[原创]单级斜齿轮减速箱设计说明书 [复制链接]

机械设计基础课程设计任务书 zHA!%>%'  
                 h2Ld[xvCu%  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         tScPa,(  
                 "I3@m%qv  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） [@VP?74  
4Jp:x
"w  
目   录

^q{9  
     '@o;-'b  
一    课程设计书                            2 24 [+pu  
6 Q%jA7  
二    设计要求                              2 iW$_zgN  
S0zD"T  
三    设计步骤                              2 $ `ov4W  
     kVkU)hqR  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 uxXBEq;  
    2. 电动机的选择                                4 0(eBZdRO  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 cS5Pl  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 KI)M JG:t  
    5. 设计V带和带轮                              6 Lt u'W22  
    6. 齿轮的设计                                  8 7I&&bWB  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 }JF13beU  
    8. 键联接设计                                  26 N-G1h?e4  
    9. 箱体结构的设计                              27 umjt]Gu[  
    10.润滑密封设计                                30 qB5j;@r  
    11.联轴器设计                                  30 ). <-X^@  
     6Y^23W F  
四    设计小结                              31 abuh
`H#  
五    参考资料                              32 zNs55e.rx  
2<i!{;u$qL  
一. 课程设计书 bWH&P/>  
设计课题: yQU{zY  
    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 Z-^LKe  
表一: ,BH@j%Jmy  
         题号 #jkf1"8C  
[A~y%bI"  
参数    1     @P#N2:jwj  
运输带工作拉力（kN）    1.5     )F}F_Y  
运输带工作速度（m/s）    1.1     N:S/SZI  
卷筒直径（mm）    200     =b%MXT  
!=pn77`g>  
二. 设计要求 M||+qd W!  
1.减速器装配图一张(A1)。 VrHv)lUr  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 b,5~b&<h  
3.设计说明书一份。 y`VyQWW  
Jb0`42
 
三. 设计步骤 bn#"?6Z2  
    1.  传动装置总体设计方案 SzAJ2:qhl  
    2.  电动机的选择 @ju@WY45$^  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 r A`V}>Xj  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 N nRD|A  
    5.  “V”带轮的材料和结构 iJ-23_D  
    6.  齿轮的设计 ]3x?  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 @'w"R/,n-@  
    8、校核轴的疲劳强度 w^?>e;/\  
    9.  键联接设计 hW%TM3l}  
    10.  箱体结构设计 y0Fb_"}  
    11. 润滑密封设计 sQ=]NF)\  
    12. 联轴器设计 Z~AO0zUKY  
     S ^"y4-2  
1.传动装置总体设计方案: >W%Em
nLK  
!`k1:@NZ  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 jfP*"uUK  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， zpzK>DH(  
要求轴有较大的刚度。 fFMlDg[];  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 4qO+_!x{)  
其传动方案如下： "~#3&3HVS  
        SOs:]U-T3  
图一:(传动装置总体设计图) :nh_k4S@v  
:yL] ;J  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 }K7#Q  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 1Lc#m`Jln  
     传动装置的总效率 p2Z?T}fa}&  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； /@wg>&L]  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， Z)e/!~""]  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， >NO[UX%yP  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 _ q(ko/T  
"LHcB]^<  
  2.电动机的选择 ?L5zC+c!  
18)'c?^.  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， &#o~U$GBg  
    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， ,MdV;j~"'  
    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。 i)o2klIkB  
     [/,)  
    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， Nu0C;B66  
     }'5MK  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 6|
K5!2  
     ySk R>y  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 9?A)n4b;  
                                                  xN>npP   
Htay-PB }  
方案    电动机型号    额定功率 gD0eFTN  
P l3KVW5-!gS  
kw    电动机转速 dl.N.P7}4  
    电动机重量 P!~MZ+7#&  
N    参考价格 Yw22z #K  
元    传动装置的传动比     s6ZuM/Q  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     tf=6\p  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02    
jTf@l?|  
  =
4vy@7/  
   中心高 Rh3eLt~|(  
        外型尺寸 @+;$jRwq  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     _U$<xVnP  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     5uGqX"  
kJWn<5%ayg  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 [NQOrcAQ  
~Xw"}S5  
（1）       总传动比 ~{?_p@&n  
    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 OGBHos  
    （2）       分配传动装置传动比 D_?K"E=fw  
    ＝× pny11C  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 Q;MT"=RW  
    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 `0rd26Qro  
4.计算传动装置的运动和动力参数 Jx_cf9{  
（1）　各轴转速 c4!^nk]  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min g(nPQOs$u  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min zuP B6W^  
（2）　各轴输入功率 LO'**}vm  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW IWBX'|}K  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 2:*w~|6>}5  
    则各轴的输出功率：   5VRYO"D:  
＝×0.98=2.989kW pEw"8U  
＝×0.98=2.929kW f'8kish  
各轴输入转矩 7t3X)Ah  
   =××  N·m []x#iOnC&  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· '#! gh?  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m +U:$(UV'A  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m s|@6S8E  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m .=U#eHBdAQ  
＝×0.98=242.86N·m FK6[>(QO  
运动和动力参数结果如下表 Us%T;gW  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     _t:$XJ`bTk  
    输入    输出    输入    输出         w^(<N7B3T  
电动机轴        3.03        20.23    1440     H!vax)%-\  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     jnd[6v=C7-  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     k[0-CB  
w|3z;-#Q;  
5、“V”带轮的材料和结构 &9/O!3p)  
  确定V带的截型 ?m![Pg%  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 z+x\(/  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 {2qF
Y5H  
      V带截型      由图6-13                        B型 -\+s#kE:  
   U2$d%8G  
  确定V带轮的直径 ,/[6e\0~  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm X(!Cfb8+5  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s xrlmKSPa  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm tM2)k+fg  
   >O1[:%Z1  
  确定中心距及V带基准长度 + r!1<AAE$  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 /`9sPR6e  
                          360<a<1030 XttqOf  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm CPgCjtY  
     #btLa\HJ  
  初定V带基准长度 OtSL*'7>  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm K )[]fm  
       b`L%t:u{d  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm "~`I::'c  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm sLh
==V;9  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 UU'|Xz9~  
   jATI&oX  
   确定V带的根数 iM2W]  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw 9F6F~::l}  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 ]FD'5
p{  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 +U_=*"@|  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 El<]b7  
         R,)}>X|<
 
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 8iW;y2qF  
                             O#&c6MDB:  
                       取Z=2 CxGx8*
<X  
V带齿轮各设计参数附表
M@h|bN  
e'~Zo9`r6  
各传动比 m#ZO`W  
+$X#q8j06  
    V带        齿轮     .7zK@6i  
    2.3        5.96     "nm FzN  
  ?!wgH9?8  
2. 各轴转速n "8'@3$>R=  
    (r/min)        (r/min)     ]DZE%  
    626.09        105.05     U;bK!&Z  
6}75iIKi  
3. 各轴输入功率 P <$6QDfa#  
    （kw）        （kw）      XEC(P  
    2.93       2.71     ;`l'2 z@N  
VmCW6 G#M  
4. 各轴输入转矩 T IC6gU$e  
    (kN·m)        (kN·m)     '#LQN<"4  
43.77        242.86     iP@ZM=&wz  
|UP `B|  
5. 带轮主要参数 H(2!1?N+  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         tBNoI  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     Ad:TYpLD  
带的根数z     FvN<<&B  
    160        368        708        2232        B        2     J~B<7O<?!1  
U
`,0]"Qk  
6.齿轮的设计 \|]Z8t7  
Gq_-Val]"  
（一）齿轮传动的设计计算  ]E_h  
S5KEXnjm  
齿轮材料，热处理及精度 n"+[ :w4  
    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 qzI&<4  
    （1）       齿轮材料及热处理 ak->ML  
       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 UJ0<%^f   
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 )foq),2  
      ② 齿轮精度 T|6jGZS^|W  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 Au
{<hQ=  
     {n/uh0>f*  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 z
^_*&
 
按齿面接触强度设计 5~Cakd]>  
61/.K_%I.  
确定各参数的值: xfy1pS.[:  
①试选=1.6 fLDg~;3  
选取区域系数 Z=2.433   CSGz3uC2D  
     lrWV#`6!+  
    则 8~9030>Q  
    ②计算应力值环数 af#pR&4}   
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） (T>nPbv)  
    =1.4425×10h -od!J\KCy  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) AtU v71D:  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 xY+VyOUs  
    ④齿轮的疲劳强度极限 A,V\"KU  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: #O$  
    []==0.93×550=511.5 JoRT&rkd  
v^)bhIPe;  
    []==0.96×450=432         ( {1e%  
许用接触应力   !O.[PH(,*  
         ]?Fi$3Lm  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   e{X6i^% m_  
         =1 56e r`=ms  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 gz
jR6uz  
    =4.47×10N.m nB%;S  
    3.设计计算 1QcT$8HA  
①小齿轮的分度圆直径d Oy<5>2^P  
      }8@M@  
    =46.42 AK= h[2(  
    ②计算圆周速度 =Zu^80/  
    1.52 q(zJ%Gv)  
    ③计算齿宽b和模数 %1.]c6U  
计算齿宽b }tH[[4t
w,  
       b==46.42mm ZDD..j  
计算摸数m  vj51 g@  
  初选螺旋角=14 J4"mK1N(  
    = JC
}f-%H?K  
    ④计算齿宽与高之比 ^qg?6S4  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 1"pI^Ddt  
=46.42/4.5 =10.32 bHhtd_}  
⑤计算纵向重合度 P6 ;'Sza  
=0.318=1.903 {NPuu?&  
⑥计算载荷系数K <+^6}8-  
使用系数=1 p. R2gl1m  
根据,7级精度, 查课本得 Rw6;Z  
动载系数K=1.07, Mn$]I) $  
查课本K的计算公式: DHw
&+MY  
K= +0.23×10×b z-@=+4~  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 %/c+`Wd/l$  
查课本得: K=1.35 S#-wl2z  
查课本得: K==1.2 aWwPvd3  
故载荷系数: R*oXmuOsYA  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 26dUA~
|KJ  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 }w/;){gu  
    d=d=50.64 ~_9n.C  
    ⑧计算模数 |\dZ'   
    = ZxG}ViS4I  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 i.xXb[M+  
    由弯曲强度的设计公式 &-czStQ  
    ≥ /^$UhX9v  
tV_t6x_.  
⑴   确定公式内各计算数值 yf?h#G%24  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m HxBm~Lcqy  
         确定齿数z |.F  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 j ,)P9V  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 9prU+9  
    Δi＝0.032％5％，允许
AsPx?  
    ②      计算当量齿数 $B#6tk~u  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  mAeuw7Ni  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 X*g(q0N<S  
    ③       初选齿宽系数 Q|,B*b  
     按对称布置，由表查得＝1 Tzt,/e  
    ④       初选螺旋角 'lo  
    初定螺旋角 ＝14 &f>eQS=(  
    ⑤       载荷系数K p1D[YeF4  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 (=16PYs  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y -UZ@G~K  
    查得: fQ'.8'>T  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 =(EI~N  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 tM,%^){p$  
     }C  /]  
    ⑦       重合度系数Y YC=S5;  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 SVa6V}"Iv  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 `gpQW~*R-;  
＝14.07609 hH
->%*  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 =H %-.m'f2  
    ⑧       螺旋角系数Y uNHdpni  
 轴向重合度 ＝1.675, sBK <zR  
    Y＝1－＝0.82 ^*&X~8@)  
     dI*'!wK  
    ⑨       计算大小齿轮的 [EY`am8[  
 安全系数由表查得S＝1.25 c=[q(|+O!  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 yMc:n"-[  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 joXfmHB}  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 `_5GG3@Ff  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   >r)X:K+I  
    小齿轮     大齿轮 <&pKc6+{  
`W `0Fwu9  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: ]DvO:tM  
    K=0.86        K=0.93   H^~.mBP n  
H@l}[hkP  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 Q
M5 .f+/  
      []= aV`&L,Q)7E  
      []= /u`3VOn  
       >p])it[q&$  
       ?$z.K>S5  
        大齿轮的数值大.选用. $P: O/O=>  
     'R9g7,53R  
⑵   设计计算 "PH6e bm  
     计算模数 ~%ozgzr^  
~vgA7E/XV  
!umEyd@ "  
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: 0_yP
\m  
PfG`C5 d  
z==24.57  取z=25 }:z5t,u6  
6<Hu8$G|  
那么z=5.96×25=149           ?@R")$  
  u-DK_^v4M  
②   几何尺寸计算 7m9"8   
    计算中心距     a===147.2 ?Qqd "=k4  
将中心距圆整为110 Gzt=u"FV  
H]31l~@]  
按圆整后的中心距修正螺旋角 ~2
uh'e3  
] c}
91  
=arccos Uh|>Skic4  
"DSPPE&[c  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. wk\L*\@Y}  
},+~F8B  
计算大.小齿轮的分度圆直径 F6S~$
<  
     49 }{R/:  
    d==42.4 b X)|MiWI  
jN/C'\QL  
d==252.5 znZ7*S >6\  
y/_wx(2  
计算齿轮宽度 S{p}ux[}=  
{<w +3Va  
B= `_ (~ Ud  
ivrXwZ7jT  
圆整的       :WXf.+IA  
x:5dCI  
                                            大齿轮如上图： FN )d1q(~  
I__4I{nI  
_$/ +D:K  
noA-
)  
7.传动轴承和传动轴的设计 _MYx%Z  

_zC (J  
1.  传动轴承的设计 @qK<T  
LxJ6M/".  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 &K:' #[3V  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min tfiqr|z  
T1=43.77kn．m rhY_|bi4P  
⑵.  求作用在齿轮上的力 <9@7,2  
    已知小齿轮的分度圆直径为 D\]&8w6&  
        d1=42.4 o;J;*~g  
而  F= A['uD<4b  
     F= F -S; &Q'Mt  
4/wwn6I}G  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N E`p'L!z  
WOndE=(V  
6w#nkF  
c<qe[iyt/  
⑶.   初步确定轴的最小直径 85>S"%_  
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 ZTf_#eS$  
Uh6mGLz*&  
mf4z?G@6  
             (Nz]h:}r  
     从动轴的设计 L:U4N*  
       kl{6]39  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， Hbr^vYs5  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 0K3Hf^>m  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 3sC:jIp  
    已知大齿轮的分度圆直径为 kMe@+ysL  
        d2=252.5 |Is'-g!  
而  F= H2\1gNL  
     F= F t*z'c  
:{CFTc5:A  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N J%r7<y\  
xw%)rm<t  
J'
7 y   
ec?1c&E  
⑶.   初步确定轴的最小直径 mq`5w)S)\o  
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 :c;_a-69  
ggCr-  
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 u&3EPu  
查表,选取 )l2P}k7`  
4]"w b5%  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 XqFu(Lm8=  
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 eJf>"IF-  
xT+ ;w[s  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ib Ue*Z["1  
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  。 ;qVG \wQq  
-M`D>  
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{Z  
||gEs/6-  
            D        B                轴承代号     1,u{&%yL"w  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     x[}06k'  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     (1y='L2rj  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     W8uVd zQ  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     %Ht^yemQ  
T+BIy|O  
     )v-Cj_W5]"  
%g-0O#8}  
     b.6ZfB,+G  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 T:)% P6/  
    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, 9C1
b^^Kb  
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.     5)x6Q|-u  
0
Ts!(b]B  
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. z qO$  
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, u mqKFM$  
高速齿轮轮毂长L=50,则 |%3O)B  
Ix4jof6(  
L=16+16+16+8+8=64 2:/u2K  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 8+L7E-  
$Gd5wmb!  
5.    求轴上的载荷   B^Bbso'{1  
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, X#Ak'%J  
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. ${CYDD"mdy  
(-#rFO5~l  
w1.MhA  
wC(XRqlE  
cC'^T6  
be_C>v  
&:C{
/QnA  
[ArO$X3\  
JYl\<Z' {  
     \/X{n*Hw?  
kkHTbn=!  
传动轴总体设计结构图: oFwG+W/  
     ^,~N7`  
                             g8rp|MOH  
w64.R
4e  
                             (主动轴) T&mbXMN  
p5D5%B/  
rS
zQUn<  
        从动轴的载荷分析图: CF,8f$:2  
s&Z35IM8|  
6.     校核轴的强度 P7cge  
根据 65;|cmjv  
== d"LoK,p#  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 n=;';(wR[  
查表15-1得[]=60MP u~ VswXc4  
〈 []    此轴合理安全 5>N6VeM  
mQmBf|Rl  
8、校核轴的疲劳强度. _+}-H'7=  
⑴.   判断危险截面 L,yA<yrC  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. [..,(  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 /0Rt+`  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 :QxL 9&"  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 0,;E.Py?.  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 3$MYS^D  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 [0d-CEp[  
截面上的弯曲应力 &e/@yu)x,  
Bm65W  
截面上的扭转应力 Xs{:[vRW  
== s$
js5 ou  
轴的材料为45钢。调质处理。 ( [K2:n\  
由课本得： oqm  
           T_(qN;_  
因             ?"5~Wwp.T  
经插入后得 W?SP .-I  
2.0         =1.31 =# k<Kw#  
轴性系数为 RPz!UMQSD  
       =0.85 Ufm(2`FQ  
K=1+=1.82 7KvXTrN!9  
    K=1+（-1）=1.26 E.
?E~}z  
所以               UY?i E=  
>cGh|_9  
综合系数为：    K=2.8 ~E^yM=:h  
K=1.62 <`oCz Q1  
碳钢的特性系数        取0.1 K> c8r8!  
   取0.05 *#9VC)Q  
安全系数 'd|Q4RE+W  
S=25.13 }:,o Y<  
S13.71 j AJ/  
≥S=1.5    所以它是安全的 Fw(b1d>E  
截面Ⅳ右侧 $[HcHnf  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 Yio>ft&g]  
V6DBKq  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 GnSgO-$"  
$|`t9-EA/  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 z5|e\Z  
3i@ "D  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 <3i4NXnL2  
截面上的弯曲应力   aB$y+`f)@  
截面上的扭转应力 &cv@Kihq(  
==K= iBGS
BSeL&  
    K= nG4Uk2>  
所以                 0%GqCg  
综合系数为： h"RP>fZt  
K=2.8    K=1.62 .IW_DM-  
碳钢的特性系数 Wx']tFn"  
    取0.1       取0.05 NB!'u) lFD  
安全系数 Rye~w6  
S=25.13 ~x
4{P;y  
S13.71 Mp^OL7p^^  
≥S=1.5    所以它是安全的 Zq\RNZ}  
EPE!V>  
9.键的设计和计算 L|C1C cP  
X]&;8  
①选择键联接的类型和尺寸 '%n<MTL  
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. avHD'zU}N  
根据    d=55    d=65 uFm(R/V  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 zAkc67:  
                     b=20     h=12     =50 E1U4v&P  
4."o.:8x  
②校和键联接的强度 A;kw}!  
  查表6-2得      []=110MP Q+u#?['  
工作长度  36-16=20 @dWS*@  
    50-20=30 K#JabT  
③键与轮毂键槽的接触高度 &.+n L  
     K=0.5 h=5 p,[XT`q^  
    K=0.5 h=6 ?'ez.a}  
    由式（6-1）得： /A[oj2un  
           ＜[] 
T/WmS?
 
           ＜[] pjKl)q  
    两者都合适 $tt0D?$4  
    取键标记为： &0th1-OP_  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 {LB }v;?l  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 HP4'8#3o  
10、箱体结构的设计 'Tru?y\  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， YjX!q]56  
大端盖分机体采用配合. f'zU^/$rf  
%0~wtZH_!  
1.   机体有足够的刚度 U&]p!DV&;  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 quCWc2pXX  
UpszCY
4  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 /BjGAa(  
['}^;Y?*o  
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 ulPrb>i  
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 },Y; (n'  
~f]r>jQM  
3.   机体结构有良好的工艺性. "z#?OV5  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. QNa}M{5>h  
\:_.N8"  
4.   对附件设计 #<tWYE  
A  视孔盖和窥视孔 f,`}hFD  
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 pw<q?q%  
B  油螺塞： rjpafGCp  
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。 5|~r{w)9  
C  油标： bE`*Uw4  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 _/s
f@R  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. {YKMQI^O/  
4MtqQq4%  
D  通气孔： rlO%%Qn`  
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. !6tC[W`  
E  盖螺钉： n?P 5pJ  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 ]|$$:e^U9  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. "$E!_  
F  位销： ev: !,}]w  
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. @DQ"vFj6<  
G  吊钩： l5y#i7q  
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. -o!,,XYj .  
MVeQ5c(  
减速器机体结构尺寸如下： "<.  
I>8@=V~  
名称    符号    计算公式    结果     'd.@4 9  
箱座壁厚                10     ,^+R%7mv  
箱盖壁厚                9     -g[*wN8  
箱盖凸缘厚度                12     $vGEY7,  
箱座凸缘厚度                15     4h_4jqf=pU  
箱座底凸缘厚度                25     0)`lx9&h  
地脚螺钉直径                M24     dXo'#.  
地脚螺钉数目        查手册        6     SJ[@fUxO)  
轴承旁联接螺栓直径                M12     Bc|x:#`C\{  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     6pn@`UK  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     ~oW8GQ  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     ^< /vbF  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     ^qus `6  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 <]e;tF)+  
    22 J,=E5T
}U^  
    18     ge {4;,0=  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 hv:Z%D |S  
    16     x"wM_hl5L  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     >3 .ep},  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     4tTZkJc  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     vYt:}$AE  
机盖，机座肋厚                9    8.5     8rG&CxI  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） rDx],O _  
150（3轴）     TnU$L3k  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） o27`g\gDR,  
150（3轴）     e"adkV  
     qp_ `Fj:  
11. 润滑密封设计 CG>2,pP,  
'lRHdD}s  
    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. ^R'!\m|FR  
    油的深度为H+ q\HBAry  
         H=30  =34 ]ifHA# z`~  
所以H+=30+34=64 ,WDAcQ8\  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 -0r"#48(%  
     5NF&LM;i(  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 oplA'Jgnv  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     So 6cm|{  
    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 Jx9%8Ek  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 =]xk-MY"|R  
     @"0N@gU  
12.联轴器设计 x[>_I1TJ  
8(f0|@x^  
1.类型选择. ` dUiz5o'  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 c3!|h1h/v  
2.载荷计算. ?ZV0
 
公称转矩：T=95509550333.5 }~CZqIP  
查课本,选取 qf=[*ZY  
所以转矩   f>+}U;)EF  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 RHAr[$  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm n03SXaU~V  
R"t$N@ZFb  
四、设计小结 Xsn- +e  
    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。 ;F(01  
    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。 ?jm2|:  
五、参考资料目录 Lpbn@y26<  
[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； (@o />T  
[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； \fR:+rbQ&|  
[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； 4$2
T zJE  
[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； yaXa8v'oC  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 #Ii.tTk  
[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； BBJ]>lQ  
[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。

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