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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 #"-_~  
                 !B Pm{_C  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         \h'7[vkr  
                 X[h{g`  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） ahg P"Qz  
ZgEV-.>P  
目   录 @ ,oc%m  
     NpGi3>5  
一    课程设计书                            2 qery|0W  
k(RKAFjY  
二    设计要求                              2 >[wxZ5))  
k'%yvlv  
三    设计步骤                              2 [nHN@ p|  
     KKk~vwW  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 u\ 7Y_`8  
    2. 电动机的选择                                4 `#iL'ND[  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 07>m*1G  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 +mBS&FK  
    5. 设计V带和带轮                              6 c*\i%I#f2  
    6. 齿轮的设计                                  8 "gNi}dB<]  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 %|+aI?  
    8. 键联接设计                                  26 ^|oI^"I Q=  
    9. 箱体结构的设计                              27 )6%*=-  
    10.润滑密封设计                                30 Jq)k5X>&Sj  
    11.联轴器设计                                  30 X,+a 6F  
     *2/qm:gB  
四    设计小结                              31 +fY@q ,`  
五    参考资料                              32 [@/p 8I  
Y>3zpeQ!&  
一. 课程设计书 +a,#BSt  
设计课题: wM[Z 0*K  
    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 ,5<AV K-#Q  
表一: *VXx\&  
         题号 bx2<WdLyT  
PdVY tK%  
参数    1     Q'jGNWep  
运输带工作拉力（kN）    1.5     6H2Bf*i  
运输带工作速度（m/s）    1.1     v$@1q9 5J  
卷筒直径（mm）    200     8h)7K/!\  
sK W~+ ]  
二. 设计要求 4xT /8>v2|  
1.减速器装配图一张(A1)。 [bKc5qp  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 kK4+K74B  
3.设计说明书一份。 1F>8#+B/W  
ye(av&Hn  
三. 设计步骤 z2Wblh"_  
    1.  传动装置总体设计方案 ;=@O.iF;H  
    2.  电动机的选择 4sSw7`  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 %I`'it2d  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 zQO 1%g  
    5.  “V”带轮的材料和结构 Ar~<l2,{r  
    6.  齿轮的设计 a5m[ N'kah  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 QsPg4y3?D  
    8、校核轴的疲劳强度 x(Uv>k~i}  
    9.  键联接设计 s+_8U}R  
    10.  箱体结构设计 qYVeFSS  
    11. 润滑密封设计 2s,cyCw&  
    12. 联轴器设计 z@ZI$.w  
     \;_tXb}F  
1.传动装置总体设计方案: "x]7 et,  
' xaPahx;  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 W,,3@:  
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， 2h<_?GM\s  
要求轴有较大的刚度。 q},,[t  
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。 ,hJx3g5#n  
其传动方案如下： (gE<`b  
        7Q'u>o  
图一:(传动装置总体设计图) 3&E@#I^] ,  
*C|*{!  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 vMX\q  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 +B8oW3v# )  
     传动装置的总效率 U7/ =| Z  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； im+g |9@%  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， gkTwGI+w  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， ;H8`^;  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 -/B*\X[  
\Js*>xA  
  2.电动机的选择 t{s>B]i^_w  
xh<{lZ)KJ  
    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， ~#so4<A`3  
    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， OhaoLmA}6  
    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。 -f:PgBj  
     WC_U'nTu4  
    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， `tT7&*Os  
     !jEV75  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 ">8oF.A^  
     mW[w4J+7P  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 Ed;!A(64r  
                                                  =d~pr:.F  
MUtM^uY  
方案    电动机型号    额定功率 9T$%^H9  
P e{4e<hd  
kw    电动机转速 pwSkwJ]  
    电动机重量 )eSQce7H  
N    参考价格 2RqV\Jik  
元    传动装置的传动比     mo4F\$2N  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     *\iXU//^)  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     ,G?Kb#  
  c9nv=?/}f  
   中心高 v13\y^t  
        外型尺寸 d7&d FvG  
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     i 8cmT+}>  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     $%&OaAg  
m,6u+Z ,  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 ox.kL  
-!T24/l  
（1）       总传动比 j+lcj&V#  
    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  C !v%6[  
    （2）       分配传动装置传动比 cj2^wmkB  
    ＝×  9,tk  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 /UR;,ts  
    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 09Q5gal  
4.计算传动装置的运动和动力参数 w JgH15oB  
（1）　各轴转速 !-SI &qy  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min \|]+sQWQ  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min 7;6'=0(  
（2）　各轴输入功率 Y2ON!Rno  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW <O-R  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 4`V&Yqwl  
    则各轴的输出功率：   "9vL+Hh  
＝×0.98=2.989kW d[H`Fe6h  
＝×0.98=2.929kW x>4p6H{]0'  
各轴输入转矩 hv|-`}#0  
   =××  N·m @L607[!?  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· '['x'G50  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ]_!NmB_3  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m =yJV8%pa  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m d,'gh4C  
＝×0.98=242.86N·m 2>CR]  
运动和动力参数结果如下表 SFEDR?s   
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ]R09-s 0$7  
    输入    输出    输入    输出         5VVU%STP  
电动机轴        3.03        20.23    1440     /;y`6WG%2  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     ~e]l  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     }-Nc}%5  
qsQTJlq)  
5、“V”带轮的材料和结构 AOqL&z  
  确定V带的截型 .F _u/"**  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 x'Nc}  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 0uGTc[^^M  
      V带截型      由图6-13                        B型 3^)c5kcI  
   BryD?/}P)M  
  确定V带轮的直径 @!!5el {  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm `Xi)';p  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s !"F8jA}  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm }1a(*s,s-^  
   i8*(J-M  
  确定中心距及V带基准长度 s,|v,,<+  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 eG dFupfz  
                          360<a<1030 r. rzU  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm +QSH*(,  
     ) 2jH&}K  
  初定V带基准长度 fNrpYR X  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm v>j<ky   
       @RdNAP_6  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm x%dVD  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm \SJX;7 ST  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 6OtNWbB  
   a]8W32  
   确定V带的根数 kH[thR k}  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw A=D G+z''  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 *~UK5Brf1  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 #!(2@N8  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 =[TXH^.0  
         >@Na6BH5v  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 x|Ms2.!  
                             M~9IL\J^G  
                       取Z=2 VAdUd {  
V带齿轮各设计参数附表 i\K88B&24  
F*4G@)  
各传动比 2UBAk')O}  
Gy'/)}}Z  
    V带        齿轮     raMtTL+  
    2.3        5.96     Izfq`zS+\s  
  vhU#<59a1  
2. 各轴转速n ?uF3Q)rCk  
    (r/min)        (r/min)     {{ 1qk G9$  
    626.09        105.05     Z3X9-_g  
OskQ[ e0  
3. 各轴输入功率 P E7<l^/<2S+  
    （kw）        （kw）     1b2xWzpG  
    2.93       2.71     _akpW  
K8v@)  
4. 各轴输入转矩 T "2"2qZ*h}  
    (kN·m)        (kN·m)     @~i : 8  
43.77        242.86     ;;432^jD  
r;"Qu  
5. 带轮主要参数 J[\8:qE  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         k+eeVy  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     h~Z:YY)4  
带的根数z     C&.Q|S2_  
    160        368        708        2232        B        2     fV!~SX6S  
YgQb(umK  
6.齿轮的设计 TO/SiOd  
`mS0]/AV/  
（一）齿轮传动的设计计算  qt. =  
tYhNr  
齿轮材料，热处理及精度 tSTl#xy  
    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 H_u%e*W  
    （1）       齿轮材料及热处理 Ol8Yf.e_  
       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 @M(+YCi:e@  
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 PJ)d5D%T  
      ② 齿轮精度 :SN/fY  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ERfSJ  
     5^N` ~  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 22EI`}"J  
按齿面接触强度设计 8HWEObRY  
NLev(B:OQH  
确定各参数的值: C]krJse@  
①试选=1.6 2=n,{rkmj%  
选取区域系数 Z=2.433   <07~EP  
      &/)To  
    则 Ge*N%=MX 8  
    ②计算应力值环数 sGGi7 %  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） 8y]{I^z}  
    =1.4425×10h 1 @q"rPE^  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 0BP=SCi  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 F^!_!V B  
    ④齿轮的疲劳强度极限 E$4Ik.k  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: lt{"N'Gw6  
    []==0.93×550=511.5 pH396GFIW  
R1Q~UX]d=  
    []==0.96×450=432         q)RTy|NJ^  
许用接触应力   Nbt.y 'd  
         z[]8"C=  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   vZ|Wj] ;o  
         =1 n7bML?f'  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 /,+&O#SX  
    =4.47×10N.m `Oe}OSxnT  
    3.设计计算 I:] Pd  
①小齿轮的分度圆直径d &[[Hfs2:-]  
     PC& (1kJ  
    =46.42 (_Rl f$D  
    ②计算圆周速度 S|_"~Nd=  
    1.52 KtaoU2s  
    ③计算齿宽b和模数 b2hXFwPe  
计算齿宽b S\6.vw!'  
       b==46.42mm GO6uQ};  
计算摸数m  *,e `.  
  初选螺旋角=14 vk3C&!M<a  
    = K^c%$n:}+  
    ④计算齿宽与高之比 35~1$uRA  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 w[/m:R?eX  
=46.42/4.5 =10.32 <a& $D  
⑤计算纵向重合度 [9~6, ;6  
=0.318=1.903 d-B,)$zE  
⑥计算载荷系数K y~py+:_  
使用系数=1 uL=FK  
根据,7级精度, 查课本得 mz3Dt>  
动载系数K=1.07, W>E|Iv[o  
查课本K的计算公式: t0 )XdIl8  
K= +0.23×10×b 4l_~-Peh  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 R(#ZaFuo[  
查课本得: K=1.35 f+4j ^y}  
查课本得: K==1.2 Rrp-SR?O  
故载荷系数: jR^_1bu  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 KH9D},  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 ' -rRD\"q  
    d=d=50.64 XK/bE35%^!  
    ⑧计算模数 WdTia o,r  
    = .-cx9&  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 d{(NeTs  
    由弯曲强度的设计公式 KKNQ+'?  
    ≥ B5!|L)7>{p  
luCwP  
⑴   确定公式内各计算数值 T!t9`I0Zz  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m ; r95i1a'  
         确定齿数z C]ef `5NR]  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 ulNMqz\.  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 QJU\YH%}  
    Δi＝0.032％5％，允许 u56WB9Z  
    ②      计算当量齿数 {,e-; 2q  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  1F{,Zr  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 \W"p<oo|H  
    ③       初选齿宽系数 (vwKC D&  
     按对称布置，由表查得＝1 B;J8^esypD  
    ④       初选螺旋角 4ms"mIt  
    初定螺旋角 ＝14 e}TDo`q  
    ⑤       载荷系数K uMK8V_p*?  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 .hK:-q,  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y m[Cp G=32B  
    查得: Xt$Y&Ho  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 M^.>UZKyl  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 .:B;%*  
     6K5mMu#4  
    ⑦       重合度系数Y wfQImCZ>l  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 FR6 PY  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 LMI7Ih;  
＝14.07609 PySFhb@  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 QQ./!   
    ⑧       螺旋角系数Y axz.[L_elB  
 轴向重合度 ＝1.675, yhd]s0(!  
    Y＝1－＝0.82 9~4@AGL  
     cs*"9nKl  
    ⑨       计算大小齿轮的 TPNKvv!s  
 安全系数由表查得S＝1.25 &M6Zsmo  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 tiF-lq  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 \/R $p  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 H}g p`YW:4  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   ;e6- *  
    小齿轮     大齿轮 RSup_4A  
/?u]Fj  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: Qn)AS1pL+  
    K=0.86        K=0.93   N,4hh?  
W:O p\  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 +nL#c{  
      []= DC2[g9S>8@  
      []= Hh* KcIRX  
       q$'[&&_  
       L$v<t/W  
        大齿轮的数值大.选用. bRK\Tua 6  
     r\FduyOXv  
⑵   设计计算 j8;Uny9  
     计算模数 i'[! 'HY  
Ht|"91ZC5  
$ J!PSF8PL  
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: ~"r(PCa@  
3)hQT-)  
z==24.57  取z=25 )C0d*T0i  
2Mj_wc   
那么z=5.96×25=149           b;5 M$  
  GIhFOK  
②   几何尺寸计算 m |Sf'5fK  
    计算中心距     a===147.2 RM>A9nv$\  
将中心距圆整为110 $f+cd8j?o  
>.-4CJ])d  
按圆整后的中心距修正螺旋角 @?bY,  
]rji]4s  
=arccos .z^O y_S{  
DC0O N`  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. g1@rY0O  
pRA%07?W  
计算大.小齿轮的分度圆直径 RV%)~S@!R  
     RSCQ`.  
    d==42.4 |\W~+}'g~  
F:8@ ]tA&  
d==252.5 Xq}}T%jcd  
~ /rKKc  
计算齿轮宽度 ahFK^ #s  
iqKs:v@+x  
B= JH*fxG  
]d.e(yCuE  
圆整的       B_>r|^Vh  
_}.WRFIJ@L  
                                            大齿轮如上图： C9*[/|T  
LuVL <W  
3Pvz57z{  
M5 ^qc  
7.传动轴承和传动轴的设计 G+<id1  
|-z"6F r-  
1.  传动轴承的设计 \{v-Xe&d^  
Adgfo)X5  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 Y7;=\/SV  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min x<PJ5G L  
T1=43.77kn．m yT[=!M  
⑵.  求作用在齿轮上的力 I]BhkJ  
    已知小齿轮的分度圆直径为 p!DOc8a.\e  
        d1=42.4 ^fmuBe}d{  
而  F= eKf5orN  
     F= F w+a5/i@  
ElKMd  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N p3e=~{v*  
T8d=@8g,%  
_%#Uh#7P$  
n%Oq"`w4  
⑶.   初步确定轴的最小直径 M*D@zb0ia  
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 %,e,KcP'  
`qRyh}Ax"  
1L?d/j  
             A (H2Gt D  
     从动轴的设计 u=Xpu,q  
       `ZT/lB`  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， A5Q4wy`  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M m#4h5_N  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 }<&?t;  
    已知大齿轮的分度圆直径为 .[Qi4jm>`  
        d2=252.5 CeM%?fr5  
而  F= tH#t8Tq5x  
     F= F { ft |*  
j8aH*K-l{  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N #g'j0N  
<p-@XzyE  
5K-,k^T}  
.{|SKhXk  
⑶.   初步确定轴的最小直径 %(]B1Zg6,  
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 c6AwO?x/  
C|[x],JCS  
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 w9n0p0xr<  
查表,选取 Ya(3Z_f+VZ  
eu":\ks  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 <":83RCS  
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 8kvA^r`  
1/&^~'  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 IZ87Px>zL  
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  。 reM~q-M~o@  
Y*{5'q+2  
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. G~ LQM  
{Ppb ;  
            D        B                轴承代号     6/T/A+u  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     P1Eg%Y6  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     m(D-?mhL  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     @(+\*]?^&  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     Br.UN~q  
gZBKe!@a|  
     v#`>  
At !:d3  
     .}T-R?  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 Q laoa)d#  
    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, .v+ W>  
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.     u J]uz%  
'Yh`B8  
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. 06Q9X!xD  
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, UZmo?&y  
高速齿轮轮毂长L=50,则 j5A>aj  
fEiNHVx  
L=16+16+16+8+8=64 IKaW],sr#  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. K9yZG  
aof'shS8  
5.    求轴上的载荷   g9NE>n(3  
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, eu~ u-}.  
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. :ln?PT  
>< P<k&  
W]_a_5  
_wX(OB  
~)[ pL(4  
y>#kT  
og~a*my3  
G l2WbY  
!%DE(E*'(  
     _a|g >  
G N=8;Kq%  
传动轴总体设计结构图: qR_Np5nHF  
     >n(dyU@  
                             t F 7u-  
U2tgBF?)A  
                             (主动轴) uEG4^  
nEW.Y33  
F 9d6#~  
        从动轴的载荷分析图: ~66v.`K!  
5w{U/v$Z  
6.     校核轴的强度 [dUAb  
根据 A$n.'*gK  
== 3)9e-@  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 .*xO/pn  
查表15-1得[]=60MP  vILB$%I  
〈 []    此轴合理安全 49O_A[(d  
"u&7Y:)^wr  
8、校核轴的疲劳强度. x\yr~$}(J  
⑴.   判断危险截面 o4@d,uIw^  
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. Ag*?>I  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 |9Yx`_DF  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 2PUB@B' +  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 vpOGyvI  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 6W3."};  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 ygX!'evY  
截面上的弯曲应力 6#Y]^%?uy  
n "^rS}Y]  
截面上的扭转应力 }H saJ=1U  
== w(X}  
轴的材料为45钢。调质处理。 6 b?K-)kL  
由课本得： &B=z*m  
           zV;NRf) 9.  
因             6 OvH"/X4  
经插入后得 HU|qeSyel  
2.0         =1.31  | z_av  
轴性系数为 B# .xs>{N  
       =0.85 mo= @Zt  
K=1+=1.82 (!0_s48f  
    K=1+（-1）=1.26 UEm4):/}  
所以               Z![#Uz.z  
)te_ <W  
综合系数为：    K=2.8 @{Fa=".Ch  
K=1.62 u`oJ3mS;  
碳钢的特性系数        取0.1 xG Y!r"[  
   取0.05 I$)9T^Ra  
安全系数 SrOv* D3  
S=25.13 ^h#A7 g  
S13.71 cIkA ~F  
≥S=1.5    所以它是安全的  2t  
截面Ⅳ右侧 V\FlKC   
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 a8%T*mk(  
A)d0Z6G`  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 O8rd*+  
{l_D+B;  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 @T.F/Pjhc  
g u' +kw  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 3W.D^^)eCV  
截面上的弯曲应力   *laFG <;  
截面上的扭转应力 t*6C?zEAU  
==K= >s,*=a  
    K= '=Jz}F <  
所以                 2"P1I  
综合系数为： R iV]SgV 9  
K=2.8    K=1.62 YYkgm:[  
碳钢的特性系数 5"q{b1  
    取0.1       取0.05 ;;U&mhz`  
安全系数 !ueh%V Ky  
S=25.13 =FFs8&PKys  
S13.71 b+Vlq7Bc  
≥S=1.5    所以它是安全的 4xFAFK~lx  
XoMgb DC  
9.键的设计和计算 R\$6_  
5VfpeA `  
①选择键联接的类型和尺寸 _nw\ac#*  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. {c&9}u$e  
根据    d=55    d=65 x0TE+rf5   
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 =umF C[. W  
                     b=20     h=12     =50 6e}T zc\@(  
(ueH@A"9;  
②校和键联接的强度 gKIN* Od  
  查表6-2得      []=110MP G~Y#l@8M+  
工作长度  36-16=20 R9+f^o` W  
    50-20=30 >S?7-2X  
③键与轮毂键槽的接触高度 jd 8g0^  
     K=0.5 h=5 % %2~%FVb  
    K=0.5 h=6 *S Z]xrs  
    由式（6-1）得： jar?"o  
           ＜[] _tO2PI L@Z  
           ＜[] n4ti{-^4|d  
    两者都合适 T16B2|C"Y  
    取键标记为： xrJ0  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 ?C6`  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 8R;E+B{  
10、箱体结构的设计 dsb z\w3:  
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， Ew9 MWlk  
大端盖分机体采用配合. 2b :I .  
mj y+_  
1.   机体有足够的刚度 *I9G"R8  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 0E&XD&D  
!}xRwkN  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 7G_lGV_  
D,uT#P  
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 %';DBozZ   
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 wKz*)C  
H{Na'_sL  
3.   机体结构有良好的工艺性. !|Y&h0e  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. F0Z cV>j}  
%5(v'/dQ  
4.   对附件设计 '9|R7  
A  视孔盖和窥视孔 k_%maJkXp  
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 [{_K[5i  
B  油螺塞： )#Y:Bj7H@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。 Mz6|#P}.s  
C  油标： 8@I.\u)0  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 6r,zOs-I]  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. aII:Pzh]B  
Y[fbmn^  
D  通气孔： +Nka,C^O"  
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. @(rLn  
E  盖螺钉： P`M1sON~  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 tLx8}@X"  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. 'zTa]y]a  
F  位销： 6[>Zy)P  
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. E __A1j*gd  
G  吊钩： #DH eEE  
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'v UxOAo  
3-2?mV>5  
减速器机体结构尺寸如下： !myF_cv}'  
c1_?Z  
名称    符号    计算公式    结果     gr$H?|n l  
箱座壁厚                10     O,KlZf_B  
箱盖壁厚                9     UX<0/"0h  
箱盖凸缘厚度                12     gH/k}M7tA#  
箱座凸缘厚度                15     &oiBMk`*  
箱座底凸缘厚度                25     |n&EbOmgf  
地脚螺钉直径                M24     *yA. D?  
地脚螺钉数目        查手册        6     .'N#qs_  
轴承旁联接螺栓直径                M12     v_@&#!u`  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     px_%5^zRQ  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     1Aa=&B2  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     u\G\KASUK%  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     &]/.=J  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 rx;zd?  
    22 OAz -w  
    18     #Y<b'7yJ  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 aMjCqu05  
    16     eM`"$xc Oe  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     N DV_/BI  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     %5H>tG`]   
齿轮端面与内机壁距离        >        10     .](s\6'  
机盖，机座肋厚                9    8.5     ZCVN+::Y  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） ]7{-HuQ8>}  
150（3轴）     ;rH@>VrR  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） bwh.ekf8  
150（3轴）     tMy@'nj  
     b%,`;hy{  
11. 润滑密封设计 V]9 ?9-r  
Q}jl1dIq  
    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. :!Tb/1  
    油的深度为H+ nS1 D&;#Y  
         H=30  =34 %@FTg$  
所以H+=30+34=64 1%6}m`3  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 pc%_:>  
     RA+k/2]y!  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 ?wx|n_3<:  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     }KHdlhD  
    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 %fz!'C_4  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 #yVY! +A  
     1jozM"H7Q  
12.联轴器设计 z7J2O  
bXiT}5mJU  
1.类型选择. Sf\mg4,  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 <&rvv4*H  
2.载荷计算. /P0%4aWu=  
公称转矩：T=95509550333.5 pJ5Sxgv{;  
查课本,选取 `D%bZ%25c  
所以转矩   ,#r>#fi0  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 L[*Xrp;/&  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm dLm~]V3  
.r?-O{2t  
四、设计小结 ZOG6  
    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。 j>Htaa  
    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。 puz~Rfn#*  
五、参考资料目录 u#Qd `@p  
[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； ?c^0%Op  
[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； 9_F2nmEv  
[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； l7P~_X_)"  
[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； kGMI ?  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 GRb"jF>ut  
[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； (;'?56  
[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？ 41WnKz9c  
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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