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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 |8{ \j*3  
                 `|:` yl  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         >-(,BfZ  
                 a JQ_V  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） <V#]3$(S  
mH'om SCz  
目   录 0X%#9s ~  
     8=mx5Gwz-  
一    课程设计书                            2 E FBvi  
t<+gyAW  
二    设计要求                              2 :} o{<U  
sT91>'&  
三    设计步骤                              2 >~T2MlRux  
     D5!I{hp"  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 WX $AOnEv  
    2. 电动机的选择                                4 rP}0B/  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 )U{IQE;T#  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 IY|>'}UU#  
    5. 设计V带和带轮                              6 L0ZAF2O  
    6. 齿轮的设计                                  8 85+w\KuEY  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 kO,vHg$  
    8. 键联接设计                                  26 ]yas]5H   
    9. 箱体结构的设计                              27 }]j#C  
    10.润滑密封设计                                30 1*B'o<?P1  
    11.联轴器设计                                  30 _147d5  
     '^.3}N{Fo  
四    设计小结                              31 *(nu0  
五    参考资料                              32 Z'c9xvy5  
w.Go]dpK  
一. 课程设计书 8ZDWaq8^2N  
设计课题: wgZ6|)!0  
    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 vz)zl2F5sY  
表一: ~&+8m=   
         题号 (KT+7j0^  
n5?7iU&JIo  
参数    1     CrX1qyR  
运输带工作拉力（kN）    1.5     fyv S1_  
运输带工作速度（m/s）    1.1     w-``kID  
卷筒直径（mm）    200     z HvW@A'F  
7*47mJyc  
二. 设计要求 7:OF>**  
1.减速器装配图一张(A1)。 alZ83^YN'  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 iM{cr&0  
3.设计说明书一份。 <&}N[  
qWI8 >my11  
三. 设计步骤 >):>Pz%U  
    1.  传动装置总体设计方案 MNKY J  
    2.  电动机的选择 .WW|v  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 v79\(BX  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 8jgamG  
    5.  “V”带轮的材料和结构 [S[@ Q[zP@  
    6.  齿轮的设计 X1%_a.=VF  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 t` zPx#])  
    8、校核轴的疲劳强度 ]U5/!e  
    9.  键联接设计 $eh>.c'&]  
    10.  箱体结构设计 \xOv9(  
    11. 润滑密封设计 :z+l=d:4  
    12. 联轴器设计  6Xt c3  
     E)( Rhvij  
1.传动装置总体设计方案: ]U3@V#*  
U p: M[S  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 BE," lX  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， r1|;V~ a$~  
要求轴有较大的刚度。 _U%2J4T2  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 ((]Sy,rdk  
其传动方案如下： &fgfCZz'  
        e>$E67h<~  
图一:(传动装置总体设计图) (rjv3=9\3  
hdxq@%Vs  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 >3y:cPTM5  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 Z<$ y)bf  
     传动装置的总效率 >/DlxYG?  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； jftf]n&Z(q  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， -Sj|Y }  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， gJuA*^  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 <qCfw>%2F  
 8=j_~&*  
  2.电动机的选择 $jv/00:&  
IHNl`\Le  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， 47 9yG/+\  
    经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6， EnXTL]=0S  
    则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。 O\)rp!i  
     NEX{vZkgw  
    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， hdx"/.s  
     p ^Dm w0y  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 :HDU \|{^  
     ^EmI;ks  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 dzyp:\&9  
                                                  l*<RKY8  
!;;WS~no3  
方案    电动机型号    额定功率 $qh?$a  
P KJN{p~Q  
kw    电动机转速 ~> |o3&G{  
    电动机重量 S%k](\7!  
N    参考价格 63y&MaqSJ  
元    传动装置的传动比     D$G:#z*  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ':_1z5  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     uvj`r5ei  
  m8<l2O=m  
   中心高 K,L  
        外型尺寸 <46fk*  
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     UqaV9  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     x6B_5eF  
 oN7JNMT  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 u.L{3gkT  
u}I\!-EX!v  
（1）       总传动比 V.Ki$0>  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 eNw9"X}g  
    （2）       分配传动装置传动比 D\i8WU  
    ＝× nA>kJSL'$  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 LHJjPf)F  
    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 6l-V% 3-  
4.计算传动装置的运动和动力参数 \w\{x0u  
（1）　各轴转速 $M 1/74  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min COk;z.Kn  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min @ 80Z@Pj  
（2）　各轴输入功率 eW^_YG%(  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW Pf?y!d K<  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW *%wfR7G[B  
    则各轴的输出功率：   }hd:avze  
＝×0.98=2.989kW QvN=<V  
＝×0.98=2.929kW ?Wz rv&E2  
各轴输入转矩 yDW$v/j.|  
   =××  N·m C|W\qXCqu  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· bI?YNt,  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m W bW@V_rr  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m V"{+cPBO)  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m dJ}E,rW}  
＝×0.98=242.86N·m 'Bv)UfZ  
运动和动力参数结果如下表 9dFSppM  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     O>j_xW]V  
    输入    输出    输入    输出         Q-g}{mFS  
电动机轴        3.03        20.23    1440     :L!O/Bd8V  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     43 h0i-%1  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     6(uK5eD(!n  
-1 Ok_h"  
5、“V”带轮的材料和结构 >u:t2DxE  
  确定V带的截型 vhQIkB8  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 g:sn/Zug]  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 z]Dbca1a`  
      V带截型      由图6-13                        B型 `pzXh0}|  
   `Z:5E  
  确定V带轮的直径 J<4 egk4  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm sw'?&:<"Ow  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s VaIFE~>E&  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm c{dge/2yb  
   >5Rcj(-&l  
  确定中心距及V带基准长度 ,@1.&!F4it  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 "X }@VT=  
                          360<a<1030 ]'2;6%. 4  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm :DlgNR`bq  
     vxRy7:G"  
  初定V带基准长度 @rO4BTi>O  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm %ur_DQ  
       Gw5j6  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm gfPht 5  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm 8 N5ga  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ^}gQh#  
   nCz_gYcIx  
   确定V带的根数 9{;cp?\)M  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw "XEK oeG{  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 $]Vvu{  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 Gs% cod  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 ^\z.E?v%  
         Gqz<;y  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 8Q%rBl.  
                             IU8/B+hM~  
                       取Z=2 o6PDCaT7  
V带齿轮各设计参数附表 wm$1LZ8o-`  
4\.1phe$a  
各传动比 -Tw96 dv  
f<`is+"  
    V带        齿轮     sMq*X^z )?  
    2.3        5.96     B4yC"55  
  }CiB+  
2. 各轴转速n us2X:X)  
    (r/min)        (r/min)     CO` %eL ~  
    626.09        105.05     {p{TG5rwX  
|-W7n'n  
3. 各轴输入功率 P lm?1 K:+[  
    （kw）        （kw）     F3aOKV^  
    2.93       2.71     +$hqwNh@Z@  
E0miX)AG  
4. 各轴输入转矩 T fI5]ed eS  
    (kN·m)        (kN·m)     H WOl79-  
43.77        242.86     &: i|;^^2  
'8Q:}{  
5. 带轮主要参数 [/s^(2%  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         v[r5!,F  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     WW'8&:x  
带的根数z     Hqel1J  
    160        368        708        2232        B        2     j{i3lGaN  
dPdodjSu,!  
6.齿轮的设计 C6=P(%y  
s<i& q {r  
（一）齿轮传动的设计计算 kj o,?$r %  
*?zyF@K{%  
齿轮材料，热处理及精度 @A_bZQ@  
    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 6^vMJ82U  
    （1）       齿轮材料及热处理 IA\CBwiLj  
       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 ,X[l C\1a  
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 ^^u{W|'CaH  
      ② 齿轮精度 -'j_JJ  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 /AJ#ngXz  
     6;02_C]\o  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 2;Ij~~  
按齿面接触强度设计 u~| D;e  
@l7~Zn  
确定各参数的值: 4,8=0[eRG  
①试选=1.6 ionFPc].  
选取区域系数 Z=2.433   8n.sg({g  
      k3[%pS  
    则 G@YX8!w U  
    ②计算应力值环数 :x36^{7  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） 0Q81$% @<  
    =1.4425×10h p;[">["  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 5'JONw'\  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 2S~cW./#fX  
    ④齿轮的疲劳强度极限 P8hA<{UFS\  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: |i)7j G<  
    []==0.93×550=511.5 d|^cKLu  
n+C]&6-b  
    []==0.96×450=432         Htg,^d 5  
许用接触应力   tE i-0J  
         9~bl  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   Q\pTyNAYn  
         =1 9n#Q1Xq  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 3?x4+ b  
    =4.47×10N.m g"Eg=CU  
    3.设计计算  Q.3oDq  
①小齿轮的分度圆直径d cs'ylGH  
     CdxEY  
    =46.42 >/*wlY!E  
    ②计算圆周速度 ]}KoW?M  
    1.52 *Y4h26  
    ③计算齿宽b和模数 svt%UE|_:$  
计算齿宽b |'w_5?|4  
       b==46.42mm 5Ocd2T'  
计算摸数m mlIX>ss|7B  
  初选螺旋角=14 gk"0r\Eq  
    = K+9oV[DMs  
    ④计算齿宽与高之比 (8M^|z}q  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 z:RclDm  
=46.42/4.5 =10.32 XS$5TNI  
⑤计算纵向重合度 ~]+-<O^U~  
=0.318=1.903 K+3dwQo  
⑥计算载荷系数K c,cc avv{I  
使用系数=1 yv.Y-c=  
根据,7级精度, 查课本得 / v";u)  
动载系数K=1.07, 64qm  
查课本K的计算公式: ]zGgx07d  
K= +0.23×10×b YeN /J.R  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 4>q^W$  
查课本得: K=1.35 $U,`M"  
查课本得: K==1.2 s[ {L.9Y  
故载荷系数: %9|}H [x  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 Q o}&2m  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 Q.5C$I  
    d=d=50.64 1-_op !N  
    ⑧计算模数 jy=dB-&  
    = d3A= (/>D  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 'qGKS:8  
    由弯曲强度的设计公式 B;SN}I  
    ≥ $"P9I-\m  
w28!Yj1Q  
⑴   确定公式内各计算数值 5O.dRp7d J  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m }*WNrS">S  
         确定齿数z adHZX  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 g.AMCM?z  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 E,6(/`0H*  
    Δi＝0.032％5％，允许 H*#L~!]  
    ②      计算当量齿数 L nQm2uF  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  JCjQR`)  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 4::>Ca^{  
    ③       初选齿宽系数 8&15k A  
     按对称布置，由表查得＝1 */=5m]  
    ④       初选螺旋角 K".\QF,:  
    初定螺旋角 ＝14 kcy?;b;z  
    ⑤       载荷系数K zYf `o0U  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 A;e[-5@  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y h kzy I~7  
    查得: N3P!<J/tc  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 mQRQ2SN6  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 t`b>iX%(1t  
     l3Vw?f   
    ⑦       重合度系数Y Da#|}m0>  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 SHw%u~[hu  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 P;%4Imq3  
＝14.07609 FhJ8}at+e  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 eySV -f{  
    ⑧       螺旋角系数Y Dq/ _#&S  
 轴向重合度 ＝1.675, d*%-r2K  
    Y＝1－＝0.82 L8<Yk`jx  
     TNs0^h)  
    ⑨       计算大小齿轮的 P8DT2|Z6f]  
 安全系数由表查得S＝1.25 2ql7*g?Uq@  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 jEQr{X7bEL  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 z7+y{-{Z  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 N2yxli  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   #J AU5d  
    小齿轮     大齿轮 :tP:X+?O  
zV)Ob0M7U  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: 6d~[My  
    K=0.86        K=0.93   xNG 'UbU  
)A]E:]2  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 bP;cDQ(g  
      []= wH&Rjn  
      []= M[5zn  
       F(E3U'G  
       MpbH!2J  
        大齿轮的数值大.选用. 'L#qR)t  
     ?>lvV+3^`  
⑵   设计计算 !:Lb^C;/  
     计算模数 sY?pp '}a  
- #]?3*NO  
sa\v9  
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: Wx}+Vq<q  
7p"" 5hw  
z==24.57  取z=25 9wLV\>i  
{Y{*(5YV  
那么z=5.96×25=149           A(y^1Nm  
  9F~U% >GX  
②   几何尺寸计算 }G$rr.G  
    计算中心距     a===147.2 zuOx@T^  
将中心距圆整为110 9NwA5TP9_  
q_Td!?2?  
按圆整后的中心距修正螺旋角 >'#G$f  
6,'v /A-  
=arccos jyF0asb  
J&~nD(&TY  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. )L#C1DP#  
X<s']C9c  
计算大.小齿轮的分度圆直径 pfW0)V1t  
     gBRhO^Sz  
    d==42.4 wC@5[e$  
T*>n a8W  
d==252.5 hvu>P {  
nGA'\+zj L  
计算齿轮宽度 8XwAKN:f  
}fw;{&s{z  
B= &F" Mkyf  
*a Y`[,4#$  
圆整的        =%AFn9q  
)AOD~T4s7  
                                            大齿轮如上图： fclmxTy  
' pOtd7Vr  
IWN:GFH(  
P8.tl"q  
7.传动轴承和传动轴的设计 }x4,a6^  
Ak%M,``(L  
1.  传动轴承的设计 lpkg( J#&  
~1YL  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 p~M1}mE  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min TEOV>Tt  
T1=43.77kn．m y'4H8M2?  
⑵.  求作用在齿轮上的力 /=4P< &J  
    已知小齿轮的分度圆直径为 j.4oYxK!s/  
        d1=42.4 #V[ ?puE@  
而  F= [w l:"rm  
     F= F :qy`!QPUm  
2XrPgq'  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N jzc/Olb  
NtMK+y  
J=>?D@K  
qWe1`.o  
⑶.   初步确定轴的最小直径 94r8DkI  
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 u4B,|_MK  
9BB<. p  
}(O/y-  
             { 'Hi_b3  
     从动轴的设计 dC@aQi6{6  
       ]@1YgV  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， W<TW6_*e  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M %*P59%  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 [.B)W);  
    已知大齿轮的分度圆直径为  Q^/5hA  
        d2=252.5 *w4jET>  
而  F= TCp!4-~,  
     F= F h{.KPK\  
[8.ufpZ  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N jD3,z*  
c;e-[F7  
@Fqh]1t  
 }5bh,'  
⑶.   初步确定轴的最小直径 Vn? %w~0!  
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 FCQoz"M  
H ~1laV  
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 XEV-D9n  
查表,选取 C.s{ &  
c&)H   
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 uOc>~ITPS  
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 &KgR;.R^J  
2F^ %d9`  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 pOD|  
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  。 F1R91V|  
$-"AMZ899  
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. I*@\pc}  
QRdNi 1&M  
            D        B                轴承代号     zc]F  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     m\7-/e2 a  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     >1a- }>r  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     rMSB|*_  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     O+`^]D7  
3/:O8H  
     ;|w &n  
93 x.b]] "  
     :q~qRRmjBe  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 vX)6N#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, ,oIZ5u{#,  
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.     ^j';4'  
Vv' e,m  
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. 0{ v?  
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, "*laY<E  
高速齿轮轮毂长L=50,则 x `PIJE  
:84ja>`c  
L=16+16+16+8+8=64 V|}9d:&O  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. lZ0+:DaP2  
cZ|D!1%  
5.    求轴上的载荷   0NfO|l7P  
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, <Nv w w  
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. WRh&4[G'  
_XXK1H x  
7t5X  
cAyR)Y!I  
XZcsx  
5YC56,X  
|C'w] QYm  
, p1 (0i  
; VK;_d  
     x~s>  
- c<<A.X  
传动轴总体设计结构图: 2-llT  
     (m)%5*:  
                             x@DXW(  
*Vfas|3hZI  
                             (主动轴) G&D N'bp  
<B`}18x  
KrMIJA4>  
        从动轴的载荷分析图: }S*6+4  
T 6QnCmB4  
6.     校核轴的强度 P(X#w  
根据 zIF &ZYP  
== ;T#t)oV  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 (n"  )  
查表15-1得[]=60MP <kLY1 EILM  
〈 []    此轴合理安全  cD0  
E>4#j PK  
8、校核轴的疲劳强度. >-X& /i  
⑴.   判断危险截面 7S] h:q%%  
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. y{u6t 3  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 H7Y}qP5X  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 {!N4|  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 <g*rTqT'  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 >=U $s@  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 07(E/A]  
截面上的弯曲应力 {)b`fq  
.kC}. Q_  
截面上的扭转应力 ^]U2Jd  
== Lj~lfO  
轴的材料为45钢。调质处理。 l06 q1M 3  
由课本得： ykM#EyN  
           4 T^M@+&|  
因             m9L+|r  
经插入后得 cYbO)?mC_  
2.0         =1.31 >E]*5jqU  
轴性系数为 %i.|bIhmm  
       =0.85 uXhp+q\  
K=1+=1.82 uFok'3!g7%  
    K=1+（-1）=1.26 UD9h5PgT  
所以               Q@$1!9m  
b%oma{I=.c  
综合系数为：    K=2.8 >,] #~d  
K=1.62 +Og O<P  
碳钢的特性系数        取0.1 hA@X;Mh^w  
   取0.05 qWanr7n]@  
安全系数 dHp6G^Y  
S=25.13 ED?s[K  
S13.71 Ey6K@@%  
≥S=1.5    所以它是安全的 [")0{LSA=  
截面Ⅳ右侧 0(i`~g5  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 kBONP^xI  
\]9;c6(  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 w}YHCh  
iEU(1?m2-  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 Q1jyetk~I  
.s!:p pwl  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 #t/Q4X +  
截面上的弯曲应力   <!+o8z]  
截面上的扭转应力 ^-ACtA)  
==K= <;XJ::d  
    K= t&&OhHK  
所以                 "|Pl(HX  
综合系数为： t =*K?'ly  
K=2.8    K=1.62 7q\c\qL  
碳钢的特性系数 +]>a`~   
    取0.1       取0.05 @i`gR%  
安全系数 {$EXI]f  
S=25.13 kl={L{r  
S13.71 lyi}q"Kn*;  
≥S=1.5    所以它是安全的 jNyC%$  
p/:5 bvA  
9.键的设计和计算 9:Y:Vx  
S :}s|![p  
①选择键联接的类型和尺寸 zJsoenU  
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. gO/(/e>P  
根据    d=55    d=65 $?s^HKF~  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 1y@-  
                     b=20     h=12     =50 e7qT;  
m!2Dk#t  
②校和键联接的强度 YL. z|{\e  
  查表6-2得      []=110MP +/X'QB$R  
工作长度  36-16=20 J~}UG]j n  
    50-20=30 F#PJ+W*h  
③键与轮毂键槽的接触高度 v]J# SlF  
     K=0.5 h=5 wiGwN  
    K=0.5 h=6 Stc\P]%d  
    由式（6-1）得： a(7ryl~c=  
           ＜[] L,ra=SVF  
           ＜[] 0l##M06>  
    两者都合适 iWCV(!  
    取键标记为： |")x1' M  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 N:<O  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 $W?XxgkB?  
10、箱体结构的设计 <oO,CXF  
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， gP<_DEd^`  
大端盖分机体采用配合. saT9%?4-  
Cb6MD  
1.   机体有足够的刚度 kmoJ`W} N  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 r#Mx~Zg~  
. $k"+E  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 moR]{2Cd{  
k$c j|-<  
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 e ?YbG.(E9  
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 4yA`);r62  
c|R/,/  
3.   机体结构有良好的工艺性. `#f=&S?k  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. ^55?VQB  
$imx-H`|  
4.   对附件设计 d0B+syl&4l  
A  视孔盖和窥视孔 zFn&~lFB  
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 hkJZqUA  
B  油螺塞： T]W -g  
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。 /RM-+D:Y  
C  油标： 7j:{rCp3J  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。  ~Hs{(7   
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. :/NN =3e  
3~Ln:4[6ID  
D  通气孔： !`_f\  
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. d]3sC  
E  盖螺钉： f 99PwE(=  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 &w0=/G/T=~  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. {wP|b@(1t  
F  位销： $at|1+bQ  
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. 'EV  *-_k  
G  吊钩： ,7P^]V1  
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. lc-|Q#$3$  
.@Uz/j?>  
减速器机体结构尺寸如下： V+24-QWh  
Bx- ,"Z \  
名称    符号    计算公式    结果     a1SOC=.M;  
箱座壁厚                10     k_>{"Rc  
箱盖壁厚                9     cEdJn@ ,  
箱盖凸缘厚度                12     pXv[]v  
箱座凸缘厚度                15     kW&Z%k  
箱座底凸缘厚度                25     fZ}Y(TG/  
地脚螺钉直径                M24     od1omYsR  
地脚螺钉数目        查手册        6     s RQh~5kM  
轴承旁联接螺栓直径                M12     ]Rh( =bg  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     7[BL 1HI*  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     J~3T8e#  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     "5:f{GfO#v  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     k{jw%a<Sc  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 /\cu!yiX  
    22 g@i>R>  
    18     jHH  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 WG !t!1p  
    16     $af}+:'  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50      |7zP 8  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     ~88 Tz+  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     I<./(X[H:#  
机盖，机座肋厚                9    8.5     4V|z)=)A  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） / 7XdV  
150（3轴）     1L8ULxi_?]  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） d[e:}1  
150（3轴）     gH^$Y~Lx  
     ^FM9} t/U,  
11. 润滑密封设计 eD{ @0&   
' P`p.5nH  
    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. ynZ[c8.  
    油的深度为H+ iWM7, =1+  
         H=30  =34 H! r Kz  
所以H+=30+34=64 c48J!,jCd'  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 _$\5ZVe  
     $Cd;0gdv  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 4Sstg57x~  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     ]Wd`GI  
    密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 hLbT\J`I  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 x56 F  
     ]9&q'7*L  
12.联轴器设计 0*Km}?;0-  
?ey&Un"  
1.类型选择. &lPBqw  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 _SIs19"lR  
2.载荷计算. `)=A !x y  
公称转矩：T=95509550333.5 w$lfR ,  
查课本,选取 s>@#9psm  
所以转矩   )yNw2+ ~5  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 6+ $d  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm #EmffVtY  
_A,-[*OKI  
四、设计小结 lii ]4k+z  
    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。  m-'(27  
    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。 7t-*L}~WA  
五、参考资料目录 w <#*O:  
[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； sO6gIPU^  
[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； cl8_rt  
[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； d@6:|auO  
[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； X4 }`>  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 Jn<e"  
[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； 1 x\VdT  
[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？ +EST58  
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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