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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 ~85Pgb<  
                 \~bE|jWbj  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         o%\pI%  
                 JOJ? .H&su  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） f.&Y_G3a<  
Rw\S-z/  
目   录 Xm}~u?$3  
     >E`p@ e+  
一    课程设计书                            2 |lhVk\X  
v(2|n}qY  
二    设计要求                              2 DEkFmmw   
`CQMvX{  
三    设计步骤                              2 L(i*v5?  
     0qrsf!  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 -(fvb  
    2. 电动机的选择                                4 #D&]5"0cX  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 T5+iX`#M  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 yPqZ ,  
    5. 设计V带和带轮                              6 0cm+:  
    6. 齿轮的设计                                  8 30v 3C7o=  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 ;f7;U=gl,  
    8. 键联接设计                                  26 ,pz^8NJAI  
    9. 箱体结构的设计                              27 + B#3!  
    10.润滑密封设计                                30 9V=bV=4:  
    11.联轴器设计                                  30 n(#159pZ  
     Zom7yI  
四    设计小结                              31 3+2&@:$t  
五    参考资料                              32 k~st;FO  
$6X CHVx  
一. 课程设计书 YkKq}DXj  
设计课题: j&. MT@  
    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 (&G4@Vd  
表一: RqIic\aD  
         题号 yjbqby7  
/ 1jb8w'  
参数    1     u8Au `  
运输带工作拉力（kN）    1.5     Jyx6{O j  
运输带工作速度（m/s）    1.1     Q4_+3-g<7L  
卷筒直径（mm）    200     "s]c79t  
rI5)w_E?  
二. 设计要求 >~5>)yN_a1  
1.减速器装配图一张(A1)。 $#dPM*E  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ]&3UF?  
3.设计说明书一份。 |"Js iT  
 U'nz3  
三. 设计步骤 9LkP*$2"M<  
    1.  传动装置总体设计方案 zhDmZ  
    2.  电动机的选择 rZDlPp>BPZ  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 XQu~/{A=  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 m>gok0{pm  
    5.  “V”带轮的材料和结构 CqUK[#kW(  
    6.  齿轮的设计 Uu9\;f  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 V=}b>Jo2j  
    8、校核轴的疲劳强度 ^3Ni  
    9.  键联接设计 >Rw[x  
    10.  箱体结构设计 "$? f&*  
    11. 润滑密封设计 %p}_4+[;  
    12. 联轴器设计 mJu;B3@  
     W^W^5-'"D,  
1.传动装置总体设计方案: 6=kA  
> ln%3 =  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 oXg KuR  
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， Zi=Nr3b  
要求轴有较大的刚度。 j5ZeYcQ-  
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。 |\ j'Z0  
其传动方案如下： )DsC:cP  
        M$z.S0"  
图一:(传动装置总体设计图) <@}~Fp@  
n^|n6(EZ  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 LXaT_3 ;  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 s% "MaDz  
     传动装置的总效率 q&Sd+y&  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； 0(;d<u)fS  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， Us'm9 J  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， B~cQl  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 4!<8Dd  
]l>)Di#*o  
  2.电动机的选择 e%&2tf4  
EZz Ox(g  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， 1e*+k$-{  
    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， <8[BB7  
    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。 mvI[=e*  
     'H2TwSbIXI  
    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， K*Zf^g m  
     1@C0c%  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 u=feR0|8  
     a3 <D1"  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 W6D|Rr.q  
                                                  E)m{m$Hb  
6)m}e?D>  
方案    电动机型号    额定功率 w1/p wzn  
P \X5{>nNh  
kw    电动机转速 8*3<Erv  
    电动机重量 5Ya TE<G  
N    参考价格 |jV>  
元    传动装置的传动比     A^_BK(EY  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     s)#FqB8  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     )_OKw?Zi  
  /c~z(wv  
   中心高 S,m)yh.  
        外型尺寸 (7q!Z!2  
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     }<o.VY&;.  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     W XDl\*n  
&a%|L=FY  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 $*^Ms>Pa_  
YYHtd,0\+  
（1）       总传动比 40N8?kQ}?  
    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 D\]gIXg  
    （2）       分配传动装置传动比 `3^ *K/K\  
    ＝× D)XF@z;  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 *{8K b>D  
    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 VS<E?JnbFV  
4.计算传动装置的运动和动力参数 9S@PY_ms  
（1）　各轴转速 t\E#8  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min twU^ewO&  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min 7udMF3;>  
（2）　各轴输入功率 BB5(=n+  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW L6Ykv/V  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW a:Js i=  
    则各轴的输出功率：   N"/jn_>+j  
＝×0.98=2.989kW l=U@j T  
＝×0.98=2.929kW %mPIr4$Pg  
各轴输入转矩 )#z c$D^U  
   =××  N·m okJ+Yl.[?7  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· "S.5_@?  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m k'{'6JR  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m " l vPge  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m  {A]"/AC  
＝×0.98=242.86N·m 4%1sOnl  
运动和动力参数结果如下表 v{ Md4 p  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     bmVksi2b  
    输入    输出    输入    输出         ]#;;)K}>  
电动机轴        3.03        20.23    1440     T;qP"KWZ  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     t7tX<|aN  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     `z%f@/:fG  
.'JO7of  
5、“V”带轮的材料和结构 ms8de>A|H  
  确定V带的截型 yEyx.Mh.Af  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 ;rYL\`6L  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 `"zXf-qeE  
      V带截型      由图6-13                        B型 ^WQ.' G5Q  
   3maiBAOKz  
  确定V带轮的直径 .dX ^3  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm NpqMdd   
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s A@xa$!4}  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm 3 ha^NjE  
   fVx<f.xuW  
  确定中心距及V带基准长度 :["iBrFp  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 b HRH2Ss  
                          360<a<1030 gKoB)n<[  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm <VI.A" Qk~  
     ^N#B( F  
  初定V带基准长度 6U5L>sQ  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm 2\80S[f  
       =aZgq99  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm &7_xr.c7  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm 2#LTd{  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 9`  
   '4k l$I  
   确定V带的根数 UngDXD )  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw TtTp ,If  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 f Ne9as  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 5r)ndW,aN  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 xa#;<8 iV  
         Qc1NLU9:  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 LG3D3{H(.  
                             o;5 J=  
                       取Z=2 Em8q1P$tm>  
V带齿轮各设计参数附表 n4A_vz  
"IQ' (^-P  
各传动比 UW%zR5q  
8h"Val|qP  
    V带        齿轮     ZLm?8g6-  
    2.3        5.96     %;S T7  
  [Z~h!}  
2. 各轴转速n !YX$4_I  
    (r/min)        (r/min)     Kz>bfq7  
    626.09        105.05     <% #Dwo}  
<&JK5$l<X  
3. 各轴输入功率 P z OwKh>]  
    （kw）        （kw）     I)7STzlMj.  
    2.93       2.71     ybk~m  
-u+@5K;^Y  
4. 各轴输入转矩 T v'3.`aZ!  
    (kN·m)        (kN·m)     xAJ N(8?  
43.77        242.86     \tR](, /  
u}_,4J  
5. 带轮主要参数 AzFd#P  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         iM \3~3'  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     @ ;T|`Y=7  
带的根数z     $~)BO_;o  
    160        368        708        2232        B        2     ctg U  
]k+XL*]'A  
6.齿轮的设计 G-7!|&  
v=m!$~  
（一）齿轮传动的设计计算 ki|KtKAu_9  
/Z3 Mlm{  
齿轮材料，热处理及精度 QjT$.pU d  
    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 c_V^~hq  
    （1）       齿轮材料及热处理 zEM  c)  
       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 r_R( kns  
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 T'i^yd }*v  
      ② 齿轮精度 HpLCOY1-  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 sF. oZ>  
     {"v~1W)  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 ~,Y xUn8@  
按齿面接触强度设计 TA4>12C6  
:zA/~/Wo  
确定各参数的值: 2uSXC*Phz  
①试选=1.6 5r2A^<)  
选取区域系数 Z=2.433   z6'Cz}%EP'  
     6DkFIkS  
    则 ?.{SYaS  
    ②计算应力值环数 SI)QX\is8  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） hw 5NHZ I'  
    =1.4425×10h 8'sT zB]  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) kh4., \'  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 yN@3uYBF  
    ④齿轮的疲劳强度极限 ()}(3>O-  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: y -6{>P/  
    []==0.93×550=511.5 1j_gQ,'20  
oMNt676  
    []==0.96×450=432         s!IX3rz  
许用接触应力   kJ'rtz4QO  
         kuq&8f~!  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   :  I q  
         =1 /nq\*)S#&  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 Vb @lK~  
    =4.47×10N.m zi^?9n),  
    3.设计计算 N%f% U  
①小齿轮的分度圆直径d :kMF.9U:  
     L*6R5i>  
    =46.42 V|{\8&  2  
    ②计算圆周速度 =?3b3PZn  
    1.52 8P?p  
    ③计算齿宽b和模数 oBS m>V  
计算齿宽b {{r.?m#{  
       b==46.42mm " "@kBY1C  
计算摸数m !kxJ&VmeF  
  初选螺旋角=14 ;;|o+4Ob;  
    = ~dBx<  
    ④计算齿宽与高之比 eF"k"Ckt'  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 BHu%x|d  
=46.42/4.5 =10.32 g:fkM{"{  
⑤计算纵向重合度 un F=";9H  
=0.318=1.903 Nov)'2g7G  
⑥计算载荷系数K Ro@ =oyLE  
使用系数=1 nYnB WDnV  
根据,7级精度, 查课本得 oh0*bh  
动载系数K=1.07, vbh 5  
查课本K的计算公式: $L4h'(s  
K= +0.23×10×b j.ZXLe~  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 cx ~XG  
查课本得: K=1.35 cC*H.N  
查课本得: K==1.2 7>V*gV?v  
故载荷系数: H?_wsh4J  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 i+Lqj  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 w{WEYS  
    d=d=50.64 8|{d1dy  
    ⑧计算模数 :V0sKg|sS  
    = #F=!g?  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 5S*aZ1t18  
    由弯曲强度的设计公式 n_{az{~  
    ≥ l*w*e.ezQ  
D JZ$M  
⑴   确定公式内各计算数值 nN2huNTf:  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m >} E  
         确定齿数z S}P rgw/  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 [X 9zrGHt  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 &Nw[J5-"k  
    Δi＝0.032％5％，允许 gtnu/ Q  
    ②      计算当量齿数 I8/tD|3  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  W)<t7q+  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 g3 opN>W  
    ③       初选齿宽系数 [(2XL"4D  
     按对称布置，由表查得＝1 OH13@k  
    ④       初选螺旋角 KPAvNM  
    初定螺旋角 ＝14 9>@Vk vpY  
    ⑤       载荷系数K Vb)NWXmyu  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 M0$_x~  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y DB+oCE<.#  
    查得: l<;~sag  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 q?qH7={,eu  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 =gB8(1g8  
     )x<BeD  
    ⑦       重合度系数Y j[A:So  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 ^'n;W<\p)  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 B- D&1gO  
＝14.07609 S%j W} v';  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 &O5O@3:7]  
    ⑧       螺旋角系数Y U4[GA4DZ   
 轴向重合度 ＝1.675, q8!]x-5$6j  
    Y＝1－＝0.82 hEFOT]P4  
     fDRG+/q(+  
    ⑨       计算大小齿轮的 8#w%qij  
 安全系数由表查得S＝1.25 BV6B:=E0  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 Ciy%7_~\  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 y'!"GrbZ  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 &smZ;yb|'h  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   e$Mvl=NYp\  
    小齿轮     大齿轮 T!I3.  
pekNBq Wm  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: [C\B2iU7_M  
    K=0.86        K=0.93   [FZq'E"87  
-Jf}3$Ra  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 f40OVT@g  
      []= ^#XQ2UN  
      []= H>Ucmd;ay  
       OIIA^QyV  
       .K]Uk/W  
        大齿轮的数值大.选用. :cf#Tpq"  
     ?E<9H/  
⑵   设计计算 ^wD`sj<Qg  
     计算模数 !b=W>5h  
=ym<yI<  
!zsrORF{  
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: /=T:W*C  
UmArl)R/  
z==24.57  取z=25 T2n3g|4  
F+ 7*SImv6  
那么z=5.96×25=149           {VXucGI|  
  Uy.ihh$I-  
②   几何尺寸计算 -L<FVB  
    计算中心距     a===147.2 ?bpV dm!  
将中心距圆整为110 Wffz&pR8  
1=,y +Xpw  
按圆整后的中心距修正螺旋角 wFMw&=j  
Zu<S<??Jf  
=arccos #WJ*)$A@&  
EqGpo_  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. J7qTE8W=  
2[;~@n1P  
计算大.小齿轮的分度圆直径 <s7cCpUFP  
     oh@Ha?  
    d==42.4 !{{gL=_@  
r6R@"1/  
d==252.5 X# /c7w-  
7>f"4r_r6<  
计算齿轮宽度 ?20R\ ]U  
?;H}5>^8P  
B= bdY:-8!3  
?D6|~k i  
圆整的       d S'J@e=#  
Nu OxEyC  
                                            大齿轮如上图： 9e c},~(  
IibYGF  
+ ~5P7dh6  
?3 k_YN"  
7.传动轴承和传动轴的设计 ?Pa(e)8\  
6Ol9P56j  
1.  传动轴承的设计 vj 344B  
VX82n,'=t  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 kN78j  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min N>,`TsUwW  
T1=43.77kn．m pkae91  
⑵.  求作用在齿轮上的力 #9Jr?K43  
    已知小齿轮的分度圆直径为 !_QT{H  
        d1=42.4 HsUh5;  
而  F= .}v" `>x  
     F= F ."=%]l 0  
z#ki# o  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N q*|Alrm  
d6 ef)mw  
G}^=(,jl  
<nN.$4~X  
⑶.   初步确定轴的最小直径 $A-X3d;'\/  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 @4D{lb"{  
u '/)l}  
0 p ?AL=  
             HKJBR)T  
     从动轴的设计 xO Aq!,|V  
       zSQy  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， DyCzRkH  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M QnD8L.Dg  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 ^/#G,MxNy  
    已知大齿轮的分度圆直径为 4xr^4\ lk  
        d2=252.5 zfv@<'  
而  F= kY'Wf`y(  
     F= F FRZ]E)9Z]b  
VQ| {Q}  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N !C05;x8{  
\U]K!K=  
@$n $f  
t@9-LYbL  
⑶.   初步确定轴的最小直径 & ]] l0B  
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 =CRptk6tS  
.ex;4( -!  
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 =g! Pw]  
查表,选取 R"V90bCf  
zMu9A|  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 $b1>,d'oz  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 |xcC'1WU  
gqy>;A:kO  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 H~nX! sO  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 05T?c{ ;  
2m:K %Em6u  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. W/xPVmnV  
1h?ve,$  
            D        B                轴承代号     A1-,b.Ni  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     xZ P SUEG  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     J ( d[05x0  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     9!Q ZuZY  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     b7dsi|Yo  
8I RKCuV  
     X"+p=PGZK  
qz]qG=wmL  
     \f? K74  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 =3QhGFd  
    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 cW~I3  
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.     IiqqdU]  
BLt58LYGX  
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. B os`+Y  
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, cMZy~>  
高速齿轮轮毂长L=50,则 q%])dZ!lE  
/X.zt `  
L=16+16+16+8+8=64 Od~uYOL/B  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. V&:x+swt  
qS @3:R  
5.    求轴上的载荷   heou\;GI"  
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, fEXFnQ#  
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. n4S`k%CI  
y!P!Fif'  
C0N}B1-MU  
trwQ@7  
ZBpcC0 z  
1bQO:n):~  
<hCO-r#  
?[zw5fUDS  
uq s   
     4h|*r !  
gR# k'   
传动轴总体设计结构图: 4x[_lsj   
     7:?\1 a  
                             ik o>G  
:Q=y'<  
                             (主动轴) EGt 50  
z~vcwiYAP  
"[?DS  
        从动轴的载荷分析图: jOzXyDq  
m8{8r>6*  
6.     校核轴的强度 ptT-{vG  
根据 T.;{f{  
== iKrk?B<  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 2H.g!( Oza  
查表15-1得[]=60MP i,<'AL )  
〈 []    此轴合理安全 1Y$%| `  
bl a`B=r  
8、校核轴的疲劳强度. e`g+Jf`AT  
⑴.   判断危险截面 |8CxMs  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. }wiyEVAh{  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 3#t#NW*e  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 8b'@_s!_  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 ,M{G X  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 uOzoE_i  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 Qf^c}!I  
截面上的弯曲应力 rIFW1`N}i  
v2rO>NY4  
截面上的扭转应力 ^PNDxtd|v  
== a`xAk ^w+  
轴的材料为45钢。调质处理。 o=7,U/{D!  
由课本得： d~~, 5E  
           vx($o9  
因             N`efLOMl]  
经插入后得 (o B4*  
2.0         =1.31 zJy=1r  
轴性系数为 8k-]u3  
       =0.85 q( ~rk  
K=1+=1.82 !Ea >tQ|  
    K=1+（-1）=1.26 ;G8H' gM07  
所以                ]Pe>T&  
Z C01MDIY  
综合系数为：    K=2.8 _?O'A"  
K=1.62 K\9CW%W  
碳钢的特性系数        取0.1 kqih`E9P7B  
   取0.05 nQOdM#dP  
安全系数 \:{K",2  
S=25.13 2 G_KTYJ  
S13.71 H@@ 4n%MK  
≥S=1.5    所以它是安全的 ow9a^|@a  
截面Ⅳ右侧 Wrb[\ ?-  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 ds!n l1  
}ZVond$y4  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000  cX C[O  
sPZwA0%  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 #<[&Lw  
$]_SPu  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 *]U`]!Esp  
截面上的弯曲应力   l,h`YIy  
截面上的扭转应力 R&(OWF;~,  
==K= JS ^Cc  
    K= {p1`[R&n#  
所以                 AA[1[  
综合系数为： w~v6=^  
K=2.8    K=1.62 nu+K N,3R"  
碳钢的特性系数 8WQ#)  
    取0.1       取0.05 }UsH#!9.  
安全系数 Q /?`);  
S=25.13 QGfwvFm  
S13.71 E<+ G5j  
≥S=1.5    所以它是安全的 8%B_nVc  
ben-<3r  
9.键的设计和计算 ,zx{RDI  
<rgK}&q  
①选择键联接的类型和尺寸 >&;J/ME  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. ,e'm@d$Q*  
根据    d=55    d=65 SeXgBbGAne  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 PI%l  
                     b=20     h=12     =50 t'eu>a1D  
[ K/l;Zd  
②校和键联接的强度 ho{%7\  
  查表6-2得      []=110MP 'e]>lRZ  
工作长度  36-16=20 qX\85dPn@}  
    50-20=30 u~uz=Yse  
③键与轮毂键槽的接触高度 q]: 72+  
     K=0.5 h=5 5r 4~vK  
    K=0.5 h=6 z{OL+-OY  
    由式（6-1）得： c\o_U9=n  
           ＜[] Yf9E0po  
           ＜[] p35)K5V  
    两者都合适 K>.}>)0  
    取键标记为： QDYuJ&!h  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 v[uVAbfQ  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 fpQFNV  
10、箱体结构的设计 5lHt~hB\  
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-uj0"r`  
大端盖分机体采用配合. gD)M7`4  
iWjNK"W  
1.   机体有足够的刚度 l=XZBe*[g'  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 Ao ?b1VYy/  
i5le0lM  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 c`3`}&g#  
16Ka>=G  
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 X~VI}dJ  
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 0O'M^[=d.8  
yWZ_  
3.   机体结构有良好的工艺性. >(H:eRKq  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. <$?#P#A  
[7.Num_L  
4.   对附件设计 ASi2;Q_{_  
A  视孔盖和窥视孔 E7h@Y~bNhW  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 Ynf "g#(  
B  油螺塞： ^NU_Tp:2^  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 *<cRQfA1  
C  油标： fIpS P@$<  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 4S 4MQ  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. e^q^ AP+*  
66>X$nx(z  
D  通气孔： QyTN  V  
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. /[Fk>Vhp  
E  盖螺钉： 8HLL3H0  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 )2"g)9!  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. m %+'St|qr  
F  位销： 2UYtEJ(?`{  
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. hO> q|+mC  
G  吊钩： AUF[hzA  
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. $G0e1)D  
%6fnL~ A  
减速器机体结构尺寸如下： !8|r$mN8  
.sit5BX  
名称    符号    计算公式    结果     5D/Td#T04  
箱座壁厚                10     8?L-3/  
箱盖壁厚                9     81#x/&E]  
箱盖凸缘厚度                12     $H@   
箱座凸缘厚度                15     hs+)a%A3G  
箱座底凸缘厚度                25     4 w*m]D{  
地脚螺钉直径                M24     p?Ux1S  
地脚螺钉数目        查手册        6     ]+pE1-p\  
轴承旁联接螺栓直径                M12     =4x6v<  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     :twp95{R1  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     y /8iEs  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     nO`[C=|  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     &/' O?HWl  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 8}[<3K%*g  
    22 ,>(X}Q  
    18     2@_3V_  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 (@T{ [\  
    16     JK{2 hr_a  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     #bGYHN  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     ZiKO|U@/  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     B;Z _'.i,d  
机盖，机座肋厚                9    8.5     %eHr^j~w$  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） [Ti ' X#  
150（3轴）     ~<IQe-Q 5  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） @CR<&^s5V  
150（3轴）     Z 5 .cfI[  
     , =*^XlO=c  
11. 润滑密封设计 kN<;*jHV  
,lCFe0>k!=  
    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. #WDpiV7B  
    油的深度为H+ "9c!p  
         H=30  =34 fUq}dAs*K  
所以H+=30+34=64 GdScYAC   
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 hms Aim9i  
     y4n~gTo(?  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 F-~Xbz%  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     IO?a.L:6U  
    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 #EKnjh=Uq  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 p8s%bPjK  
     .d#Hh&jj  
12.联轴器设计 o2YHT \P n  
01aw+o  
1.类型选择. ~h+B&F+5  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 &QH mo*  
2.载荷计算. us8ce+  
公称转矩：T=95509550333.5 V~.SgbLc  
查课本,选取 (Ze\<Y#cv  
所以转矩   [m x}n+~  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 Iw$T'I+4W  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm kd p*6ynD  
)=N.z6?  
四、设计小结 ~Wm'~y>  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 URh5ajoR%  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 Ra~:O\Z  
五、参考资料目录 sdewz(xskj  
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； f .h$jyp(  
[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； s.Mrd~(Drz  
[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； b?9'-hK<  
[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； >X>]QMfh  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 2<2a3'pG  
[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； 4g.S!-H@R  
[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？ jm |zn  
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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