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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 )qX.!&|I  
                 c9uu4%KG6<  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         LmsPS.It  
                 3k_\ xQ  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） #Z]Cq0=  
K7x;/O  
目   录  nmL|v  
     \A!I ln  
一    课程设计书                            2 _,F\%}  
Xq"9TYf$  
二    设计要求                              2 Y._ACQG3  
yIpgZ0:h  
三    设计步骤                              2 H^B,b !5i  
     JeVbFZ8  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 U;ujN8  
    2. 电动机的选择                                4 `K$;K8!1  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 'Q7t5v@FF  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 *mn9CVZ(}M  
    5. 设计V带和带轮                              6 =<M>fJ)  
    6. 齿轮的设计                                  8 qoph#\  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 YuoErP=P  
    8. 键联接设计                                  26 # NK{]H$fd  
    9. 箱体结构的设计                              27 <#Fex'4  
    10.润滑密封设计                                30 tg%<@U`7=  
    11.联轴器设计                                  30 ]t17= Lr?  
     Ak`?,*L M  
四    设计小结                              31 l)KN5V  
五    参考资料                              32 0^2e^qf  
7|J&fc5BP  
一. 课程设计书 ][OkydE  
设计课题: Uq%|v  
    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 {c1wJ  
表一: Z>NA 9:  
         题号 6QPbmO]z  
)i-`AJK-'v  
参数    1     /3"S_KE1@+  
运输带工作拉力（kN）    1.5     0icB2Jm:D}  
运输带工作速度（m/s）    1.1     DAN"&&  
卷筒直径（mm）    200     FNl^ lj`Y  
"tK3h3/Xv  
二. 设计要求  >qI:  
1.减速器装配图一张(A1)。 ~Ty6]A  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 Jju?v2y`  
3.设计说明书一份。 m|Z[8Tup  
oY@]&A^ah  
三. 设计步骤 1Ji"z>H*  
    1.  传动装置总体设计方案 M 8mNeh  
    2.  电动机的选择 q<fj1t1w  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 ,5sv;  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 ybB<AkYc  
    5.  “V”带轮的材料和结构 !<-+}X+o8$  
    6.  齿轮的设计 127@ TN"  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 3 }rx(  
    8、校核轴的疲劳强度 fG7-0 7  
    9.  键联接设计 "bjbJC&T  
    10.  箱体结构设计 xA}{ZnTbN  
    11. 润滑密封设计 l4^8$@;s  
    12. 联轴器设计 52 DSKL  
     Hc q@7g  
1.传动装置总体设计方案: =\<!kJ\yH  
=0U"07%}  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 \g@jc OKU  
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， MD+ eLA7  
要求轴有较大的刚度。 %bnjK#o"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。 3'`X_C|d53  
其传动方案如下： NQvT4.*  
        Au?(_*/0  
图一:(传动装置总体设计图) t2%gS" [  
SR\$fmo  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 |1 LKdP  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 w?p8)Q6m  
     传动装置的总效率 tbi(e49S  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； /^Lo@672  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， -IS?8\ Q<  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， 7o M]qLF  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 ]GHx<5Q:\  
$2*&\/;-E!  
  2.电动机的选择 [k6,!e[/uG  
^TY8,qDA  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， AwGDy +  
    经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6， DWJkN4}o  
    则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。 X 7"hTD  
     9!6yo  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， evGUSol?:n  
     jLf87  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 SxCzI$SGu  
     ;]h:63 S  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 O0<GFL$)&  
                                                  /T2f~1R  
( G6N@>V(`  
方案    电动机型号    额定功率 O/R>&8R$  
P ud.Bzg:/  
kw    电动机转速 }GTy{Y*&  
    电动机重量 KbV%8nx!!  
N    参考价格 V_7xXuM/  
元    传动装置的传动比     9Fh(tzz  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ;42D+q=s  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     >taZw '  
  5Gsj;   
   中心高 {n%U2LVL  
        外型尺寸 Q-N.23\1  
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     (Dl68]FX  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     ]g; K_>@  
{#y HL  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 a[8_ O-   
w,.Hdd6  
（1）       总传动比 6l$o^R^D  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 b\\?aR |  
    （2）       分配传动装置传动比 #Y*AGxk  
    ＝× ;mb 6i_  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 hK$-R1O  
    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 HF\L`dJX?  
4.计算传动装置的运动和动力参数 h OboM3_  
（1）　各轴转速 }H ,A T  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min Urx gKTry  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min 3)g1e=\i$  
（2）　各轴输入功率 Aq|LeH  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW CsR~qQ 5  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW *qBMt[a  
    则各轴的输出功率：   D_9/|:N:  
＝×0.98=2.989kW >8tE`2[i*  
＝×0.98=2.929kW 6]gs{zG  
各轴输入转矩 J= |[G'  
   =××  N·m  (lPNMS|V  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· HKcipDW  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ]-fZeyY$  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m [bT@Y:X@`  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m SKfv.9  
＝×0.98=242.86N·m $~~=SOd0  
运动和动力参数结果如下表 -G Kelz?h>  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     BkqIfV%O  
    输入    输出    输入    输出         yMSRUQ x  
电动机轴        3.03        20.23    1440     %""CacX  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     aQ~x$T|  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     nf G:4k,  
Ixec]UOS  
5、“V”带轮的材料和结构 $z,bA*j9  
  确定V带的截型 ;5%&q6&a  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 W>Rv  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 4*9Dh  
      V带截型      由图6-13                        B型 ~!nd'{{9  
   c,~44Z  
  确定V带轮的直径 2E1TJ.[BS  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm =}"hC`3e  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s {Jy%h8n*  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm !KlSw,&=.6  
   `k\1vum  
  确定中心距及V带基准长度 'OihA^e  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 e S=k 48'U  
                          360<a<1030 [:=[QlvV  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm i;xMf5Jz  
     V$_0VN'+Z  
  初定V带基准长度 1c4%g-]7  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm j`GbI0,bT  
       Gehl/i-  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm $P@cS1sB  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm ).S<{zm7  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 w +Z};C  
   2&d&$Jg  
   确定V带的根数 c\'pA^m 6  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw Iq=B]oE  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 &;skB.  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 iQIw]*h^  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 8JrGZ8Q4RM  
         \xZBu"  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 *;d)'7<  
                              e C{Z  
                       取Z=2 ;X6y.1N~  
V带齿轮各设计参数附表 kC5,yj  
>z -(4Z  
各传动比 y m{/0&7  
C941 @I  
    V带        齿轮     .Topg.7W  
    2.3        5.96     4w6K|v<X  
  D5b _m|7%  
2. 各轴转速n F?ebY k1  
    (r/min)        (r/min)     M\6`2q  
    626.09        105.05     UhTr<(@  
nQHd\/B  
3. 各轴输入功率 P yy1r,dw  
    （kw）        （kw）     .8!0b iS  
    2.93       2.71     LD~'^+W  
F.5b|&@  
4. 各轴输入转矩 T o)=VPUe  
    (kN·m)        (kN·m)     4Z<l>!  
43.77        242.86     'uzv\[  
0Ida]H  
5. 带轮主要参数 ,b(S=r  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）          BZc-  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     X4G55]D$>  
带的根数z     RbM~E~$  
    160        368        708        2232        B        2     jGhg~-m  
f4T0Y["QA  
6.齿轮的设计 15 11<,  
J\$l3i/I  
（一）齿轮传动的设计计算 `>EvT7u  
*9ub.:EUwV  
齿轮材料，热处理及精度 |I5?5 J\  
    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 n{r#K_  
    （1）       齿轮材料及热处理 PB67 ?d~  
       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 HHTsHb{7  
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 $2CGRhC  
      ② 齿轮精度 z8 ;#H tr  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 }cej5/*  
     %*q0+_  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 N pND/  
按齿面接触强度设计 67\Ojl~(1  
r{R7"  
确定各参数的值: )$h9Y   
①试选=1.6 arQ %  
选取区域系数 Z=2.433   ,1;8DfVZV  
     &N_c-@2O  
    则 [Um4\QvUx  
    ②计算应力值环数 j~*Z7iu  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） z12But\<  
    =1.4425×10h xqC<p`?4  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) Z;~[@7`  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 q+n1~AT  
    ④齿轮的疲劳强度极限 '(X[ w=WXy  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: |z]2KjF&w-  
    []==0.93×550=511.5 {Y:ZY+  
G+ X [R^RD  
    []==0.96×450=432         N[<`6dpE  
许用接触应力   7$'mC9  
         ^%%5  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   5Vo}G %g  
         =1 e_c;D2' F  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 _RL-6jw#o  
    =4.47×10N.m )| x%o(n  
    3.设计计算 1H4Zgh U  
①小齿轮的分度圆直径d C{hcK 1-K  
     sK%Hx`  
    =46.42 [x<6v}fRn  
    ②计算圆周速度  AMD?LjY~  
    1.52 r%,H*DOu  
    ③计算齿宽b和模数 i`KZ,   
计算齿宽b >6I.%!jU  
       b==46.42mm #>:(#^Uu  
计算摸数m [)SR $/A  
  初选螺旋角=14 7ITl3>  
    = d$_q=ywc  
    ④计算齿宽与高之比 fQ36Hd?(5  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 "?SOBA!vy  
=46.42/4.5 =10.32 0)oN[  
⑤计算纵向重合度 3U~lI&  
=0.318=1.903 -[pCP_`)u  
⑥计算载荷系数K hiMyFvA4  
使用系数=1 N8XC~Dh{  
根据,7级精度, 查课本得 mheU#&|  
动载系数K=1.07, _MdZDhtm  
查课本K的计算公式: 0/:=wn^pg  
K= +0.23×10×b ;sChxQ=.^  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 W~u   
查课本得: K=1.35 YXzZ-28,<  
查课本得: K==1.2 e*P=2*]M  
故载荷系数: t{X?PF\>o  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 %[n R|a<  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 TsX+. i'  
    d=d=50.64 >Qm<-g  
    ⑧计算模数 [{@zb-h  
    = d=?Mj]  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 !2Y!jz  
    由弯曲强度的设计公式 {,Bb"0 \  
    ≥ #H;hRl  
6)wy^a|pb  
⑴   确定公式内各计算数值 kG$E tE#  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m w#xeua|*I#  
         确定齿数z f]ue#O  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 skI(]BDf  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 p?V ?nCv1O  
    Δi＝0.032％5％，允许 3ximNQ} S  
    ②      计算当量齿数 |"R_-U  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  ?Q96,T-) c  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 `V&1]C8x  
    ③       初选齿宽系数 CZyz;Jtk  
     按对称布置，由表查得＝1 .kc"E  
    ④       初选螺旋角 T A\4uy6o  
    初定螺旋角 ＝14 382*  
    ⑤       载荷系数K %AG1oWWc>.  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 '%SR.JL  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y R <;OEN  
    查得: 1yBt/U2  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 SOp=~z  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 dn ZzA  
     V uG?B{  
    ⑦       重合度系数Y :reP} Da7q  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 (*6 m^  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 <vB<`   
＝14.07609 `KpFH.k.K  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 UvxSMD:A  
    ⑧       螺旋角系数Y SyK9Is{8  
 轴向重合度 ＝1.675, Vd+td;9(  
    Y＝1－＝0.82 o"p^/'ri  
     oW 1"%i%  
    ⑨       计算大小齿轮的 MA\m[h]  
 安全系数由表查得S＝1.25 @Od^k#  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 Wy<[(Pd   
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 B<|VeU  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 D~#Ei?aH  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   $Y6I_U  
    小齿轮     大齿轮 w6T[hZ 9  
[o2w1R\H+x  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: ^rv"o:lF  
    K=0.86        K=0.93   AF^T~?t  
^GMJ~[]  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 |3}5:k  
      []= mxQR4"]jY  
      []= ugYw <  
       X8/Tl \c  
       wV\%R,bZj  
        大齿轮的数值大.选用. _!n}P5  
     $<B +K  
⑵   设计计算 'p%= <0vrr  
     计算模数 CqqXVF3  
Dv&>*0B  
w |_GV}#_  
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: &lAQ &  
c=6ahX}d  
z==24.57  取z=25 ,c>N}*6h=W  
)QmGsU}?  
那么z=5.96×25=149           5m4DS:&  
  \PpXL*.  
②   几何尺寸计算 OL3UgepF  
    计算中心距     a===147.2 $5,~JYcb  
将中心距圆整为110 z3a-+NjDm  
Bv $UFTz  
按圆整后的中心距修正螺旋角 G.g|jP'n  
n`q2s'Pc  
=arccos Ekv89swl`i  
Jf7frzw  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. AoYaVlKG8  
+$47v$p  
计算大.小齿轮的分度圆直径 "PMQyzl  
     < f(?T`  
    d==42.4 hq#kvvi{f  
9R p2W  
d==252.5 I&Jt> O4  
\fZiL!E^7  
计算齿轮宽度 <},1Ncl  
Nt]qVwUm'Y  
B= +2RNZEc  
q"akrI38  
圆整的       -DP*q3  
?}}qu'N:N  
                                            大齿轮如上图： !:WW  
X\Y}oa."A  
i|]7(z#OyI  
s)zJT  
7.传动轴承和传动轴的设计 \M{[f=6llh  
6<X%\[)n  
1.  传动轴承的设计 ~i ,"87$[  
gAt~?HvW6  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 03=5Nof1  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min TVaA>]Fv  
T1=43.77kn．m mdW~~-@H  
⑵.  求作用在齿轮上的力 K R,z^9  
    已知小齿轮的分度圆直径为 `'i( U7?  
        d1=42.4 |7"$w%2  
而  F= 0*8TS7.3  
     F= F !^w E/  
LY 0]l$  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N -)v@jlg02  
ve Tx, \6@  
`zA#z />  
$TG =w  
⑶.   初步确定轴的最小直径 J0Z7 l  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 _Mk7U@j+9  
7I9aG.;  
uo2'"@[e  
             jq-l5})h  
     从动轴的设计 fBhoGA{=g  
       NBYH;h P  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， yVX8e I  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M iafE5b)  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 8`=v.   
    已知大齿轮的分度圆直径为 /(hUfYm0  
        d2=252.5 NI aFI(  
而  F= ALc`t(..}A  
     F= F SJ?cI!=x  
u JY)4T  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N %eg+F  
H1/?+N}(  
UAn&\8g_  
E{E0Z9t7&  
⑶.   初步确定轴的最小直径 *JX;|S  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 7fHc[,  
"%qzj93>  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 :e<7d8E5n{  
查表,选取 KC`q#&dt  
G2Vv i[c  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 C0jj(ku&  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 U75Jp%bL  
424(3-/v;  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 bq>_qpr  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 - VxDNT}Tr  
|~!U4D\  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. ,m_WR7!$E  
Hnk:K9u.B:  
            D        B                轴承代号     m3bCZ 9iE  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     #bH_Dg5I  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     _8,()t'"  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     ?W>qUrZ  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     >J9oH=S6  
M_g ?<rK  
     3ZEB  
f>`dF?^6  
     #@HF<'H}mu  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 YNwp/Y  
    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, ryB}b1`D  
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.     [NMVoBvG  
Ae]sGU|?'  
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. Rk!X]-`=  
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, )R`xR,H  
高速齿轮轮毂长L=50,则 GZI`jS"lU  
#7ohQrP  
L=16+16+16+8+8=64 a=cvCf  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. oND@:>QBF  
S*o[ZA   
5.    求轴上的载荷   wLc4Dm*V  
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/?l4iR*  
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. 7X@mSXis  
ZKHG!`X0  
(e(:P~Ry  
ry9T U  
`]Q:-h  
jC bV,0)^  
fhL,aCS=  
cufH?Xg<  
k0Ol*L!p  
     |$?bc3  
Tg!m`9s+  
传动轴总体设计结构图: '%q$` KDb  
     h1'\:N`  
                             EoK~S\dS  
M#(+c_(r  
                             (主动轴) 6DH~dL_",%  
yKO`rtP  
sI{ M  
        从动轴的载荷分析图: qkiI/nH3  
(sh)TBb5  
6.     校核轴的强度 feQ **wI  
根据 g$b<1:8  
== dqN5]Sb2B  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 Djg,Lvhm  
查表15-1得[]=60MP 293M\5:  
〈 []    此轴合理安全 oYukLr  
+HBd %1  
8、校核轴的疲劳强度. =Xo =Qcr  
⑴.   判断危险截面 %i5M77#Z  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. z CvKDlL  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 HDF |{  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 nDHTV !]<  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 uD^cxD  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 v%q0OX>9X"  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 V#iPj'*   
截面上的弯曲应力 J:Qa5MTWp  
K*~0"F>"0  
截面上的扭转应力 thI F&  
== u:=7l  
轴的材料为45钢。调质处理。 `\}v#2VJ  
由课本得： s,]z[qB#$  
           \SB c;  
因              iKT[=c  
经插入后得 O6LS(5j2  
2.0         =1.31 CLUW!F  
轴性系数为 Eea*s'  
       =0.85 [5SD_dN  
K=1+=1.82 G|!on<l&  
    K=1+（-1）=1.26 )v.=jup[  
所以               c9&xe"v  
0@%v1Oja  
综合系数为：    K=2.8 |>dI/_'  
K=1.62 >s<^M|S07  
碳钢的特性系数        取0.1 /w}u3|L$  
   取0.05 Jcrw#l8|C  
安全系数 G;l_|8<t#\  
S=25.13 OG>}M$ Ora  
S13.71 OWg(#pZk  
≥S=1.5    所以它是安全的 <nT +$  
截面Ⅳ右侧 cWe"%I  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 5Ou`z5S\k  
%5"9</a&G  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 DK: o]~n  
Na]:_K5Dp  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 ddJe=PUb  
<+?7H\b  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 ]QlwR'&j/n  
截面上的弯曲应力   ]H+8rY%+  
截面上的扭转应力 %z,m B$LY  
==K= `xqr{lhL  
    K= l*d(;AR  
所以                 ~d|A!S`  
综合系数为： ] Zy5%gI  
K=2.8    K=1.62 1SCR.@ k<  
碳钢的特性系数 gc-@"wI?  
    取0.1       取0.05 *Doa* wQ  
安全系数 N_W}*2(  
S=25.13 RC7]'4o  
S13.71 ! |<Fo'U  
≥S=1.5    所以它是安全的 &m)6J'q3k  
I 8`VNA&b  
9.键的设计和计算 TJ6*t!'*X  
r\'A i6  
①选择键联接的类型和尺寸 M_/7D|xl/T  
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. dMv=gdY  
根据    d=55    d=65 O;:mCt _H  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 4.[^\N  
                     b=20     h=12     =50 !>..Q)z  
| *2w5iR  
②校和键联接的强度 $P^q!H4D  
  查表6-2得      []=110MP _E@2ZnD2  
工作长度  36-16=20 rWa2pO  
    50-20=30 MyJ%`@+1  
③键与轮毂键槽的接触高度 Jh,]r?Bd  
     K=0.5 h=5 %)zodf  
    K=0.5 h=6 `yrB->|vG  
    由式（6-1）得： 3no%E03p  
           ＜[] V5V bJBpf  
           ＜[]  mHdA2  
    两者都合适 ~ =M7 3U#  
    取键标记为： iT3BF"ZqBO  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 tdBm (CsN  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 M?Y;a5{  
10、箱体结构的设计 N} G[7Rp8l  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， AG`L64B  
大端盖分机体采用配合. y\4L{GlBM  
46_xyz3+  
1.   机体有足够的刚度 _n0CfH.v  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 UZ\u;/}  
_S<3\%(0  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 e^6)Zz1\  
P{kur} T  
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm LG{,c.Qj*  
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 tqE6>"jD  
_{I3i:f9X8  
3.   机体结构有良好的工艺性. FtP0krO(  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. ?~BC#B\>o  
n{n52][J]  
4.   对附件设计 )WNzWUfn=z  
A  视孔盖和窥视孔 i1ixi\P{0  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 T*Y~\~Jhu  
B  油螺塞： Hq'`8f8N  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 ?pW`cFLDHF  
C  油标： wN_Vfb  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 (y=C_wvqZ  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. n\Z!ff/  
gX@HO|.t  
D  通气孔： ] {RDVA=]  
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. c69C  
E  盖螺钉： RIWxs Zt  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 #++lg{  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. @Q)OGjaq  
F  位销： dI.WK@W'o  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. jl4rbzse  
G  吊钩： Si2k"<5 U  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. hO\<%0F  
(5$!MUS~9  
减速器机体结构尺寸如下： *'Sd/%8{  
}NHaCG[,  
名称    符号    计算公式    结果     -u6bAQ  
箱座壁厚                10     Qf~vZtJ+J  
箱盖壁厚                9     fx41,0;gZq  
箱盖凸缘厚度                12     %P;lv*v.  
箱座凸缘厚度                15     \pa"%c)  
箱座底凸缘厚度                25     K[I=6  
地脚螺钉直径                M24     27eooY1  
地脚螺钉数目        查手册        6     a@_4PWzF:  
轴承旁联接螺栓直径                M12     |^&b8  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     pNG:0  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     kvL=> A  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     J{.{f  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     5V?& 8GTe  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 )Kc<j!8-[  
    22 m|SUV  
    18     wcrCEX=I>{  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 t URu0`](  
    16     z Xg3[orF  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     \r/rBa\  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     VQc_|z_ s  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     k|e7a2Wwt  
机盖，机座肋厚                9    8.5     G?L HmTHg  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） &|s0P   
150（3轴）     x>**;#7)  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） Y+kfBvxyf  
150（3轴）     NH[kNi'  
     [`ebM,W  
11. 润滑密封设计 Z+*9#!?J  
$njUXSQ;  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. &Qf/>@ l}  
    油的深度为H+ B{QBzx1L9c  
         H=30  =34 0z`a1 %U  
所以H+=30+34=64 6hno)kd{=  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 -RE^tW*Yy  
     a!zz6/q[  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 Kr?TxhUHd  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     /j #n  
    密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 |6.l7u ?d  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 LoURC$lS  
     h0(BO*cy  
12.联轴器设计 .T}Wdn g  
dcDyK!zz"  
1.类型选择. L ^r#o-H<  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 aZH:#lUlj  
2.载荷计算. K?6jXJseb  
公称转矩：T=95509550333.5 GoJ.&aH $  
查课本,选取 rlMLW  
所以转矩   Q)~aiI0  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 qLO4#CKCL6  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm [8Y:65  
:N:yLd} &  
四、设计小结  `xKp%9  
    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。 Uf1!qP/H?  
    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。 ~k"=4j9  
五、参考资料目录 ^7 w+l @  
[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； RFi S@.7  
[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； lS"T4 5  
[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； "H=6j)Cb  
[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； DHy q^pJ  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 uu-PJTNZ  
[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； 5Y.)("1f}f  
[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？ MS nG3]{z  
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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