[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 C?. ;3 h  
                 !+$qSD,%x  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         i7H([b<_m  
                 n
[/D>Pi  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） CX#d  
puOMtCI  
目   录 %Vo'\|  
     Qz`evvH  
一    课程设计书                            2 oX6Cd:c-  
3\2&?VAjR  
二    设计要求                              2 d^'_H>x  
?3DL .U{  
三    设计步骤                              2 J#d,?  
     r%: :q^b3  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 v0'z''KM!  
    2. 电动机的选择                                4 %YxKWZ/?  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 Xk:x=4u&  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 Fkv284,LM  
    5. 设计V带和带轮                              6 aeMj4|{\  
    6. 齿轮的设计                                  8 ,-])[u  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 ZrYRLg  
    8. 键联接设计                                  26 uT
oi4]w"y  
    9. 箱体结构的设计                              27 %5ov!nm7  
    10.润滑密封设计                                30 *o=Z~U9z  
    11.联轴器设计                                  30 Sn97DCdk  
     :4:U\k;QwA  
四    设计小结                              31 
KjA7x  
五    参考资料                              32 $1X
!Ecq_  
~Q- /O~  
一. 课程设计书 KYhL}C+  
设计课题: +o.#']}Pl  
    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 a#0*#&?7@  
表一: Jcvp<  
         题号 R]Fa?uQW  
c3fd6Je5  
参数    1     $7-4pW$y  
运输带工作拉力（kN）    1.5     <{V{2V#  
运输带工作速度（m/s）    1.1     .ErR-p=-  
卷筒直径（mm）    200     )x5w`N]lm  
m=`V  
二. 设计要求 r*7J#M /  
1.减速器装配图一张(A1)。 zll?/|%  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 V2Z
^W^  
3.设计说明书一份。 c:DV8'fT  
%)}_OXWf:  
三. 设计步骤 uL-$^],  
    1.  传动装置总体设计方案 * se),CP!s  
    2.  电动机的选择 FN0<
iL  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 ,|O|gh$s  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 m
7,"M~\pX  
    5.  “V”带轮的材料和结构 ?AQR\)P  
    6.  齿轮的设计 -P]onD  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 5N>L|J2  
    8、校核轴的疲劳强度 ]xJ2;{JWsO  
    9.  键联接设计 K>+c2;
t;  
    10.  箱体结构设计 QswFISch
 
    11. 润滑密封设计 AQ-R^kT  
    12. 联轴器设计
M4XU*piz  
     =rNI&K_<  
1.传动装置总体设计方案: Jl)Q#  
yV@~B;eW0  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 K?wo AuY  
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， ()$tP3o  
要求轴有较大的刚度。 L{1PCs36c  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 4!+IsT  
其传动方案如下： #w[Ie+  
        CIt@xi#I  
图一:(传动装置总体设计图) +_fxV|}P  
dqL)q3  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 M-f; ,>  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 k8sjW!2  
     传动装置的总效率 4H%Ai(F}_  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； /vPc
g  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， *Q3q(rdrp  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， alQ:'K  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 w#$Q?u ,G  
A3e83g~L  
  2.电动机的选择 a/ Z\h{*  
Xpf:I  
    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， XCZNvLG  
    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， _
$qH\>se  
    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。 mvW,nM1Y  
     2HREO@._)  
    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， ytGcigw(P  
     AtlUxFX0S  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 a^GJR]] {  
     pj'
[ H  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 }W* q
 
                                                  ^&8xfI
6?  
QK/~lN  
方案    电动机型号    额定功率 h-:te9p6>4  
P w>gB&59r  
kw    电动机转速 ||kUi=5  
    电动机重量 dX~$#-Ad86  
N    参考价格 !@kwHJkv  
元    传动装置的传动比     Tf?|*P  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     <MBpV^Y}  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     A^"( VaK  
  G$$y\e$  
   中心高 3rw<#t;v  
        外型尺寸 vTU*6
)  
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     loFApBD=$^  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     a@V`EEZ  
.+ g8zbD4  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 <C,lHt  
zU,Qph ,<  
（1）       总传动比 )>|x2q  
    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 6Z3L=j  
    （2）       分配传动装置传动比 ;/g Bjp]H  
    ＝× S4FR=QuVQC  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 K_sHZ  
    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 &;Jg2f%.  
4.计算传动装置的运动和动力参数 u =%1%p,  
（1）　各轴转速 "WE*ED  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min 8C>\!lW"  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min {:0TiOP5x  
（2）　各轴输入功率 +:?"P<'  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW Pwg?a  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW ~*Kk+w9H<  
    则各轴的输出功率：   V*w~Sr%  
＝×0.98=2.989kW `suEN@
^  
＝×0.98=2.929kW 1iTI8h&[@  
各轴输入转矩 m]#oZVngy  
   =××  N·m z->[:)c  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· nL@(|nJ[  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m zo~5(O@  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m YA[\|I33  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m #
.^A5`k  
＝×0.98=242.86N·m Q&A^(z}  
运动和动力参数结果如下表 aBonq]W  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     sV`!4 u7%}  
    输入    输出    输入    输出         u#"L gG.X  
电动机轴        3.03        20.23    1440     6_w
j,7  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     -\V!f6Q  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     84}Pu%  
TKBW2  
5、“V”带轮的材料和结构 $)6%LG_@  
  确定V带的截型 +1o4l i  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 7lH3)9G;  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 kMP3PS  
      V带截型      由图6-13                        B型 /pS Y~*  
   6=o'.03\f  
  确定V带轮的直径 $zUHka  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm r(VznKSx  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s kzuI<DW  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm +zf[Im%E  
   vle`#c.  
  确定中心距及V带基准长度 |s$w i>7l  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 rCp'O\@S  
                          360<a<1030 cA8A^Iv:0  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm 0c6Ea>S[  
     yT<,0~F9  
  初定V带基准长度 y8arFG  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm g/f^|:  
       !xxdC  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm n/Fx2QC{  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm UHT2a9rG  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 O; #qG/b1  
   '`nf7

b(  
   确定V带的根数 mx3p/p  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw 64R
~ $km  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 sRkPXzK  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 Yw_^]:~  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 Ew
X:^1f  
         |Jpi|'  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 aF]cEe  
                             +Cg[!6[#  
                       取Z=2 V+Y;  
V带齿轮各设计参数附表 J[7Sf^r  
,?/AIL]_  
各传动比 .TpM3b#r  
{ d|lN:B  
    V带        齿轮     >o,l/#z  
    2.3        5.96     =Hf`yH\#  
  ' |Ia-RbX  
2. 各轴转速n 8qF OO3c\V  
    (r/min)        (r/min)     5|_El/G  
    626.09        105.05     ;@$v_i  
]7DS>%mY(  
3. 各轴输入功率 P 'S#D+oF(1~  
    （kw）        （kw）     F*TkQ\y  
    2.93       2.71     i8|0zI  
bJ5 VlK67R  
4. 各轴输入转矩 T q'1 86L87  
    (kN·m)        (kN·m)      Xn=  
43.77        242.86     `),ACkU>U  
XkRPD  
5. 带轮主要参数 U]}f]GK  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         sX[k}=HCK  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     Mp,aQ0bNS  
带的根数z     y1
OpZ  
    160        368        708        2232        B        2     ]
Mb:zs<r  
Tx:S{n7&  
6.齿轮的设计 B`mT
p01  
:TkR]bhm  
（一）齿轮传动的设计计算 2C[xrZa^  
X]+z:!  
齿轮材料，热处理及精度 &<oJw TC  
    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 d8ck].m=  
    （1）       齿轮材料及热处理 !Y^3%B%  
       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 %Rm`+  
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 uRCZGg&V?#  
      ② 齿轮精度  4"~F  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 &3CC |  
     W
i<g  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 %@'[g]hk  
按齿面接触强度设计 BRTCo,i  
ul^VGW>i  
确定各参数的值: Vqp3'=No  
①试选=1.6 S pIdw0  
选取区域系数 Z=2.433   hF`Qs  
     /7LAd_P6  
    则 Y>Ju$i  
    ②计算应力值环数 ,%d?gi"&  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） [DD#YL\P  
    =1.4425×10h gn)>(MG  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 6Ij'z9nJw  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 E'+?7ZGWj  
    ④齿轮的疲劳强度极限 fjh,e  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: nxhn|v  
    []==0.93×550=511.5 jUGk=/*]e  
*_@t$W  
    []==0.96×450=432         p-f"4vH  
许用接触应力   "1z#6vw5a  
         T )!kJ;vc  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   %_. fEFy07  
         =1 ?.Lq`~T`  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 ?5j}&Y3  
    =4.47×10N.m AQjf\i  
    3.设计计算 ^,{ r[}  
①小齿轮的分度圆直径d S1U>Q~ZPA  
     $SfYO!n7Q  
    =46.42 OJT%?P%@{  
    ②计算圆周速度 K9QC$b9(  
    1.52 L]wk Ba  
    ③计算齿宽b和模数 +j(7.6ia  
计算齿宽b i%n9RuULh  
       b==46.42mm RYZM_@5$t  
计算摸数m jX&/ e'B  
  初选螺旋角=14 bx:j`5Uj`  
    = ,w%hD*  
    ④计算齿宽与高之比 su0q 2.  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ukc<yc].+?  
=46.42/4.5 =10.32 PrvV]#O*  
⑤计算纵向重合度 c

1ptN  
=0.318=1.903 J936o3F_  
⑥计算载荷系数K SQ-CdpT<  
使用系数=1 Dio)orc  
根据,7级精度, 查课本得 D9%t67s  
动载系数K=1.07, MeDlsO  
查课本K的计算公式: &~V6g(9  
K= +0.23×10×b +o|I@7f  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 gt\*9P   
查课本得: K=1.35 cCv@fks  
查课本得: K==1.2 h ;1D T  
故载荷系数: >~*}9y0$  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 dmPAPCm%y  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 #n.XOet<\  
    d=d=50.64 irF+(&q]jh  
    ⑧计算模数 f0"_ {\  
    = ^\g?uH6k U  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 ?wpl 88z  
    由弯曲强度的设计公式 TEQs9-Uy  
    ≥ n8Rsle`a  
q$kx/6=k  
⑴   确定公式内各计算数值  :X 9_~  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m @*=eqO  
         确定齿数z ,SH^L|I  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 \[<8AV"E-'  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 hH_\C.bL  
    Δi＝0.032％5％，允许 R c  
    ②      计算当量齿数 r<!/!}fE,  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  hVW1l&s  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 ;8g[y"I  
    ③       初选齿宽系数 l*b0uF  
     按对称布置，由表查得＝1 ;N^4R$Q.  
    ④       初选螺旋角 6+/BYN!&4  
    初定螺旋角 ＝14 F7\nG}#s  
    ⑤       载荷系数K 9`cj9zz7  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 ZY*_x)h+#7  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y "0m\y+%8  
    查得: 8=-#LVo~c  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 G8lTIs4u;  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 y*T@_on5  
     ,U.|+i{  
    ⑦       重合度系数Y 5`)
[FCQ  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 T/P   
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 R'$1,ie  
＝14.07609 z6Zd/mt~x  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 '5\?l:z  
    ⑧       螺旋角系数Y VEx )  
 轴向重合度 ＝1.675, ~ep^S^V+  
    Y＝1－＝0.82 ?i$MinK  
     zU";\);  
    ⑨       计算大小齿轮的 +\RviF[+  
 安全系数由表查得S＝1.25 VLC=>w\,  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 q3ebps9^  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 l}W"> yQ0  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 E&0]s  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   @+hO,WXN  
    小齿轮     大齿轮 K_-S`-eH  
~Gh9m]b  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: /;WFRp.  
    K=0.86        K=0.93   EO\- J-nM  
4ok
Z  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 OySn[4`(i  
      []= qv8B$}FU  
      []= gM&4Ur  
       ;RS^^vDm  
       Vo9FlYj  
        大齿轮的数值大.选用. 7W=s.Gy7G\  
     1 }
_"2  
⑵   设计计算 vs{xr*Ft  
     计算模数 ; Z2  
T1uOp5_]B  
QURpg/<U  
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: E+P-)bRa  
<AB({(  
z==24.57  取z=25 *
a'I  
|M|>/
U 8  
那么z=5.96×25=149           nBtKSNT#Q  
  oT9qd@uQ0:  
②   几何尺寸计算 cD9.L  
    计算中心距     a===147.2 e
\! ic  
将中心距圆整为110 ese?;1r  
rhC x&L  
按圆整后的中心距修正螺旋角 8>'vzc/*>  
J'*`K>wV  
=arccos 
-NUA  
i)@H  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. Dj{=Y`Tw  
Z8o8>C\d9/  
计算大.小齿轮的分度圆直径 EO"G(v  
     ( c +M"s  
    d==42.4 CzI/Z+\  
4)d"}j  
d==252.5 v|:TYpku3  
^@;P-0Sy  
计算齿轮宽度 N2&h yM  
M! uE#|  
B= _aw49ag;  
% {A%SDh  
圆整的       #{zF~/Qq  
!$#8Z".{v{  
                                            大齿轮如上图： 34t[]v|LD  
*u!l"0'\  
4GexYDk'#  
PF:'
dv  
7.传动轴承和传动轴的设计 TTo5"r9I8  
cfL:#IM  
1.  传动轴承的设计 W@61rT}c  
-o YJ&r  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 D3x W?$Z  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min wcW}Sv[r  
T1=43.77kn．m BHDd^bd  
⑵.  求作用在齿轮上的力 }XfRKGQw  
    已知小齿轮的分度圆直径为 **F-#",  
        d1=42.4 ]_2<uK}fg  
而  F= :CG;:( |  
     F= F cL:hjr"  
I GB)  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N \/?&W[TF  
#z9@x}p5g  
Cd7l+~*Y  
A&:~dZ:%w  
⑶.   初步确定轴的最小直径 |],ocAN{  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
qnnP*15`  
.p-T >  
fU'[lZ  
             B2,JfKk/  
     从动轴的设计 td|O#R  
       @<B$LJ|jdG  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， j_}f6d/h  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M z`Xc] cPi  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 3'[ g2JR  
    已知大齿轮的分度圆直径为 >0I\w$L  
        d2=252.5 >{#QS"J#  
而  F= M$2lK^2L  
     F= F C^ Oy.s  
d.p%jVO)"  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N D*!9K8<o  
7DIFJJE'  
=
VF%Z[Gm  
M(<.f
}yZQ  
⑶.   初步确定轴的最小直径 AP(%m';  
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 {@>6E8)H5  

B q7Qbj  
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 K7]QgfpSZ  
查表,选取 }&LLo  
2~QN#u|UC3  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ,5P tB]8&3  
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 ~P!%i9e_  
b!z kQ?h  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 BS+=*3J  
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  。 fk(h*L|sI  
X!f` !tZ:{  
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. N m@UM*D  
@xN)mi  
            D        B                轴承代号     i>z {QE  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     p$l'y""i  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     AR7]~+X  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     }Bn
`0;]  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     6>F]Z)]}  
6|]e}I@<2  
     fi';Mb3B3  

nSB@xP#&  
     Vi<F@ji  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 !Bn,f2  
    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, i" >kF@]c8  
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.     ZGQz@H5  
H]VoXJ\*  
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. GaLQ/V2R  
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, !s(s^  
高速齿轮轮毂长L=50,则 d2Ox:| <)  
lAo S 9w  
L=16+16+16+8+8=64
9u] "($  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. /@+[D{_Fw  
qBqh>Wo  
5.    求轴上的载荷   3}2a3)  
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, ')1p  
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. ]%I|C++
0  
Ys@G0}\3G  
x4;ndck%U  
UGK,+FN  
OjfumZL#  
jT1^oXn@  
"UTAh6[3oD  
ZA'Qw2fF0  
u]s}@(+.  
     6:qh%ZR  
0'~Iv\s  
传动轴总体设计结构图: Yo[Pu< zR  
     m$B)_WW  
                             _/cL"Wf  
{V5eHn9/Q'  
                             (主动轴) =Bb/Y`Q  
}g_\?z3gt  
do=s=&T  
        从动轴的载荷分析图: %2<u>=6byG  
y\c-I!6>26  
6.     校核轴的强度 F]
6$4o[  
根据 _q3|Ddm2LN  
== .|<+-Rsj  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 |ZJ<N\\h-  
查表15-1得[]=60MP 8 ;o*c6+  
〈 []    此轴合理安全 1eMz"@Q9  
`rZS\A  
8、校核轴的疲劳强度. (K3eb  
⑴.   判断危险截面 G~KYFNHr  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. nbdjk1E`~  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 l|5;&(Y+s  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 Rg~F[j$N  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 )@a_|q@V  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ZA.i\ ;2  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 1cY,)Z%l #  
截面上的弯曲应力 &~#y-o"  
!TeI Jm/l  
截面上的扭转应力 /'Q2TLy=  
== lq}g*ih  
轴的材料为45钢。调质处理。 p@jwHlX  
由课本得： ysFp`  
           p5JRG2zt  
因             52#Ac;Y  
经插入后得 iuS*Vw  
2.0         =1.31 Ym$=^f]-  
轴性系数为 g<PglRr"  
       =0.85 vbSycZ2M7  
K=1+=1.82 Pj{Y  
    K=1+（-1）=1.26 Rxk0^d:sNi  
所以               ?
<6yKxn  
> ,;<Bz|X  
综合系数为：    K=2.8 H/N4tWk"  
K=1.62 h#(J6ht  
碳钢的特性系数        取0.1 D2MWrX  
   取0.05 }-H)jN^  
安全系数 -8m3L  
S=25.13 W+u-M>Cj6  
S13.71 .vWwYG  
≥S=1.5    所以它是安全的 MyaJhA6c  
截面Ⅳ右侧 1AAOg+Y@U"  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 WWG+0jQ9  
eq,`T;  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 aDZ]{;  
oxXCf%!  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 QZv}\C-c  
I@q(P>]X9  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 a<CACWsN.T  
截面上的弯曲应力   Q%n$IQr4gM  
截面上的扭转应力 HMq
R%A  
==K= !8OgaMngzF  
    K= U*:E|'>  
所以                 ndS8p]P&o(  
综合系数为： Usq.'y/o  
K=2.8    K=1.62 -T{G8@V0I  
碳钢的特性系数 )SyU  
    取0.1       取0.05 njckPpyb@  
安全系数 @^Yr=d ba  
S=25.13 VCQo3k5 {  
S13.71 >p 9~'
 
≥S=1.5    所以它是安全的 C@{-$z)  
6QAhVg: A  
9.键的设计和计算 OZ,Xu&N  
iB#*XJ;q  
①选择键联接的类型和尺寸 t4Pi <m:7  
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. DIF-%X5  
根据    d=55    d=65 D";@)\jN  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 &gsBbQ+qA  
                     b=20     h=12     =50 9nSfFGu  
fs0EbVDF  
②校和键联接的强度 `T3B  
  查表6-2得      []=110MP Ticx]_+~T  
工作长度  36-16=20 45;ey }8  
    50-20=30 p} {H%L  
③键与轮毂键槽的接触高度 b)@rp  
     K=0.5 h=5 CN:z *g  
    K=0.5 h=6 CaR-Yk   
    由式（6-1）得： n50WHlMtt  
           ＜[] N5.B"l  
           ＜[] uR6 `@F  
    两者都合适 VhN6 oI  
    取键标记为： $[\\{XJ.  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 Q)=LbR{#  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 Vrs?VA`v$  
10、箱体结构的设计 (D0\uld9  
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， 0+F--E4  
大端盖分机体采用配合. U=PTn(2  
yt<h!k$ _P  
1.   机体有足够的刚度 !RSJb  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 G`RQl@W>)(  
 zPN:)  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 VS@e[,  
P1ak>T*#2  
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 quRTA"!E  
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 1>Q4&1Vn  
)+|Y;zC9  
3.   机体结构有良好的工艺性. ih-J{1  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. }$i/4?dYsQ  
O L 9(~p  
4.   对附件设计 _!,Ees=b  
A  视孔盖和窥视孔
*/2nh%>$  
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 l=ZD&uK  
B  油螺塞： N&^zXY  
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。 }(7TiCwd  
C  油标： :kFPPx
?  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 me@)kQ8M  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. aYn5AP'PH  
Jv}&8D  
D  通气孔： :W;eW%Y  
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. cQ |Q-S  
E  盖螺钉： ;cB3D3fR.  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 sNM ]bei  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. `aTw!QBf
G  
F  位销： x#gZC
1$Y  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. B
<i(Y1n[  
G  吊钩： .N( X.C  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. a~ dgf:e`  
L9-Jwy2(>  
减速器机体结构尺寸如下： Ft?eqDS1  
)Xa_ry7  
名称    符号    计算公式    结果     x"!`JDsS  
箱座壁厚                10     ]|tR8`DGZ%  
箱盖壁厚                9     U$Z<lx2P  
箱盖凸缘厚度                12     k||dX(gl  
箱座凸缘厚度                15     S`$%C=a.  
箱座底凸缘厚度                25     "=1gA~T  
地脚螺钉直径                M24     "YaT1`Kr  
地脚螺钉数目        查手册        6     hz*T"HJ]t  
轴承旁联接螺栓直径                M12     QO^V@"N  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     Qj|rNeM_  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     T<"Bb[kH  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     (T%?@'\  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8    
< Sgc6>)  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 (Ldvx_
 
    22 OF03]2j7<|  
    18     Yxbg _RQm  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 drc-5{M  
    16     n_Qua|R  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     {Wi*B(  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     M[~{!0Uz g  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     j1A%LS;c_  
机盖，机座肋厚                9    8.5     J/Lf(;C_  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） = pn;b1=  
150（3轴）     `+rwx  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） Z,O*p,Gzn  
150（3轴）     T0Xm}i  
     kJpO0k9?eY  
11. 润滑密封设计 <b.p/uA  
Hqs!L`oW)  
    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. i1XRBC9  
    油的深度为H+ tH4q*\U
 
         H=30  =34 w^Yo)"6  
所以H+=30+34=64 1ANFhl(l  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 URs]S~tk  
     }I-nT!D'y  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 &a=78Z  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     8lzoiA_9  
    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 9TQVgkW  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 &l3(+4Sh  
     fLqjBG]<  
12.联轴器设计 !^&VZh
  
FR[I~unqD  
1.类型选择. pZ}B/j  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 Y!_{:2H8p  
2.载荷计算. 5!fOc]]Ow  
公称转矩：T=95509550333.5 iiQ q112`  
查课本,选取 y: x<`E=  
所以转矩   zWhj>Za  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
LXh}U>a9  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm rR :ZTfJs"  
%4),P(4N  
四、设计小结 J@2wPKh?Yp  
    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$?vIG[  
    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。 Er%&y  
五、参考资料目录 NLY=o@<  
[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； Yj1|]i5b  
[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； Vj9X6u}{  
[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?p_jI  
[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； N|$9v{ j_  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 ]t~.?)Ad+2  
[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； S'8+jY  
[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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