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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 c.Izm+9k  
                 ]=3hH+1 a  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         @Nm{H  
                 .$f0!` t  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） R {-M%n4w  
X+;#^A3  
目   录 MB5V$toC  
     aA%x9\Y  
一    课程设计书                            2 U_9|ED:  
?mi}S${g  
二    设计要求                              2 (RUc>Qi  
_x-2tnIxXv  
三    设计步骤                              2 R4D$)D  
     ko{&~   
    1. 传动装置总体设计方案                        3 zzC{I@b  
    2. 电动机的选择                                4 e Z L!Z!  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 C9Cl$yZ  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 2#R0Bd  
    5. 设计V带和带轮                              6 ?<OE|nb&  
    6. 齿轮的设计                                  8 t}K8{ V  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 <e|B7<.  
    8. 键联接设计                                  26 Sw{rNzh%$  
    9. 箱体结构的设计                              27 svC m }`  
    10.润滑密封设计                                30 rXrIGgeM  
    11.联轴器设计                                  30 }PMlG  
     D.F1^9Q  
四    设计小结                              31 j<?k$ 8H  
五    参考资料                              32 :p1_ij]ND  
f'j<v  
一. 课程设计书 HS.eK#:N  
设计课题: 9)F$){G]vs  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V ,]@Sytky  
表一: (^ J2(  
         题号 >'3nsR  
47 &p*=  
参数    1     6m9\0)R  
运输带工作拉力（kN）    1.5     ;P8.U(  
运输带工作速度（m/s）    1.1     PywUPsJ  
卷筒直径（mm）    200     8P%Jky&(  
khP Ub,  
二. 设计要求 tB0f+ wC  
1.减速器装配图一张(A1)。 >(gbUW  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 0b=00./o  
3.设计说明书一份。 =`qEwA  
[L2N[vy;  
三. 设计步骤 !'bZ|j%  
    1.  传动装置总体设计方案 AB.ZmR9|  
    2.  电动机的选择 `:gXQmt  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 LD;! s  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 7Zh#7jiZ`  
    5.  “V”带轮的材料和结构 ,_'Z Jlx  
    6.  齿轮的设计 :Q;mgHTNz  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 tHJahK:"k  
    8、校核轴的疲劳强度 4g+o/+6!4  
    9.  键联接设计 -+Ox/>k  
    10.  箱体结构设计 bL%-9BG  
    11. 润滑密封设计 ;k=`J  
    12. 联轴器设计 _nIt4l7  
     q$B|a5a?  
1.传动装置总体设计方案: `$] ZT>&  
w!l*!G  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 7] >z e  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， JPe<qf-  
要求轴有较大的刚度。 cw;TIx_q  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 X$< CIZ  
其传动方案如下： u0Opn=(_  
        ZY)&Fam}  
图一:(传动装置总体设计图) )4FW~o<i  
wEix8Ow*  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 JF9r[%  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 XAUHF-"WE  
     传动装置的总效率 :w9s bW  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； YZc{\~d  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， NHD`c)Q  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， (7|!%IO.  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 m>^#:JK  
EE~DU;p;]  
  2.电动机的选择 !F)BTB7{<  
&bwI7cO  
    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， _lZWy$rm%  
    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， "IzM:  
    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。 GOY!()F  
     Nj}-"R\u  
    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， pq*4yaTT'  
     QqB9I-_  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 x3=SMN|a  
     $$---Y   
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 L@~0`z:>iP  
                                                  l7S&s&W @  
QjFE  
方案    电动机型号    额定功率 ;<s0~B#9}  
P y.WEO>   
kw    电动机转速 ds'7zxy/  
    电动机重量 (x8D ]a  
N    参考价格 'zx1kq1  
元    传动装置的传动比     j.g9O]pi  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     Ehg(xK  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     a>)|SfsE  
  b^&nr[DC  
   中心高 @HP7$U"  
        外型尺寸 ^r^)  &]  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     I :o.%5)  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     K7] +. f  
hv9k9i7@l  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 1|H(q  
%8! }" Xa  
（1）       总传动比 E3 aj  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 gP>`DPgb^  
    （2）       分配传动装置传动比 Aw7_diK^  
    ＝× M>|R&v  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 f VpE&F  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 )\l(h%s[I  
4.计算传动装置的运动和动力参数  z-;{pPZ  
（1）　各轴转速 HpR(DG) ?  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min bjB4  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min "' ]|o~B  
（2）　各轴输入功率 = GZ,P (  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW Huho|6ohH  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW M%1wT9  
    则各轴的输出功率：   9\a;75a  
＝×0.98=2.989kW 6%fF6  
＝×0.98=2.929kW FKk.BA957h  
各轴输入转矩  ^#&:-4/  
   =××  N·m } ^n346^  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· H 5'Ke+4.e  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ^z}$ '<D9  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m \[W)[mH_  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m DjveMs$d  
＝×0.98=242.86N·m |lVoL.Z,0  
运动和动力参数结果如下表 NKE,}^C  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     f|'8~C5I@>  
    输入    输出    输入    输出         RP~ hi%A  
电动机轴        3.03        20.23    1440     s(s hgI 3g  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     ^*_|26  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     %g{<EuK]p  
 nypG  
5、“V”带轮的材料和结构 5 p! rZ  
  确定V带的截型 /zZ";4  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 y8CH=U[  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 8)51p+a  
      V带截型      由图6-13                        B型 )|`|Usn#[  
   wJu,N(U  
  确定V带轮的直径 rJ)8KY>  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm XPsRa[08WK  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s $I:&5o i  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm U@<]>.$  
   acdF5ch@  
  确定中心距及V带基准长度 vOi4$I~CJ  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 'fr~1pmx#3  
                          360<a<1030 N Obw/9JO  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm *^Xtorqo  
     ;{f4E)t 7  
  初定V带基准长度 ERz{, >G?  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ^QTtCt^:  
       yHjuT+/wM,  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm m9 D' yXZ  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm vvmG46IgZ  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640  mB<*we  
   d@e2+3<  
   确定V带的根数 P1IL ]  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw \ICc?8oL  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 $Z[W}7{pt#  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 m%)Cw)t 7  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 mq6TwM  
         G"D=ozr  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 9A!B|s  
                             ]x:>!y  
                       取Z=2 ~zph,bk  
V带齿轮各设计参数附表 d_aHUmI^"  
~1.B fOR8  
各传动比 tiQeON-Q_  
=Cg1I\  
    V带        齿轮     O#72h]  
    2.3        5.96     > xie+ ^  
  Zj5B}[,l\  
2. 各轴转速n pUD(5v*0R  
    (r/min)        (r/min)     (,OF<<OH  
    626.09        105.05     q!4eVg*  
t5;)<N`  
3. 各轴输入功率 P Td,s"p>Vq  
    （kw）        （kw）     Z+g9!@'a  
    2.93       2.71     jN T+?2  
<tto8Y j  
4. 各轴输入转矩 T i.Z iLDs\7  
    (kN·m)        (kN·m)     y ]D[JX[  
43.77        242.86     Nn='9s9F?}  
Wf:LYL  
5. 带轮主要参数 iph}!3f  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         #$ooV1E  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     5N(OW:M  
带的根数z     ,Vfjt=6]}  
    160        368        708        2232        B        2     O 8XHaVLg3  
iOJ5KXrAO  
6.齿轮的设计 OAo;vC:^  
+sT S1t  
（一）齿轮传动的设计计算 ?4cj"i  
P "%f8C~r  
齿轮材料，热处理及精度 PWk\#dJN&  
    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 oe<DP7e  
    （1）       齿轮材料及热处理 PnZC I!Mw  
       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 mnL+@mm  
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 l!mx,O`  
      ② 齿轮精度 @UQ421Z`  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 2;ju/9 x  
     W5,&*mo  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 r1 [c+Hy  
按齿面接触强度设计 C`qE ,2.  
aUk]wiwIR9  
确定各参数的值: XNJ3.w:R  
①试选=1.6 53WCF[  
选取区域系数 Z=2.433   X^Fc^U8  
     $:RR1.Tv  
    则 s;cGf+  
    ②计算应力值环数 -G(#,rXk  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） bs0[ a 1/  
    =1.4425×10h (0E<Fz V  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 1pAcaJzf  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 otX/sg.B*  
    ④齿轮的疲劳强度极限 ZI.Czzx\=  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: Cy dV$!&mP  
    []==0.93×550=511.5 `BVXF#sb  
2Q5 -.2]  
    []==0.96×450=432         mDx=n.lIz  
许用接触应力   XAZPbvG|$  
         #I1q,fm  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   %,(X R`  
         =1 //'&a-%$^  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 +ZOKfX  
    =4.47×10N.m 2Z>8ROv^X  
    3.设计计算 _L+j6N.h1  
①小齿轮的分度圆直径d 0:`*xix  
     _y&XFdp  
    =46.42 u\;d^A  
    ②计算圆周速度 ?dPr HSy  
    1.52 Xdf4%/Op  
    ③计算齿宽b和模数 YSrjg|k*  
计算齿宽b WLA&K]  
       b==46.42mm UA|\D]xe  
计算摸数m O?ODfO+>  
  初选螺旋角=14 Lt ^*L% x  
    = i+F*vTM2,  
    ④计算齿宽与高之比 JIIc4fyy8s  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 rp+]f\] h  
=46.42/4.5 =10.32 nxB[T o*P  
⑤计算纵向重合度 Fv*Et-8tN5  
=0.318=1.903 y^z c @f  
⑥计算载荷系数K 3"juj '  
使用系数=1 y)"rh/;  
根据,7级精度, 查课本得 nRvaCAt^  
动载系数K=1.07, aIDv~#l  
查课本K的计算公式: mfG m>U  
K= +0.23×10×b 'iTY?  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 zdw* ?C  
查课本得: K=1.35 F 2Y!aR  
查课本得: K==1.2 KY}H-  
故载荷系数: ,"Fl/AjO  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 Kv2S&P|jXM  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 8 /%{xB^  
    d=d=50.64 g)R2V  
    ⑧计算模数 c/igw+L()  
    = =Z{jc  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 k>\v]&|T`  
    由弯曲强度的设计公式 8t. QFze?  
    ≥ fs?H  
yM7Iq)o6u  
⑴   确定公式内各计算数值 0n'v F&E8  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m #4JLWg  
         确定齿数z YWs?2I  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 b kc*it  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 CBoCT3@~  
    Δi＝0.032％5％，允许 MB7*AA;  
    ②      计算当量齿数 U1HG{u,"y  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  CmV &+C$V%  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 G|[{\  
    ③       初选齿宽系数 rlGv6)vb  
     按对称布置，由表查得＝1 o.kDOqd  
    ④       初选螺旋角 ]<C]`W2{  
    初定螺旋角 ＝14 PZ`11#bbm  
    ⑤       载荷系数K %<x! mE x  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 *c [^/  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y KGcjZx04!  
    查得: ca,W:9#.xn  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 1. +6x4%rV  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 /Q3\6DCl  
     k_!e5c  
    ⑦       重合度系数Y vzFp Xdt  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 [8^q3o7n  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 8#V D u(  
＝14.07609 S1I.l">P  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 hxK;f  
    ⑧       螺旋角系数Y ~D>pu%F  
 轴向重合度 ＝1.675, ,oh;(|=  
    Y＝1－＝0.82 8I *N  
     $xbW*w  
    ⑨       计算大小齿轮的 Z.u 1Dz  
 安全系数由表查得S＝1.25 #CaPj:>[  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 pmvd%X\f  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 Ei):\,Nv  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10  5QLK  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   gK9d `5  
    小齿轮     大齿轮 5K2K'ZkI  
tV`=o$`  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: J-Tiwl  
    K=0.86        K=0.93   e1LIk1`p  
_1&Ar4:  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 xE w\'tH  
      []= ?KOw~-u  
      []= uBa<5YDF  
       [)1vKaC  
       Uu5(/vw]  
        大齿轮的数值大.选用. &v0-$  
     C_kuW+H  
⑵   设计计算 UJSIbb5  
     计算模数 -]HZ?@  
(=Cb)/s0  
M|K^u.4  
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: +Gt9!x}#e  
*>KBDFI  
z==24.57  取z=25 r O$pj~!|Q  
ft6)n T/"&  
那么z=5.96×25=149           "H).2{3(x  
  wuA?t  
②   几何尺寸计算 NBY|U{.g  
    计算中心距     a===147.2 'v~'NWfd  
将中心距圆整为110 LK~aLa5wG  
v62_VT2v  
按圆整后的中心距修正螺旋角 ,;6V=ok  
tLTavE[@  
=arccos #~|k EGt  
o+A1-&qhN  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. kFWwz^x  
Z|uvrFa  
计算大.小齿轮的分度圆直径 :xPo*#[Z(A  
     0_gN]>,9n  
    d==42.4 () _RLA  
&Mk!qE<:N  
d==252.5 ],pB:=  
{fzX2qMZ]  
计算齿轮宽度 p8~lGuH  
jU j\<aW  
B= F nA Kfh(  
$u!(F]^  
圆整的       2!J#XzR0W  
fd&Fn=!  
                                            大齿轮如上图： sv% X8  
7Ed0BJTa  
THp_ dTD  
FBNLszT{L  
7.传动轴承和传动轴的设计 ^?`fN'!p  
(BVqmi{  
1.  传动轴承的设计 Ayw_LCUD  
't5ufAT  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 p|-MwCeH  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min SH{@yS[c!  
T1=43.77kn．m #c^]p/  
⑵.  求作用在齿轮上的力 x|0C0a\"A  
    已知小齿轮的分度圆直径为 '^m.vS!/  
        d1=42.4 kg7F8($  
而  F= /:4J  
     F= F )/$J$'mcxd  
c,~uurVi  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N yxt"vm;  
)[Tm[o?Y.  
Dt: Q$  
s|Mo3_>  
⑶.   初步确定轴的最小直径 F] c\Qt  
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 "`49m7q1H  
JY,$B-l  
;'n%\*+fHH  
             .dlsiBh  
     从动轴的设计 U6M ~N0)Yr  
       xaMDec V  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2，  ##rkyd  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M !/XNpQP  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 w.?4}'DK  
    已知大齿轮的分度圆直径为 } {1IB  
        d2=252.5 = j1Jl^[  
而  F= %GhI0F #  
     F= F ~XTC:6ts  
Ss>pNH@ c  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 8_('[89m  
8Sr'  
f*o  
M&V'*.xz  
⑶.   初步确定轴的最小直径 TJ"-cWpO1  
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 Dp([r  
G"<#tif9K  
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 b)d;eS  
查表,选取 Nm?^cR5r  
qIi \[Ugh  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 r].n=455[  
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 QHR,p/p  
B)JMughq_  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 JsJP%'^/R  
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  。 qbv\uYow3k  
 >(Y CZ  
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. yvYMk(LSF  
` 2W^Ui,4  
            D        B                轴承代号     >w S'z]T9  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     }>@\I^Xm,  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     +S4n416K  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C      q+L'h8  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     8o~ NJ 6  
[YOH'i&X  
     /$c87\  
YYe G9yR  
     2ioHhcYdJU  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 G}nJ3  
    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, cb}zCl j 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.     C"I jr=w  
;{ifLI0#  
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. vX JPvh<  
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, ot}erC2~  
高速齿轮轮毂长L=50,则 ~:DL{ZeEb  
)2[)11J9t  
L=16+16+16+8+8=64 up5f]:!  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. p!UR;xHI\  
P 45Irir  
5.    求轴上的载荷   hXTfmFy{n  
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, ? :H+j6+f  
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. eAy,T<#  
r: K1PO  
I  C  
!d72f8@9  
|}=eY?iXo  
nR_Z rm  
z< %P"   
"hk# pQ  
o[ 5dR<  
     qf? "v;  
Bj@>iw?g'  
传动轴总体设计结构图: bZ`v1d (r  
     ?bZH Aed  
                             =5|7S&{  
2K}49*  
                             (主动轴) sYKx 3[V/  
Q %o@s3~O  
_Y; TS1u  
        从动轴的载荷分析图: Rc1j^S;>  
$+4DpqJ  
6.     校核轴的强度 }A3/(  
根据 JS/'0.  
== bzi"7%c  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 AB3_|Tza~&  
查表15-1得[]=60MP ?ko#N?hgI  
〈 []    此轴合理安全 s$M(-"mg  
!ho^:}m  
8、校核轴的疲劳强度. (?4%Xtul1  
⑴.   判断危险截面 9?l a5  
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. 5u$.!l8Nl  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 F^%w%E\  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 '/>Mr!H#  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 a'VQegP(f\  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 d/d)MoaJ*t  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 P $`1}  
截面上的弯曲应力 9X*N k~}Y  
;.}L# '0j  
截面上的扭转应力 {)" 3  
== 4(L mjue]?  
轴的材料为45钢。调质处理。 |*bUcS<S  
由课本得： Hv;xaT<}V  
           u^2`$W  
因             3ahriZe  
经插入后得 khy'Y&\F;  
2.0         =1.31 ;<+efYmyc  
轴性系数为 -`L`kL<  
       =0.85 o#qdgZ  
K=1+=1.82 j )J |'b|  
    K=1+（-1）=1.26 dseI~}  
所以               Wdd}y`lS  
!JCs'?A  
综合系数为：    K=2.8 5%,3)H{;t  
K=1.62 {hS!IOM  
碳钢的特性系数        取0.1 OUulG16kK  
   取0.05 lSX1|,B7:]  
安全系数 %vmd2}dA  
S=25.13 XM]m%I  
S13.71 B}"R@;N  
≥S=1.5    所以它是安全的 j97+'AKX  
截面Ⅳ右侧 lNe4e6  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 I!/32* s1t  
,3:f4e\<  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 !u7KgB<=/F  
)LP'4*  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 NpVL;6?7T  
VEWW[ T  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 vj?{={Y  
截面上的弯曲应力   T}Tv}~!f  
截面上的扭转应力 u&~Xgq5[  
==K= {~apY,3  
    K= Z %pc"  
所以                 v47' dC  
综合系数为： _T)y5/[  
K=2.8    K=1.62 {K|?i9K  
碳钢的特性系数 @GQe-04W`  
    取0.1       取0.05 x1:mT[[$  
安全系数  2s}S9  
S=25.13 Qa2h#0j  
S13.71 TuwP'g[  
≥S=1.5    所以它是安全的 @5Tl84@Q  
Pt"K+]Ym  
9.键的设计和计算 ;@; a eu  
S}C[  
①选择键联接的类型和尺寸 YJ~<pH  
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. 9a_P 9s3w  
根据    d=55    d=65 y [McdlH m  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 SK}jhm"y  
                     b=20     h=12     =50 h2Q'5G  
EZ!! V~  
②校和键联接的强度 FG${w.e<  
  查表6-2得      []=110MP YdD; Qx#O  
工作长度  36-16=20 Z=% j|xE_  
    50-20=30 !*l/Pr^8  
③键与轮毂键槽的接触高度 3,i j@P  
     K=0.5 h=5 qT?{}I  
    K=0.5 h=6 NDRD PD  
    由式（6-1）得： ^fF#Ej1  
           ＜[] `n>/MY  
           ＜[] W B:0}b0Gu  
    两者都合适 NVzo)C8kb  
    取键标记为： 4&E"{d >  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 EC,,l'%a|/  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 \]>821r  
10、箱体结构的设计 L;:|bVH  
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}"nL  
大端盖分机体采用配合. Dbn ~~P  
sm18u-  
1.   机体有足够的刚度 X1w11Z7o  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 Q7x[08TI  
1XiA  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 "I56l2dxd  
%Za}q]?  
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 :s_o'8z7L  
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 :uYZ1O  
~2* LWH*@  
3.   机体结构有良好的工艺性. feX o"J  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. @. sn  
+kWWx#L#  
4.   对附件设计 FKL4`GEm  
A  视孔盖和窥视孔 23CvfP  
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 }wo:1v8J  
B  油螺塞： RrxbsG1HP  
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。 N:|``n>  
C  油标： KY&Lv^1_|  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 Kjbk zc1  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. O#.YTTj  
nHRsr x  
D  通气孔： xy`Y7W=  
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. :G6CWE  
E  盖螺钉： 09 McUR@  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 KS#A*BRQ  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. pYcs4f!?p  
F  位销： zsQ]U!*rD  
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. cQ1[x>OcU  
G  吊钩： "PMJh3q  
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. & *tL)qKDc  
xqSZ {E:  
减速器机体结构尺寸如下： 0Fkr3x  
[+FiD  
名称    符号    计算公式    结果     ~g{1lcqQP  
箱座壁厚                10     gjsks(x  
箱盖壁厚                9     ~> )>hy)  
箱盖凸缘厚度                12     KsGW@Ho:  
箱座凸缘厚度                15     Gt{%O>P8t  
箱座底凸缘厚度                25     A*BN  
地脚螺钉直径                M24     wYe;xk`>  
地脚螺钉数目        查手册        6     Yv=L'0K&  
轴承旁联接螺栓直径                M12     :Xy51p`.;]  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     st??CX2  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     v,opyTwG|  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     C_3,|Zq?|  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     Qu#[PDhb  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 mm_)=Ipj>  
    22 /w?zO,!  
    18     sI6*.nR  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 ?o)?N8U  
    16     Q|[^dju  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     gb!0%*   
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     0B[~j7EGO  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     %>/&&(BE  
机盖，机座肋厚                9    8.5     ("(wap~<nD  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） 3\ ]j4*i!  
150（3轴）     !d 4DTo  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） m2~`EL>  
150（3轴）     <FR!x#!   
     #"oLz"{  
11. 润滑密封设计 Qn$YI9t  
zA?AX1%Wa  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. Zk~Pq%u  
    油的深度为H+ '_Q';T_n99  
         H=30  =34 Z Uj1vf6I  
所以H+=30+34=64 [c;0eFSi2  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 Lo}T%0"G  
     c0l?+:0M  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 ]2ab~ gr  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     6i+AJCkC  
    密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 >mtwXmI  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 H/*slqL  
     ajG_t  
12.联轴器设计 v6wg,,T  
n4B uM R  
1.类型选择. mYfHBW:  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 P}=n^*8(I  
2.载荷计算. 'Sgz\ =K  
公称转矩：T=95509550333.5 ;y7+Q  
查课本,选取 3xRn  
所以转矩   zXUB6. e  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 9W-" mD;  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm nxEC6Vh'  
XL44pE m  
四、设计小结 @K S.H  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 vo:h"ti  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 (QojIdHt  
五、参考资料目录 O9<oq  
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； 4Q1R:Ra  
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； X%og}Cfi  
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； wmX(%5vY^  
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； !K2QD[x  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 F_ -Xx"  
[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版； OrL4G `O  
[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。
zhangyi311 2009-06-15 17:52
hao 东西啊,支持
0363jj 2009-11-19 21:53
楼主，我现在需要发一套给我好吗？ 8$RiFD ,  
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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