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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 MhD'  
                 0X5cn 0L^  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         |(z{)yWbC[  
                 eZa*WI=  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） J8alqs7  
heCM+ =#~  
目   录 }q.D)'g_  
     LJGpa )(  
一    课程设计书                            2 0%rDDB  
-[L\:'Gp5  
二    设计要求                              2 1@}F8&EZ  
hpF_@n  
三    设计步骤                              2 112 WryS  
     Nh.+woFq4  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 9{jMO  
    2. 电动机的选择                                4 A-CU%G9  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 cERIj0~  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 z3tx]Ade  
    5. 设计V带和带轮                              6 6DHK&<=D8  
    6. 齿轮的设计                                  8 SH{@yS[c!  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 #c^]p/  
    8. 键联接设计                                  26 .[O{,r  
    9. 箱体结构的设计                              27 '^m.vS!/  
    10.润滑密封设计                                30 gu(:'5cX  
    11.联轴器设计                                  30 c`!e#w  
     d&FXndC4F  
四    设计小结                              31 .KA-=$~J1  
五    参考资料                              32 3U@jw,K!{A  
Ay?<~)H  
一. 课程设计书 Y\]ZIvTSb  
设计课题: ?s^qWA  
    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 :2? g_  
表一: XHk"nbj  
         题号 2?t@<M]  
`q*[fd1u.  
参数    1     VhUWws3E  
运输带工作拉力（kN）    1.5     yW|J`\`^T  
运输带工作速度（m/s）    1.1     .uJ J<  
卷筒直径（mm）    200     gZ,h9 5'  
 cca g8LC  
二. 设计要求 zr.\7\v  
1.减速器装配图一张(A1)。 p3=Py7iz  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 M}\h?s   
3.设计说明书一份。 O+}py{ st  
8_('[89m  
三. 设计步骤 8Sr'  
    1.  传动装置总体设计方案 .Fo#Dmq3  
    2.  电动机的选择 VHD+NY/  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 mJUM#ry  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 lmeTW0U@9(  
    5.  “V”带轮的材料和结构 }(nT(9|  
    6.  齿轮的设计 >O-KJZ'GV  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 z\]Z/Bz:6  
    8、校核轴的疲劳强度 V"YeF:I  
    9.  键联接设计 [:y:_ECs6  
    10.  箱体结构设计 Z =+Z96  
    11. 润滑密封设计 ^K?-+  
    12. 联轴器设计 6gV*G  
     Dkz/hg:q  
1.传动装置总体设计方案: >C|pY6  
LiG$M{0  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ?\V#^q-  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， U,=f};  
要求轴有较大的刚度。 S<0 &V  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 <fUo@]Lv  
其传动方案如下： \Bo%2O%4  
        8o~ NJ 6  
图一:(传动装置总体设计图) ` B)@  
/$c87\  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 l0Q5q)U1A  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 6'#5Dqw"r  
     传动装置的总效率 =:]ps<Qx  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； ;,f\Wf"BW  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， }DhqzKl  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， E4 X6f  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 =D`8,n [  
g:Hj1!'  
  2.电动机的选择 ^&>B,;Wu  
?o " Vkc:  
    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， n28JWkK8  
    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， t8^1wA@@V  
    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。 >d + }$dB  
     K<>kT4  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， F 3|^b{'zO  
     ,PlH|  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 G2` z?);1b  
     sO .MUj;  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 ,X@o@W+L  
                                                  | b'Ut)E  
kXz ~ez 7  
方案    电动机型号    额定功率 _ Sr}3  
P 2R/|/>T v  
kw    电动机转速 %f]#P8V P  
    电动机重量 1VJ${\H]  
N    参考价格 &6sF wK  
元    传动装置的传动比     *vb"mB  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     ofy"SM  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     -#Zdf |  
  sYKx 3[V/  
   中心高 <],{at` v  
        外型尺寸 tV)CDA&Z  
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     7e"}ojt$  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     -UhpPw 6  
=D1  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 T[\1=h]  
q`<vY'&1  
（1）       总传动比 Gx C+lqH#  
    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 D3o,2E(o  
    （2）       分配传动装置传动比 &4?&tGi  
    ＝× ~c)&9'  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 TQ"XjbhU;X  
    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 ` Ig5*X4|  
4.计算传动装置的运动和动力参数 6`e{l+c=F  
（1）　各轴转速 8V:;HY#  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min $)M3fZ$#  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min D+7xMT8pqH  
（2）　各轴输入功率 0*{(R#  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW \J^#2{d  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW :c*"Dx'D  
    则各轴的输出功率：   JxVGzb`8  
＝×0.98=2.989kW MPB[~#:  
＝×0.98=2.929kW /oPW0of  
各轴输入转矩 7H Har'=T  
   =××  N·m u^2`$W  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 3ahriZe  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m #NM)  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m Cut~k"lv  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m Fd9[Pe@?`  
＝×0.98=242.86N·m Nv5^2^Sc=  
运动和动力参数结果如下表 Pe%[d[ k  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     `D+zX  
    输入    输出    输入    输出         JQQyl:=  
电动机轴        3.03        20.23    1440     6"-$WUlg  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     xFu ,e  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     PxKBcx4o`  
-E7mt`:d  
5、“V”带轮的材料和结构 k(ouE|B  
  确定V带的截型 lSX1|,B7:]  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 SEgw!2H  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 m212 gc0u  
      V带截型      由图6-13                        B型 8Ths"zwn  
   yY$^ R|t  
  确定V带轮的直径 /zIG5RK>  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm mEY#QN[eq  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s "VaWZ*  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm !9d7wPUFr  
   J*B-*6O44  
  确定中心距及V带基准长度 S`-I-VS=L  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 O,%UNjx9K  
                          360<a<1030 uaIAVBRcS  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm  +/B  
     v H HgZ  
  初定V带基准长度 /?8 1Ypt  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm k0Vri$x  
       xw*e`9vAe  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm @<W` w  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm e:G~P u`  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 DAw1S$dM  
   W|< c[S  
   确定V带的根数 +^7cS6"L  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw *R6lK&  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 P& 1$SWNyW  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 h8V*$  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 ? 2}%Rb39  
         QSaDa@OV  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 SQ) BS/8A  
                             m=}h7&5p  
                       取Z=2 O?vh]o  
V带齿轮各设计参数附表 -VohU-6 |  
GgxPpS<ne  
各传动比 9~V'Wev  
g1t6XVS$9  
    V带        齿轮     L@Rgiq|v-|  
    2.3        5.96     #IH9S5B [  
  *(x.egORd  
2. 各轴转速n J`g5Qn @S  
    (r/min)        (r/min)     21!X[) r  
    626.09        105.05     hNc8uV{r=  
2P:X_:`~[  
3. 各轴输入功率 P EC,,l'%a|/  
    （kw）        （kw）     \]>821r  
    2.93       2.71     L;:|bVH  
th{J;a  
4. 各轴输入转矩 T M8H hjoo  
    (kN·m)        (kN·m)     hp -|a  
43.77        242.86     2*snMA  
72$S'O%,0  
5. 带轮主要参数 F w{:shC  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         |k~AGc  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     hT^&*}G  
带的根数z     _4oAk @A  
    160        368        708        2232        B        2     )B]"""J  
r2:{r`ocM  
6.齿轮的设计 ue8 @=}  
-gGw_w?)(  
（一）齿轮传动的设计计算 wai3g-`  
pCkMm)2g!  
齿轮材料，热处理及精度 #GGa,@O  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 EI=~*&t  
    （1）       齿轮材料及热处理 @*rMMy 4  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 <^nS%hXEr  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 D@p{EH  
      ② 齿轮精度 k*_Gg  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 R\cx-h*  
     pbKmFweq  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 +1#oVl!  
按齿面接触强度设计 u'? +JUd1  
W9l ](Ow  
确定各参数的值: v[|-`e*  
①试选=1.6 }S iR;2W  
选取区域系数 Z=2.433   r?)1)?JnHe  
     L)M{S3q,  
    则 ";dS~(~  
    ②计算应力值环数 F7' MoH  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） >4@w|7lS  
    =1.4425×10h VMABj\yG  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) bB0/FiY7o  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 << =cZ.HP  
    ④齿轮的疲劳强度极限 e <+)IW:  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: _#M4zO7  
    []==0.93×550=511.5 OM.-apzC  
{_tq6ja-<  
    []==0.96×450=432         @@ @}FV&  
许用接触应力   :Xy51p`.;]  
         Lp%J:ogV`  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   C_3,|Zq?|  
         =1 S? Cd,WxT  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 @ddCVxd  
    =4.47×10N.m <:AA R2=  
    3.设计计算 F&`%L#s|  
①小齿轮的分度圆直径d Q|[^dju  
     gb!0%*   
    =46.42 0B[~j7EGO  
    ②计算圆周速度 %>/&&(BE  
    1.52 ("(wap~<nD  
    ③计算齿宽b和模数 {|$kI`h,3-  
计算齿宽b s Y4w dG  
       b==46.42mm :CqR1_n%  
计算摸数m N[-$*F,:_  
  初选螺旋角=14 7*K2zu3  
    = ,2 xD>+=  
    ④计算齿宽与高之比 KtJc9dnX  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 },X.a@:  
=46.42/4.5 =10.32 N G vb]  
⑤计算纵向重合度 'h;qI&  
=0.318=1.903 QeT~s5 H  
⑥计算载荷系数K Gv]94$'J9  
使用系数=1 )Pubur %,  
根据,7级精度, 查课本得 $ r-rIW5\  
动载系数K=1.07, 6Ik v}q_j  
查课本K的计算公式: @-0mE_$[  
K= +0.23×10×b A|PZ<WAY  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 w_"-rGV  
查课本得: K=1.35 v6wg,,T  
查课本得: K==1.2 n4B uM R  
故载荷系数: t%,:L.?J#  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 P}=n^*8(I  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 -`\n/"#X6i  
    d=d=50.64 ;y7+Q  
    ⑧计算模数 3 QXsr<  
    = nm_taER  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 YHY*dk*|C  
    由弯曲强度的设计公式 ~("bpS#ZgD  
    ≥ =oq=``%  
Pxkh;:agD  
⑴   确定公式内各计算数值 )x?)v#k  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m }!r pH{y  
         确定齿数z 6)ysiAH?  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 U)iBeYW:  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 ~-G_c=E?  
    Δi＝0.032％5％，允许 kZ6:= l  
    ②      计算当量齿数 vV=rBO0a?  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  eu]qgtg~U  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 YuHXm3[  
    ③       初选齿宽系数 =b"{*Heuw  
     按对称布置，由表查得＝1 7/KK}\NE  
    ④       初选螺旋角  6cjCn  
    初定螺旋角 ＝14 xFIzq  
    ⑤       载荷系数K 4M0p:Ey '  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 X,lhVT |  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y a*&&6Fo  
    查得: _V8;dv8  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 \R-'<kN.*  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 ugj I$u  
     Q t>|TGz  
    ⑦       重合度系数Y a-nn[ j  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 -s)h ?D  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ?I+$KjE+  
＝14.07609 0"GLgj:9  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 \J#&]o)Y  
    ⑧       螺旋角系数Y egr"og{  
 轴向重合度 ＝1.675, >[nR$8_J-l  
    Y＝1－＝0.82 lu+KfKa  
     ZP@NV|B  
    ⑨       计算大小齿轮的 g HxRw  
 安全系数由表查得S＝1.25 OwNo$b]h`  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 f)Y~F/[$P  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 tv~Y5e&8  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 / $s(OFbi#  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   X(.[rC>  
    小齿轮     大齿轮 f `}/^*D  
.kkhW8:  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: !&.-{ _$  
    K=0.86        K=0.93   l&kZ6lZ  
[#G*GAa6*  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 pp{p4Z   
      []= R>5Xv%R  
      []= ly_8p63-  
       i{:iRUC#  
       E.0J94>iM  
        大齿轮的数值大.选用. -eD]gm  
     +%WW8OX   
⑵   设计计算 (u='&ka  
     计算模数 ~4twI*f  
xoGrXt9&  
*XYp~b  
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: ?1O` Rd{tn  
oSjYp(h:  
z==24.57  取z=25 \Mdi eO*  
9%"\s2T  
那么z=5.96×25=149           >vYb'%02  
  (J%>{?"ij  
②   几何尺寸计算 IDpx_  
    计算中心距     a===147.2 kkMChe};5  
将中心距圆整为110 rQ2TPX<?a  
vSv1FZu*  
按圆整后的中心距修正螺旋角 N_Zd.VnY  
qzO5p=}  
=arccos yOAC<<Tzus  
knpdECq&k  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. a0PU&o1EF  
z!.cc6R  
计算大.小齿轮的分度圆直径 zKaj<Og  
     5j0 Ib>\  
    d==42.4 &h!O<'*2  
4%_xT o  
d==252.5 vM$hCV ~N  
59"tHb6E  
计算齿轮宽度 _ yDDPuAi  
=w"Kkj>%oh  
B= OA} r*Wz  
O?"uM>r  
圆整的       G$QN_h,}  
6-g>(g   
                                            大齿轮如上图： cq3Z}Cp  
Of$R+n.  
BpX`49  
$ e,r>tgD  
7.传动轴承和传动轴的设计 T (]*jaB  
02NVdpo[wU  
1.  传动轴承的设计 E $W0HZ'  
x'OP0],#  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 x ju*zmu  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min M&gi$Qs[E  
T1=43.77kn．m z}Us+>z+jc  
⑵.  求作用在齿轮上的力 gN7 3)uJ0  
    已知小齿轮的分度圆直径为 /(u? k%Q  
        d1=42.4 '=\>n(%Q  
而  F= V\e1NS  
     F= F ,S<) )  
cu'(Hj  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N iWFtb)3B  
{cO8q }L  
'$'a .q1q9  
;volBfv  
⑶.   初步确定轴的最小直径 .jC5 y&  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 nD]Mg T  
mE>{K  
g>w {{G  
             BIew\N  
     从动轴的设计 K=}Eupn=  
       .n4{xQo,EJ  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， FKL@,>!<e  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M Q>9bKP  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 o2hZ=+w>  
    已知大齿轮的分度圆直径为 TA:uB[Ji  
        d2=252.5 #n15_cd  
而  F= u2`j\ Vu  
     F= F r:E4Wi{\  
}m%&|:PH  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N %6Vb1?x  
W=LJhCpRHj  
S#HeOPRL  
7 b(  
⑶.   初步确定轴的最小直径 `L[q`r7  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 fkImX:|q  
3/uvw>$  
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 UUZm]G+  
查表,选取 @p}_"BHYWt  
B!8X?8D  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 1^V.L+0s]  
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 "!7Hu7  
5} ur,0{  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 XP:fL NpQ  
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  。 v&7<f$5  
` "-P g5  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. WPlf8* -fQ  
f&$;iE  
            D        B                轴承代号     OI78wG  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     < 3*q) VT  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     Qp)?wny4  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     ZWzr8oY)  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     ^,vFxN--q  
A #m_w*  
     m .(\u?J  
f7!48,(fB  
     T /IX(b'<  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 9) $[W  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, {hN<Ot  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     &y|PseH"  
d)D!np=  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. !g}@xwWax  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, M"{*))O\-c  
高速齿轮轮毂长L=50,则 ;mz#$"(  
#f_'&m  
L=16+16+16+8+8=64 ^`aw5 +S  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. =2DK?]K;  
tlg}"lY  
5.    求轴上的载荷   f<nK;  
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, nnE'zk<"  
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. )+8r$ i  
V EsM  
B B'qbX3xK  
3fXrwmBT8  
YRf$?xa  
i^Jw`eAmT  
OT=1doDp  
F1B/cd  
W?P4oKsql*  
     (vzYgU,  
QJiH^KY6  
传动轴总体设计结构图: Z1+Ewq3m  
     yM9>)SE5`  
                             C!+PBk[9  
z j#<X  
                             (主动轴) hJSWh5]  
V lO^0r^z  
M2d&7>N  
        从动轴的载荷分析图: XkoPN]0n  
6-/W4L)?>  
6.     校核轴的强度 y:$qX*+9e  
根据 '73}{" '  
== 'Z9UqEGV  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 (Pw,3CbJ  
查表15-1得[]=60MP \+Y=}P>  
〈 []    此轴合理安全 #*"V'dj;e  
zw$\d1-+h  
8、校核轴的疲劳强度. KU0Ad);e  
⑴.   判断危险截面 L>E{~yh  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. `v<S  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 OK`^DIr5l  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 1tiOf~)  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 v UO[V$rx  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 fz|_c*&64  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 oAB:H \  
截面上的弯曲应力 )t7MD(  
|S@  
截面上的扭转应力 T@#?{eA  
== h&d"|<  
轴的材料为45钢。调质处理。 C0Fd<|[  
由课本得： 0L#i c61U  
           -JPkC(V7]  
因              ggM~Chr  
经插入后得 *kTp(*K/7`  
2.0         =1.31 #6 [F&  
轴性系数为 o]qwN:8^  
       =0.85 xSlgq|8  
K=1+=1.82 Xppb|$qp4H  
    K=1+（-1）=1.26 r%X M`;bQX  
所以               $""k Z  
_!Tjb^  
综合系数为：    K=2.8 R~[~(`/S  
K=1.62 mSZg;7DE3*  
碳钢的特性系数        取0.1 ?vI2mr a+  
   取0.05 iPWr-  
安全系数 \b!E"I_^  
S=25.13 l.Ev]G/5  
S13.71 {+d)M  
≥S=1.5    所以它是安全的 }fo_"bs@  
截面Ⅳ右侧 /4;A.r`;  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 ~@X3qja  
98?O[=  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 v.>K )%`#  
wxPl[)E  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 \)>#`X  
YN<vOv  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 W$;qhB  
截面上的弯曲应力   ^P]5@dv  
截面上的扭转应力 n|DMj[uT  
==K= rbIYLVA+V  
    K= Eaxsg  
所以                 qP##C&+#q  
综合系数为： m8R=wb :  
K=2.8    K=1.62 E.ji;5  
碳钢的特性系数 GQd[7j[sh  
    取0.1       取0.05 WwtVuc|  
安全系数 ;PU'"MeB "  
S=25.13 BYhiP/^  
S13.71 }YM\IPsPu  
≥S=1.5    所以它是安全的 xaoR\H  
B>=D$*_  
9.键的设计和计算 _~C1M&b(X3  
En\q. 3 5  
①选择键联接的类型和尺寸 birc&<  
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. t)?K@{ 9  
根据    d=55    d=65 ^EkxZ4*g  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 N81M9#,["~  
                     b=20     h=12     =50 S&XlMu  
mT UoFXX[  
②校和键联接的强度 -{9mctt/gE  
  查表6-2得      []=110MP =>evkaj  
工作长度  36-16=20 <%m1+%mA.  
    50-20=30 dPf7o   
③键与轮毂键槽的接触高度 r@vt.t0#  
     K=0.5 h=5 K\8zhY  
    K=0.5 h=6 yqL"YD  
    由式（6-1）得： T{m) = (q  
           ＜[] %eIaH!x:  
           ＜[] r%iFsV_  
    两者都合适 g)TZ/,NQ{  
    取键标记为： K{`R`SXD  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 ='4)E6ea?  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 Z[] 8X@IPe  
10、箱体结构的设计 ~tRGw^<9  
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， "p|.[d  
大端盖分机体采用配合. 6aHD?a o  
*V\.6,^v  
1.   机体有足够的刚度 "M /Cl|z  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 Ok{1{EmP  
EQd<!)HZ  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 V.qH&FJ=l  
aT}Hc5L,b  
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 C#yRop_d]o  
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 cqJXZ.X C  
U.I w/T-5  
3.   机体结构有良好的工艺性. [+R_3'aK  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. qhcx\eD:?  
W}3%BWn  
4.   对附件设计 iDl#foXa`  
A  视孔盖和窥视孔 'bSWJ/;p)  
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 L97 ~ma  
B  油螺塞： D& o\q68W  
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。 MMpId Uhr  
C  油标： p}pd&ut1  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 _E'}8.#{  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. Y*\h?p[,  
9s[   
D  通气孔：  +PADy8  
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. 3BD&;.<r  
E  盖螺钉： "U eq  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 6k>5+-&_  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. An0N'yo"Z  
F  位销： 6D2ot&5WW  
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. !m9hL>5vR  
G  吊钩： Bt,'g* Cs  
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. &S 66M2  
4;AQ12<[1  
减速器机体结构尺寸如下： ,tg]Gt  
W#NZnxOX"  
名称    符号    计算公式    结果     T$R#d&t  
箱座壁厚                10     'kC#GTZi  
箱盖壁厚                9     \zFCph4  
箱盖凸缘厚度                12     |gu@b~8  
箱座凸缘厚度                15     &I8DK).M+  
箱座底凸缘厚度                25     j$/#2%OVN  
地脚螺钉直径                M24     6fI2y4yEz  
地脚螺钉数目        查手册        6     A- Abj'  
轴承旁联接螺栓直径                M12     LA lX |b  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     hHVAN3e  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     wL3RcXW``e  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     G7+{O7  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     x"R F[ d  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 a.gMH uL  
    22 +6jGU '}[  
    18     s[h;9 I1w  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 <X4f2z{T{@  
    16     K39I j_3  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     ip}%Y6Wj  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     &-Wt!X 3  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     3gVU#T [[  
机盖，机座肋厚                9    8.5     _RxnB?  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） SC4jKm2  
150（3轴）     G;u~H<  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） P, l (4  
150（3轴）     =1R 2`H\  
     HDzeotD  
11. 润滑密封设计 wA/!A$v(  
!]A/ID0K  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. V( 0Y   
    油的深度为H+ g4Dck4^!4  
         H=30  =34 qk3 ~]</  
所以H+=30+34=64 Q#ksf h!D  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 JLoE)\Mi  
     Nb_Glf  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 MMET^SO  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     nFGX2|d  
    密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 R_GA`U\ {  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 *dBmb  
     %++: K  
12.联轴器设计 lV 4TFt ,  
vShB26b  
1.类型选择. ,98 F  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 US9aW)8  
2.载荷计算. s}` |!Vyl  
公称转矩：T=95509550333.5 !- QB>`7$  
查课本,选取 ip{ b*@K  
所以转矩   |r;>2b/ x  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 L1Yj9i  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm !J<0.nO/:  
"10\y{`v^  
四、设计小结 s!D2s2b9e  
    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。 )t-P o'RW  
    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。 r]D>p&4  
五、参考资料目录 s/11 TgJ  
[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； 9 lG a*f)  
[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； WpE "A  
[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； |HY{Q1%  
[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； w^nA/=;r  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编  oSy9Xw  
[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； Q7v1xBM  
[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？ 3syA$0TZt  
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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