  
⑤计算纵向重合度 QP:9%f>=  
=0.318=1.903 |~eY%LB  
⑥计算载荷系数K `$at9  
使用系数=1 wazP,9W?  
根据,7级精度, 查课本得 F99A;M8(  
动载系数K=1.07, UxeL cUP  
查课本K的计算公式: #7o0dE;Kg9  
K= +0.23×10×b /l ^y}o %?  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 iX{H,- C  
查课本得: K=1.35 BhLZ7*  
查课本得: K==1.2 gGI8t@t:  
故载荷系数: ,ijW(95{k  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71  DwXU  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 3w6&&R9  
    d=d=50.64 >b>gr OX  
    ⑧计算模数 ]U[&uymax  
    = ^sV|ck  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 80}4/8  
    由弯曲强度的设计公式 eQ<xp A  
    ≥ @V$I?iXV  
Zi/-~')E  
⑴   确定公式内各计算数值 dKm`14f]@G  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m ")ED)&e  
         确定齿数z uf]Y^,2  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 Z(HZB  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 q!&B6]  
    Δi＝0.032％5％，允许 V9T 4 +  
    ②      计算当量齿数 4 [1k\  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  n' ?4.tb  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 j;iL&eo>  
    ③       初选齿宽系数 akC>s8tqlA  
     按对称布置，由表查得＝1 |'<vrn  
    ④       初选螺旋角 p![&8i@ym  
    初定螺旋角 ＝14 i=L8=8B`  
    ⑤       载荷系数K j&CZ=?K^c  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 hM>*a!)U  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y TT7PQf >  
    查得: < Y>3  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 | 3giZ{  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 6R2uWv  
     g/#~N~&  
    ⑦       重合度系数Y 2ce'fMV  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 g\&2s,  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 vLDi ;  
＝14.07609 !BUi)mo  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 HN68!v}C|  
    ⑧       螺旋角系数Y '#H")i  
 轴向重合度 ＝1.675, ZMdW2_*F   
    Y＝1－＝0.82 6m+W#]^  
     ln#\sA?iG  
    ⑨       计算大小齿轮的 3gc"_C\$  
 安全系数由表查得S＝1.25 D0ruTS  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 K]<u8eF  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10  F\LsI;G  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 76u{!\Jo/{  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   F;kvH  
    小齿轮     大齿轮 -B 9S}NPo  
J`<f  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: zMGzReJ  
    K=0.86        K=0.93   xNX'~B^4d  
X NE+(Bt  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 8l23%iWxe  
      []= QNArZ6UQ  
      []= 1lcnRHO  
       g 1@wf  
       5B*qbM  
        大齿轮的数值大.选用. z0Xa_w=  
     "8HE^Po/pn  
⑵   设计计算 !SF^a6jT  
     计算模数 Yy h=G  
jczq `yW  
fsvYU0L  
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: qq;b~ 3 kW  
j=ihbR^]Tl  
z==24.57  取z=25 31}W6l88c  
Rla4L`X;  
那么z=5.96×25=149           uyT/Xzo3  
  0H[LS  
②   几何尺寸计算 >^3zU   
    计算中心距     a===147.2 h|p[OecG  
将中心距圆整为110 xl2g0?  
t5) J;0/  
按圆整后的中心距修正螺旋角 F=}Z51|:~  
|sc Uo~  
=arccos nwf7M#3d  
54q3R`y  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. vg(K$o{BT  
hhmGv9P  
计算大.小齿轮的分度圆直径 doD>m?rig3  
     Of`c`-<j  
    d==42.4 " H1:0p  
``9 GY  
d==252.5 gX,9Gh  
U9#WN.noG  
计算齿轮宽度 Y=Hz;Ni  
XDYosC:  
B= >Z\BfH  
z+3 9ee  
圆整的       r7I B{}>-  
<zfKC  
                                            大齿轮如上图： a+?~;.i~  
%MJ;Q?KB  
HarFE4V  
T~s}Nx#  
7.传动轴承和传动轴的设计 3k' .(P|F  
Gzm$OHbn  
1.  传动轴承的设计 84M3c  
& iSD/W  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 AyTx'u  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min (~()RkT  
T1=43.77kn．m l2&hBacT  
⑵.  求作用在齿轮上的力 \FifzKA  
    已知小齿轮的分度圆直径为 ^\wl2  
        d1=42.4 =!,Gst_  
而  F= Nl*i5 io  
     F= F [xdj6W  
I]uhi{\C  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N %EI<@Ps8c  
C5n?0I9  
d 4O   
N[k<@Q?*a  
⑶.   初步确定轴的最小直径 eb!_ie"D  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 f\K#>u* Q  
qtzRCA!9(Z  
AS;.sjgk  
             _!AJiP3!)4  
     从动轴的设计 r4;Bu<PQN1  
       ("Dv>&w9  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， LfX0Z=<  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M K/Y Agg  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 b3U6;]|x  
    已知大齿轮的分度圆直径为 RP` `mI  
        d2=252.5 +LzovC@^  
而  F= dr })-R  
     F= F dZ2`{@AYY  
fk3kbdI  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N #":a6%0Q  
7+ XM3  
Dip*}8$o(w  
`WlE| G[  
⑶.   初步确定轴的最小直径 "mZ.V  
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 GLh]G(  
|E|6=%^  
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 (pYYkR"  
查表,选取 A=`* r*  
7B FN|S_l  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 kuS/S\Z5K  
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 T *P+Fh"  
Y60"M4j  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 DO^y;y>  
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  。 y1,5$0@G  
Tsz NlRxc  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. +ld;k/  
+hH}h?K  
            D        B                轴承代号     ty- r&  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     5(J^N  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     xzk}[3P{  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     Tf-CEHWD  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     'ZnIRE,N  
H/jm f5  
     9S1#Lr`r  
MUcN C\`z  
     Y4To@TrN#\  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 H;I~N*ltJ(  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, > saI+u'o  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     )%mAZk-*;^  
M#M?1(O/NE  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. tWk{1IL  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, gaeOgP.0  
高速齿轮轮毂长L=50,则 r/AHJU3&eY  
Yx1 D)  
L=16+16+16+8+8=64 MY F#A  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. \ X$)vK  
yNva1I  
5.    求轴上的载荷   {tt$w>X  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, \"d?=uFe  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. J Jy{@[m  
ma]? )1<{  
SE!L :  
'h}7YP, w  
OCW+?B;  
c{>|o  
e@j8T gI)  
X47Ol  
Jsn <,4DO8  
     0<&M?^  
@HEPc95  
传动轴总体设计结构图: e2Jp'93o'  
     0QoLS|voA/  
                             j9xXKa5  
hTTfJDF  
                             (主动轴) uaxB -PZ  
hW%p#g;  
Dh`=ydI5  
        从动轴的载荷分析图: xF8 :^'  
b1=pO]3u  
6.     校核轴的强度 kfCKhx   
根据 B01^oYM}  
== 8c).8RLf  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 k4R4YI"jV  
查表15-1得[]=60MP U**)H_S/~  
〈 []    此轴合理安全 KjYDFrR4  
/f&By p  
8、校核轴的疲劳强度. @?/\c:cp  
⑴.   判断危险截面 K:w]> a  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. )ddsyFGW  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 UUm |@  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 ^zeL+(@r/  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 ~:Ixmqi}R  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 {8:o?LnMW  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 W5I=X] &  
截面上的弯曲应力 !KDr`CV&  
UE7'B?  
截面上的扭转应力 V6+Zh>'S  
== 7j T}{ x  
轴的材料为45钢。调质处理。 CB({Rn  
由课本得： (UcFNeo  
           )* 3bkKVB  
因             ee<H@LeG  
经插入后得 b,Lw7MY}[  
2.0         =1.31 w, 7Cr  
轴性系数为 ue9h   
       =0.85 yoW> BX  
K=1+=1.82 WRM$DA  
    K=1+（-1）=1.26 6ZEdihBei  
所以               -yA3 RP  
k_O-5{  
综合系数为：    K=2.8 m&cvU>lC  
K=1.62 0BFz7  
碳钢的特性系数        取0.1 0etwz3NuW  
   取0.05 l/F!Bq[*g  
安全系数 H9E(\)@  
S=25.13 kp; &cQu!  
S13.71 V4\56 0  
≥S=1.5    所以它是安全的 InN{^uN  
截面Ⅳ右侧 X~zRZ0  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 mQ=sNZ-d]  
U2UyN9:6F  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 0Jg+sUs{  
sW'6} ^Q  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 <S{7Ro  
AZBC P  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 :ln/`_  
截面上的弯曲应力   Z>h{` X\2  
截面上的扭转应力 \-d '9b?  
==K= }Az'Zu4 =  
    K= ki4Xp'IK  
所以                 dFMAh&:>  
综合系数为： ,\}k~ U99  
K=2.8    K=1.62 yF;?Hg  
碳钢的特性系数 nqeVV&b!  
    取0.1       取0.05 !"%S#nrL$  
安全系数 )r pD2H  
S=25.13 ]Y=S  
S13.71 TR?Bvy2s:g  
≥S=1.5    所以它是安全的 >qn+iI2U  
sy=dY@W^  
9.键的设计和计算 S%{lJYwXt  
zQt1;bo  
①选择键联接的类型和尺寸 jf8w7T  
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. u9,=po=+7f  
根据    d=55    d=65 G}q<{<+$  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 %VS 2M #f  
                     b=20     h=12     =50 py.!%vIOQ  
nAvs~J  
②校和键联接的强度 X]MTaD.t  
  查表6-2得      []=110MP ~Q0&P!k  
工作长度  36-16=20 :U8k|,~f  
    50-20=30 CMFC"eS e  
③键与轮毂键槽的接触高度 D>S8$]^Dm  
     K=0.5 h=5 +dJ&tuL:S  
    K=0.5 h=6 Z]7tjRvq)  
    由式（6-1）得： oHk27U G  
           ＜[] r;$r=Ufr  
           ＜[] +2El  
    两者都合适 VH[l\I(h  
    取键标记为： Gg}t-_M  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 8M~u_`6  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 !L/tLHk+  
10、箱体结构的设计 8ZFH}v@V1'  
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， &D^e<j}RQ  
大端盖分机体采用配合. z41D^}b  
4':MI|/my_  
1.   机体有足够的刚度 >r~|1kQ.  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 HMhLTl{;  
<347 C{q  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 ]M uF9={  
ig+k[`W  
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 ~RAzFLt6x  
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 b13nE .  
qR_SQ VN  
3.   机体结构有良好的工艺性. 8cB=}XgYS  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. UYH|?Jw!N  
PMQb\%iE"  
4.   对附件设计 {rz>^  
A  视孔盖和窥视孔 s *K:IgJ/  
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 xS-w\vbLV  
B  油螺塞：  ]LMiMj  
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。 Nz}|%.GP"  
C  油标： UC.8DaIPN  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 Z`|>tbOfZ  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. 9OH.&g  
Cy]"  
D  通气孔： % /~os2R  
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. bKTqX[=  
E  盖螺钉： 7(H ?k  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 gNG.l  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. 5[1@`6j   
F  位销： $tEdBnf^ca  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. kja4!_d  
G  吊钩： w' .'Yu6  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. Hi$#!OU  
PKl]Geg P  
减速器机体结构尺寸如下： /nwxuy  
gh.w Li$+  
名称    符号    计算公式    结果     fi 5YMYd1  
箱座壁厚                10     cn@03&dAl  
箱盖壁厚                9     LAj}kW~  
箱盖凸缘厚度                12     QziN]  
箱座凸缘厚度                15     jQO* oq}  
箱座底凸缘厚度                25     K3j_C` Se  
地脚螺钉直径                M24     NJ.rv  
地脚螺钉数目        查手册        6     o7m99(  
轴承旁联接螺栓直径                M12     l# }As.o}  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     2*N&q|ED  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     i-|/2I9%  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     y?[5jL|Ue  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     ?f(pQy@V  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 IvY,9D  
    22 #( $k 3OA  
    18     >hHJ:5y  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 +ZY2a7uI  
    16     L[`R8n1C  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     #(m `2Z`H  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     ZD$-V 3e`  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     "bv,I-\  
机盖，机座肋厚                9    8.5     8XLxT(YFIs  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） Xw&QrTDS`  
150（3轴）     +s#S{b  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） >lUBt5gU  
150（3轴）     =x|##7  
     )6O\WB|  
11. 润滑密封设计 53g8T+`\(  
$q4XcIX 7  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. QC$=Fs5+  
    油的深度为H+ <1;,B%_^  
         H=30  =34 ls8olLM>  
所以H+=30+34=64 ;u4@iN}p  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 x@{G(W:W  
     *+_fP|cv  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 {hkM*:U  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     u5  [1Z|O  
    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 V+4k!  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 Xq=!"E  
     F{a0X0ru~  
12.联轴器设计 jhjW* F<u  
=:t@;y  
1.类型选择. gb!@OZ c  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 l%-67(  
2.载荷计算. "1gk-  
公称转矩：T=95509550333.5 d/ 'A\"o+  
查课本,选取 |r)>bY7  
所以转矩   3{N p 9y.  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 6xDl=*&%  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm $sd3h\P&R  
,d9%Ce.$2  
四、设计小结 a"v"n$  
    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。 mh!N^[=n  
    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。 G#9o?  
五、参考资料目录 N \CEocU  
[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； nzQYn  
[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； r{Qs9  
[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^->e0N  
[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； ~PU1vbv9T  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 9TbS>o  
[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； q/d5P  
[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？ `ykMh>*{  
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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