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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 -F'b8:m  
                 J)P$2#  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         O+g3X5f+  
                 rSXh;\MfB4  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） ~U;rw&'H  
z<H~ItX,n  
目   录 ,'[<bP'%_  
     (WJ${OW  
一    课程设计书                            2 JkW9D)6  
:Y9NLbv  
二    设计要求                              2 GpZ c5c  
?5_7;Ha  
三    设计步骤                              2 T]2q?; N  
     b Q]/?cCYV  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 K>*a*[t0Sy  
    2. 电动机的选择                                4 LP MU8Er  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 ,9WBTH8  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 9U$EJN_G  
    5. 设计V带和带轮                              6 /~x "wo  
    6. 齿轮的设计                                  8 =-_B:d;  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 >3z5ww  
    8. 键联接设计                                  26 yAoe51h?  
    9. 箱体结构的设计                              27 A&nU]R8S  
    10.润滑密封设计                                30 zZVfj:i8  
    11.联轴器设计                                  30 ]\7]%(  
     J_s>N  
四    设计小结                              31 f=)2f =  
五    参考资料                              32 ^f# F I&  
|SyMngIY  
一. 课程设计书 'fW6 .0fXa  
设计课题: {&"N%;`Q  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V eImn+_ N3  
表一: X7s `U5'l  
         题号 #dM9pc jh  
y@\V +  
参数    1     Q+YRf3$  
运输带工作拉力（kN）    1.5     =$]uoA  
运输带工作速度（m/s）    1.1     dd]/.Z  
卷筒直径（mm）    200     ;qrB\j"  
E9~Ghx.   
二. 设计要求 ,?L2wl[  
1.减速器装配图一张(A1)。 66fO7OJs  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 0qX3v<+[6  
3.设计说明书一份。 {GC?SaK  
3YVi" k?2  
三. 设计步骤 V7/I>^X  
    1.  传动装置总体设计方案 {)-aSywe  
    2.  电动机的选择 )I3NeKWz  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 T<XA8h*  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 >%wLAS",w  
    5.  “V”带轮的材料和结构 y-1 pR  
    6.  齿轮的设计 qHxqQ'ks;  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 7}X[ 4("bB  
    8、校核轴的疲劳强度 ~Q\3pI. |  
    9.  键联接设计 *hw\35%P`?  
    10.  箱体结构设计 J>\B`E  
    11. 润滑密封设计 ub|V\M{  
    12. 联轴器设计 ayiu,DXx  
     rb|U;)C  
1.传动装置总体设计方案: z_|/5$T>U  
p`l0?^r c"  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ['T:ea6B  
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， &}A[x1x06)  
要求轴有较大的刚度。 [D!jv "  
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。 o93`|yWl  
其传动方案如下： 1R,:  
        .C--gQpIv  
图一:(传动装置总体设计图) /oriW;OF  
>/8yGBD  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 p>upA)W]  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 3? HhG  
     传动装置的总效率 uXKERzg  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； q#s,- uu  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， )BwjZMJ.N  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， )gMG#>up@  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 +u3=dj"[  
9T1ZL5  
  2.电动机的选择 mFi&YpH u3  
0|a(]a}V*j  
    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， $f zaPD4.  
    经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6， @~%r5pz6  
    则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。 + ~>Aj  
     F F|FU<  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 4y+< dw  
     uH(f$A  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 07[_.i.l  
     TTKs3iTXz  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 I= &stsH  
                                                  Jl&-,Vjb  
r.BIJt)  
方案    电动机型号    额定功率 ROous4MG  
P w$Rro)?}7  
kw    电动机转速 9_ d pR.  
    电动机重量 k<" oiCE  
N    参考价格 K|Di1)7=/  
元    传动装置的传动比     sPR1?:0:  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     h"/< ?3{  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     FGoy8+nB1M  
  @9lUSk^9  
   中心高 lQe%Yh >rl  
        外型尺寸  t$De/Uq  
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     d&+h}O  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     kYjGj,m"  
W;,C_   
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 wwyPl  
`a2n:F  
（1）       总传动比 =Xqc]5[i  
    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 5Er2}KZJv,  
    （2）       分配传动装置传动比  7*?}:  
    ＝× )s%[T-uKi  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 TL}++e 7+  
    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 (w}H]LQ  
4.计算传动装置的运动和动力参数 FgB& b  
（1）　各轴转速 dF2nEaN0%  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min AD|2q M))  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min ~V\D|W9  
（2）　各轴输入功率 <1t*I!e_  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW &FF"nE*  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW N19({0+i2  
    则各轴的输出功率：   (aH'h1,G  
＝×0.98=2.989kW /J WGifH  
＝×0.98=2.929kW jbS\vyG  
各轴输入转矩 r(RKwr:m  
   =××  N·m opc/e  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· Z )SY.iK.  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m n6BQk 2l  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m -(~!Jo_*'  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m Yi$vg  
＝×0.98=242.86N·m ]hFW 73FV  
运动和动力参数结果如下表 EV*IoE$W]=  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ;{KV /<3  
    输入    输出    输入    输出         sXD1C2o  
电动机轴        3.03        20.23    1440     {/ BT9|LI  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     6jC`8l:  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     <gQIq{B?  
3_MS.iM  
5、“V”带轮的材料和结构 '.81zpff  
  确定V带的截型 xUa{1!Y8  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 yFtd=AI'E  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 5Hw~2 ?a,  
      V带截型      由图6-13                        B型 ]Ccg`AR{  
   i;_tI#:A  
  确定V带轮的直径 G}ob<`o|"  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm VB, ?Mo}R  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 9Ru8~R/\  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm t+1 %RyKFB  
   F7O(Cy"1  
  确定中心距及V带基准长度 F)'.g d  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 .ZJRO>S  
                          360<a<1030 "saUai4z  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm UHTvCc  
     8&)DE@W  
  初定V带基准长度 1ke g9]  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm l@\#Ywz  
       b"#WxgaF  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm 4Dw@r{  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm tavpq.0O  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 G"Sd@%W(  
   n8".XS  
   确定V带的根数 DUC#NZgw  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw SBIj<Yy]  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 vM*($qpAy  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 K0 }p i +=  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 c0;t4( &8  
         \4-"L>  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 :$m}UA-9  
                             =1Oj*x@*4  
                       取Z=2 /#VhkC _  
V带齿轮各设计参数附表 ^`)) C;  
t ]_VG  
各传动比 32/MkuY^u  
[g:$K5\64  
    V带        齿轮     A<qTg`gA  
    2.3        5.96     qT`k*i?  
  JSTuXW  
2. 各轴转速n Y[$!`);Ye  
    (r/min)        (r/min)     9&_<f}ou  
    626.09        105.05     1>E<8&2[L  
c%'RR?Tl  
3. 各轴输入功率 P ak |WW]R  
    （kw）        （kw）     5[YDZ7g"~  
    2.93       2.71     TTt#a6eJ  
^ml'?  
4. 各轴输入转矩 T qx4I_%  
    (kN·m)        (kN·m)     QUQu^p  
43.77        242.86     /eOzXCSws  
]2\VweV  
5. 带轮主要参数 obNqsyc77R  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         ),ma_{$N  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     ?Vf o+a,  
带的根数z     S>]pRV9rT  
    160        368        708        2232        B        2     qpE&go=k'  
V&\[)D'c  
6.齿轮的设计 }Hxd*S  
 lS'-xEv?  
（一）齿轮传动的设计计算 fvF?{k>~}  
,~OwLWi-|X  
齿轮材料，热处理及精度 Ko&>C_N  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 o\3L}Y  
    （1）       齿轮材料及热处理 MgNU``  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 }`,t$NV`  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 <F=xtyl7  
      ② 齿轮精度 7|[mz> "d  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 )>`G  
     }0X:F`Y-  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 }` != m  
按齿面接触强度设计 86mp=6@  
9)gC6 IiW  
确定各参数的值: !qN||m CH  
①试选=1.6 w$`5g  
选取区域系数 Z=2.433   nw<&3k(g}  
     @p NNq  
    则 dRaNzK)M  
    ②计算应力值环数 8peDI7[|  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） 2g>SHS@1>  
    =1.4425×10h ,]cD  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 5_z33,q2  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 CS=qj-(  
    ④齿轮的疲劳强度极限 FZtfh  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 8qEVOZjV&  
    []==0.93×550=511.5 dnb)/  
0#S W!b|%  
    []==0.96×450=432         x>*Drm 7  
许用接触应力   g;8jK 8 Kh  
          $W9{P;  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   7e#?e+5+A  
         =1 JZD[NZ<  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 D6G oa(!9d  
    =4.47×10N.m c(n&A~*AJ%  
    3.设计计算 0 Emr<n  
①小齿轮的分度圆直径d =UJ:tSr  
     J<dVT xK12  
    =46.42 <B6&I$Wc+  
    ②计算圆周速度 JA'h4AXk  
    1.52 ]b%Hy  
    ③计算齿宽b和模数 7~GB;1n  
计算齿宽b /`6ZAo m9  
       b==46.42mm }= 6'MjF]  
计算摸数m K_El&  
  初选螺旋角=14 MF'$~gxo  
    = R@6zGZ1  
    ④计算齿宽与高之比 D[mSmpjE6&  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ~YRDyQ:%T  
=46.42/4.5 =10.32 wm$}Pch  
⑤计算纵向重合度 =|%Cu&  
=0.318=1.903 $n+w$CI)  
⑥计算载荷系数K JoN\]JL\,  
使用系数=1 $;/}?QY(  
根据,7级精度, 查课本得 .$%Soyr?,  
动载系数K=1.07, " 9^j.  
查课本K的计算公式: fD07VBS yl  
K= +0.23×10×b `> ?ra-  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 _:-ha?W$;y  
查课本得: K=1.35 'eJ+JM<0%  
查课本得: K==1.2 j|/]#@Yr  
故载荷系数: 9v }G{mQ#  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 ,>:;#2+og  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 Nv/v$Z{k  
    d=d=50.64 j^;I3_P  
    ⑧计算模数 N#Zhxu,g!  
    = E !a|Xp  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 Fx $Q;H!.  
    由弯曲强度的设计公式 ld^=#]g  
    ≥ USVqB\#  
p"FW&Q=PN  
⑴   确定公式内各计算数值 E 2"q3_,,  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m 5fm?Lxr&?  
         确定齿数z E7CH^]x  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 LwK+:4$  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 "ajjJ"x A  
    Δi＝0.032％5％，允许 |ZCn`9hvn  
    ②      计算当量齿数 <YOLxR  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  l411a9o  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 VsN pHQG]  
    ③       初选齿宽系数 VA9Gb 9  
     按对称布置，由表查得＝1 "=+ 7-`  
    ④       初选螺旋角 )EL!D%<A  
    初定螺旋角 ＝14 qnoNT%xazo  
    ⑤       载荷系数K FRS>KO=3  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 p8\zG|b5  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y X83 w@-$}  
    查得: 3q'&j, ,^  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 @~#Ym1{W  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 :k3Nt5t!  
     t\ 7~S&z  
    ⑦       重合度系数Y >2Jdq  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 u6_@.a}  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 @EDs~ lPv  
＝14.07609 ']>Mp#j  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 d ,Y#H0`  
    ⑧       螺旋角系数Y o.'g]Q<}UB  
 轴向重合度 ＝1.675, *0|IXGr  
    Y＝1－＝0.82 .>mr%#p  
     :LQ5 u[g$\  
    ⑨       计算大小齿轮的 :{ur{m5bX  
 安全系数由表查得S＝1.25 dpFVN[\oK  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 i-'9AYyw  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 :pF_GkG  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 N @#c,,  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   h?f>X"*|(  
    小齿轮     大齿轮 n':!,a[  
GQl$yZaK{  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: DF g,Xa#  
    K=0.86        K=0.93   %<\6TZr  
+]|Z%;im  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 vi|R(&  
      []= 5 gv/Pq&  
      []= ;i"*Ll>Q)  
       Da v PYg  
       qt3PXqR7 :  
        大齿轮的数值大.选用. ^m /oDB-  
     ?  BE6  
⑵   设计计算 2PeR   
     计算模数 :gB[O>'<m  
A)~X,  
Ht-t1q  
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: :mS# h@l  
TeWMp6u,r  
z==24.57  取z=25 Hzhceeh_+  
fsEzpUY:{W  
那么z=5.96×25=149           \y88d4zX  
  <d<mvXbw_@  
②   几何尺寸计算 Z1h]  
    计算中心距     a===147.2 hx f'5uc  
将中心距圆整为110 u1~9{"P*  
Zo}y(N1K}  
按圆整后的中心距修正螺旋角 [J C:  
NziZTU}  
=arccos I"t(%2*q  
%&Fk4Z}M  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. "&/]@)TPz  
GCttXAto  
计算大.小齿轮的分度圆直径 $%%os6y2v  
     SR8qt z/V  
    d==42.4 S8l1"/?aHE  
F*Z=<]<+  
d==252.5 Cv*x2KF G  
QeDQ o  
计算齿轮宽度 (Si=m;g  
M@(^AK{mU  
B= qTB$`f'|$  
ooj~&fu  
圆整的       |w*R8ro_  
5PIZh<  
                                            大齿轮如上图： Ka|eFprS  
#$1og=  
;oxAe<VIj  
e*  
7.传动轴承和传动轴的设计 #-Z8Z i"44  
NJ MJ  
1.  传动轴承的设计 "0EA;S8$8  
;oNhEB:F  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 !~ZP{IXyo  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min m3 ^/: <  
T1=43.77kn．m ;D.h 65rr  
⑵.  求作用在齿轮上的力 a P&D9%5  
    已知小齿轮的分度圆直径为 a Zk&`Jpz  
        d1=42.4  2T)sXBu  
而  F= hAqg Iu*  
     F= F T'#!~GpB  
P(SZ68  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N W><dYy=z5  
:+%Zh@u\  
>qo~d?+  
}K(o9$V ^!  
⑶.   初步确定轴的最小直径 i1oKrRv  
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 #g5^SR|qE  
MqKye8h9f  
ir:d'g1k  
             XTeb9h)3  
     从动轴的设计 Vh<A2u3&  
       >~\w+^2f8  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， l+wc '= ]  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M .9|u QEL  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 l+y}4 k=/  
    已知大齿轮的分度圆直径为 nPkZHIxuD  
        d2=252.5 tVqmn  
而  F= quo^fqS&a  
     F= F (vJ2z =z  
8V$3b?]  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N DP7C?}(  
plV7+?G  
Iia.k'N  
np WEop>  
⑶.   初步确定轴的最小直径 o0p T6N)  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 AaN"7.Z/  
ze'.Y%]  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 #vf_D?^  
查表,选取 i_F$&?)  
hxC!+ArVe  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 z8Q"% @  
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 xq!IbVV/h  
&!y]:CC{  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -U>7 H`5  
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  。 {*/dD`  
t]^_ l$  
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. ); 6,H.v  
:+ ,st&(E  
            D        B                轴承代号     '5};M)w  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     idJh^YD  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     [}3cDR  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     ~4)Y#IxL  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     OCHm;  
vv 7+ >%  
     ^C9x.4I$)  
jxy1  
     ggou*;'  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ?An,-N-ezf  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, o&^NwgRCF  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     7CrpUh  
98*x 'Wp  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. V2yveNz\7  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, ,w&:_n  
高速齿轮轮毂长L=50,则 p\U*;'hv  
kb|eQtH  
L=16+16+16+8+8=64 NygI67  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. z/1hqxHl  
lug} Uj  
5.    求轴上的载荷   Y jup  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, wO"GtVd  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. -NDi5i\  
lIuXo3  
0RyFv+  
3 Lje<KzL  
/R%^rz'w  
Bp0bY9xLg_  
+p?hGoF=  
S!7g)  
ypA:  P  
     n(jjvLf  
nC~fvyd<P  
传动轴总体设计结构图: } gkP  
     ogeRYq,g  
                             /{DaPqRa  
n+quSF)  
                             (主动轴) ~JE|f 7  
B~_Spp  
BPWnck=%  
        从动轴的载荷分析图: hNO )~rt  
/p$=Cg[K  
6.     校核轴的强度 ? : md  
根据 XOxB (0@  
== sPpS~wk*  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 <9\,QR)  
查表15-1得[]=60MP (b|#n|~?YL  
〈 []    此轴合理安全 E|,30Z+  
,xj3w#`zaf  
8、校核轴的疲劳强度. Y*\6o7  
⑴.   判断危险截面 6To:T[ 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. o PaZ  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 @,YlmX}  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 vpafru4  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 t{=i=K 3  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 VV\Xb31J  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86  i_y:4  
截面上的弯曲应力 =43d%N  
y.fs,!|%@  
截面上的扭转应力 &gWiu9WbS  
== B<+pg  
轴的材料为45钢。调质处理。 ;[cai MA-  
由课本得： jI Z+d;1  
           L"^.0*X/d  
因             n7+aM@G  
经插入后得 `x4E;Wjv  
2.0         =1.31 g9|qbKQ:[  
轴性系数为 -? Tz.y&  
       =0.85 :K;T Q  
K=1+=1.82 ?k::tNv0  
    K=1+（-1）=1.26 qM*S*,s  
所以               >3+FZ@.iT  
U,38qKE  
综合系数为：    K=2.8 v\'r Xy  
K=1.62 Y.9~Bo<<r  
碳钢的特性系数        取0.1 Dh?vU~v(6  
   取0.05 enPLaiJ'|q  
安全系数 Lxz  
S=25.13 wH#-mu#Yl<  
S13.71 ($:y\,5(9I  
≥S=1.5    所以它是安全的 -^R b7 g-  
截面Ⅳ右侧 T aEt  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 v}&#f&q!  
qf)C%3gXI  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 %awVVt{aG  
. Jb?]n  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 aSTFcz"  
L=,Y1nO:p  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 *i%.{ YH  
截面上的弯曲应力   L!&$c&=xf  
截面上的扭转应力 rWqkdi1  
==K= Dw*Arc+3V  
    K= E;xMPK$  
所以                 VOg/VGJ  
综合系数为： 2DUr7r M  
K=2.8    K=1.62 [qW<D/@  
碳钢的特性系数 l`G(O$ct  
    取0.1       取0.05 4uX,uEa  
安全系数 'HJ/2-=  
S=25.13 QTeFR&q8  
S13.71 mZ~mf->%  
≥S=1.5    所以它是安全的 yV8-  
U%h7h`=F?  
9.键的设计和计算 \m%J`{Mt  
HRj7n<>L=  
①选择键联接的类型和尺寸 'xQna+%h  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. R04.K !  
根据    d=55    d=65 8g.AT@ ,Q  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 ZU)BJ!L,s  
                     b=20     h=12     =50 m; 1'u;  
" \`BPN  
②校和键联接的强度 y-%nJD$  
  查表6-2得      []=110MP 2rF?Q?$,B  
工作长度  36-16=20 Td5bDO  
    50-20=30 ~."!l'a  
③键与轮毂键槽的接触高度 k{?!O\yY  
     K=0.5 h=5 p "/(>8  
    K=0.5 h=6 KlY,NSlQ  
    由式（6-1）得： zjea4>!A2  
           ＜[] Ft)t`E'%j  
           ＜[] HE*7\"9  
    两者都合适 \5t`p67Ve_  
    取键标记为： ,tcP=f dk]  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 U?JiVxE^  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 GSC{F#:z  
10、箱体结构的设计 WC3W+v G7  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， R:]/{b4Uq  
大端盖分机体采用配合. o`b$^hv{A  
o<Xc,mP  
1.   机体有足够的刚度 79 TPg  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 N 9c8c  
T"n>h  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 umZlIH[7  
SAd 97A:  
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 ;,<r|.6U  
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 K5 5} Wi  
r hiS  
3.   机体结构有良好的工艺性. .=>\Qq%  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. c9\B[@-q  
8$2l^  
4.   对附件设计 w 9G_>+?E  
A  视孔盖和窥视孔 9B qQ^`bu  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 I/^q+l.=`{  
B  油螺塞： =Dh$yC-Zr  
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。 I~d#p ]>  
C  油标： Ko1AaX(I'+  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 8FB\0LA!g  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. #S@UTJa  
=$^Wkau  
D  通气孔： 0|.7Kz^  
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. 8]sTX9  
E  盖螺钉： R#"U/8b>z  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 /1IvLdPIu  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. @PT`CK}  
F  位销： f %bc64N(  
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. 8W19#?7>B  
G  吊钩： \Ku9"x  
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. ^t\kLU  
)9; (>cdl  
减速器机体结构尺寸如下： v(qV\:s}m  
}s`jl` `PM  
名称    符号    计算公式    结果     Rf)'HT  
箱座壁厚                10     ML=hKwCA  
箱盖壁厚                9     >E//pr)_Km  
箱盖凸缘厚度                12     l84h%,  
箱座凸缘厚度                15     h g%@W  
箱座底凸缘厚度                25     6Y;Y}E  
地脚螺钉直径                M24     g0^~J2sDd  
地脚螺钉数目        查手册        6     $w|o@ Ml)  
轴承旁联接螺栓直径                M12     [ea6dv4p  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     N,WI{*  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     2uvQf&,  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     r!{w93rPX  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     z5x ,fQw6O  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 )z]q"s5 Y  
    22 K!IF?iell  
    18     PY^^^01P  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 L LYHr  
    16     .yctE:n  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     }4bB7,j  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     r[.zLXgK  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     Z:\;R{D  
机盖，机座肋厚                9    8.5     5?V?  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） Bg+<*z-?e  
150（3轴）     , aRJ!AZ  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） !A'`uf4u  
150（3轴）     j33P~H~  
     AJ;u&&c4C\  
11. 润滑密封设计 7&;[an^w  
v$gMLu=  
    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. $\YLmG  
    油的深度为H+ E3CiZ4=5  
         H=30  =34 u^#4G7<  
所以H+=30+34=64 ,z?<7F1q=  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 *_4n2<W$  
     xJ[k#?T'  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 aBqe+FXp4  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     0[Xt,~  
    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 %{N$1ht^  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 r 85Xa'hh  
     jV,(P$ 5;  
12.联轴器设计 Sy+]SeF&  
egxJ3.  
1.类型选择. M `9orq<  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 j=xtnIq  
2.载荷计算. 3<zTkI  
公称转矩：T=95509550333.5 Se^/VVm  
查课本,选取 %468s7Q[Mi  
所以转矩   _SBp66 r  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 [#hl}q(P#  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm G*vpf~q?  
AhbT/  
四、设计小结 ? RR Srr1  
    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。 o@<6TlZM  
    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。 s3MMICRT.  
五、参考资料目录 4i[v ew  
[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； .gM>FUH3L  
[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； 0_,3/EWa  
[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； s% L" c  
[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； S1H47<)UF  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 I9:G9  
[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； fcE/  
[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？ WB=<W#?w7%  
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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