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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 J]=2] oI2  
                 I8]q~Q<-P  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         y9@DlK  
                 tG"lI/  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） uJX(s6["=  
w*3DIVlxL  
目   录 1qgzb  
     ?\J.Tv $$$  
一    课程设计书                            2 }ippi6b:r  
FhyA_U%/nF  
二    设计要求                              2 `;OEdeAM  
R2%>y5dD  
三    设计步骤                              2 4-dV%DgC  
     R{hq1-  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 U}]uPvu  
    2. 电动机的选择                                4 G'\x9%  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 6d% |yl  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 )b_ GKA `  
    5. 设计V带和带轮                              6 h+!   
    6. 齿轮的设计                                  8 _);;@T  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 9}TQ u0  
    8. 键联接设计                                  26 lbg^ 2|o~~  
    9. 箱体结构的设计                              27 iOO1\9{@  
    10.润滑密封设计                                30 ji~P?5(:  
    11.联轴器设计                                  30 ?7:?OX  
     .!&S{;Vv?W  
四    设计小结                              31 "~uo4n~H  
五    参考资料                              32 [61T$.  
\a|bx4M  
一. 课程设计书 B2uLfi$q  
设计课题: !]v&/  
    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 EEJsNF  
表一: ;%V%6:5  
         题号 z12c9k%s  
UFED*al#  
参数    1     fjh0Z i45  
运输带工作拉力（kN）    1.5     4X prVB  
运输带工作速度（m/s）    1.1     1~x=bphS  
卷筒直径（mm）    200     DwL4?!E  
,PyA$Z  
二. 设计要求 ~{O9dEI  
1.减速器装配图一张(A1)。 %N, P? ,U  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ;Npv 2yAab  
3.设计说明书一份。 f4k\hUA  
B9-Nb 4  
三. 设计步骤 WRWcB  
    1.  传动装置总体设计方案 o@d+<6Um  
    2.  电动机的选择 q|[P[7z  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 hR]AUH  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 ^6Std x_  
    5.  “V”带轮的材料和结构 ]q2g[D o5  
    6.  齿轮的设计 fy(i<L Z  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计  );cu{GY  
    8、校核轴的疲劳强度 =R>%}5  
    9.  键联接设计 z z4.gkU  
    10.  箱体结构设计 JmR) g  
    11. 润滑密封设计 oo:(GfO}  
    12. 联轴器设计 (M5{y` Kk  
     %Ny`d49&  
1.传动装置总体设计方案: qhPvU( ,  
9_6.%qj&  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 S4jt*]w5b  
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， 0F\ e*{gc  
要求轴有较大的刚度。 -UPlQL  
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。 3>`CZ]ip}  
其传动方案如下： AxN.k  
        ,a$ ?KX  
图一:(传动装置总体设计图) 4rh*&'  
bYKyR}e  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 iuX82z`  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 BE;J/  
     传动装置的总效率 4+V+SD  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； U~mv1V^.  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， 4RH'GnLa  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， WG{mg/\2(C  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 }Ot I8;>  
=!G3YZ  
  2.电动机的选择 Ef1R?<  
fDn|o"  
    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， +n ${6/  
    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， \qrSJ=}t  
    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。 9Q#eu~R  
     J#0oL_xY#  
    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$H>/*&'~  
     _/W[=c   
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 ;?y*@ *2u  
     7H-,:8  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 yW$ja|^ E  
                                                  y1JxAj  
RsYn6ozb  
方案    电动机型号    额定功率 w2:!yQk_  
P UH<nc;.B  
kw    电动机转速 M1MpR+7S  
    电动机重量 7-oH >OF^  
N    参考价格 _u`NIpXSP  
元    传动装置的传动比     e#YQA  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     1`tE Hu.  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     {QTrH-C  
  )V^J^1  
   中心高 s<I[)FQVr  
        外型尺寸 /`3^?zlu"  
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     'oZ/fUl|7  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     jhWNMu  
v5|X=B>&>  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 9E (VU.  
^N!l$&=  
（1）       总传动比 yJaQcGxE"  
    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 nb:J"  
    （2）       分配传动装置传动比 41<.e` {  
    ＝× e!wS"[,  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 d9XX^nY.  
    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 y)W.xR  
4.计算传动装置的运动和动力参数 ! af35WF  
（1）　各轴转速 <}RU37,W  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min ()}B]?  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min l-yQ3/:  
（2）　各轴输入功率 Ve,_;<F]S  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW s D] W/  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW *v'&i) J  
    则各轴的输出功率：   \o^M,yI  
＝×0.98=2.989kW rO% |PRP  
＝×0.98=2.929kW rl^_RI  
各轴输入转矩 ?-,v0#  
   =××  N·m P-L<D!25  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 5|ih>?C/(  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m b;&J2:`  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m =:U63  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m ;T}#-`O_Im  
＝×0.98=242.86N·m VT1W#@`e-  
运动和动力参数结果如下表 )-824?Nl:  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     30Nya$$A=  
    输入    输出    输入    输出         5=g{%X  
电动机轴        3.03        20.23    1440     Ga-AhP  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     x.r~e)x=  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     ,jyNV<dI  
--0z"`@{  
5、“V”带轮的材料和结构 @]Ye36v0#L  
  确定V带的截型 }-m/ 'Q  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 da3]#%i0  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 J<:qzwh  
      V带截型      由图6-13                        B型 wO!k|7:Z  
   yzhr"5_  
  确定V带轮的直径 :N#gNtC)b  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm `LL#Aia  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s xW{_c[oA  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm z3b8  
   B`a5%asJn  
  确定中心距及V带基准长度 #;U_ L`q  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 >Qc0g(w  
                          360<a<1030 t &u,Od  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm E.?|L-fy  
     CD(2A,u)/  
  初定V带基准长度 x+(h#+F  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm j_SRCm~:  
       pi? q<p%  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm 6a PZW  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm wH[@#UP3l  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 7|3Z+#|T  
   ecA[  
   确定V带的根数 KYVB=14  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw Oh<[8S7]C  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 \1f$]oS  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 ghJ81  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 IuTZ2~  
         Mw7 ~:O`  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556  m2%uGqz  
                             n.,\Z(l|0  
                       取Z=2 [i.2lt#]  
V带齿轮各设计参数附表 [ V()7  
{<&I4V@+  
各传动比 F<X)eO]tk  
BOn2`|oLuF  
    V带        齿轮     '=@O]7o~  
    2.3        5.96     5KU}dw>*g  
  :h?"0,  
2. 各轴转速n Uf{cUY,j_  
    (r/min)        (r/min)     Q4-d2I>0  
    626.09        105.05     R_.C,mR ?  
L.lmbxn  
3. 各轴输入功率 P ; P I=jp  
    （kw）        （kw）     4p&qH igG  
    2.93       2.71     }S3m wp<Y  
W'rft@J$  
4. 各轴输入转矩 T |vA3+kG  
    (kN·m)        (kN·m)     _;$VH4(BI  
43.77        242.86     k&ujr:)5Y5  
X1!m ]s(I  
5. 带轮主要参数 N%/Qc hu  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         Fkj\U^G  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     !NK8_p|X  
带的根数z     -ZH]i}$  
    160        368        708        2232        B        2     Qs8iu`'  
R>BI;IcX  
6.齿轮的设计 {w}PV5<  
"EF: +gi#"  
（一）齿轮传动的设计计算 8(q4D K\5u  
0@{K'm /  
齿轮材料，热处理及精度 )!hDF9O  
    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 SQWwxFJ  
    （1）       齿轮材料及热处理 "lx}.  
       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 S *?'y  
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<wEB?\`  
      ② 齿轮精度 . [+ObF9=  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 }k7@ X  
     0FsGqFt  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 FVT_%"%C9  
按齿面接触强度设计 '81$8xxdY  
lMB^/-Y  
确定各参数的值: PDvqA{  
①试选=1.6 {l.) *#O  
选取区域系数 Z=2.433   F N;X"it.  
     ='T<jV`evu  
    则 A5z`_b4f  
    ②计算应力值环数 _ mhP:O  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） [zn`vT  
    =1.4425×10h G<9MbMG  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 20d[\P(.  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 \=v7'Hp  
    ④齿轮的疲劳强度极限 DoX#+ 07u4  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: HviL4iO  
    []==0.93×550=511.5 [{ K$sd  
nORm7sa9  
    []==0.96×450=432         !FZb3U@  
许用接触应力   \A*#a9"  
         >e($T!}Z  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   ^O6PZm5J}  
         =1 25t2tj@S  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 X_Is#&6;  
    =4.47×10N.m ]}i_NqW)  
    3.设计计算 <<6i6b  
①小齿轮的分度圆直径d ,;y 5Mu8  
     ]Hc `<P  
    =46.42 aN}yS=(Ff  
    ②计算圆周速度 ;t:B:4r(j  
    1.52 NwIl~FNK  
    ③计算齿宽b和模数 c>:}~.~T  
计算齿宽b uNxR#S  
       b==46.42mm NjMbQ M4  
计算摸数m `]#DdJ_|  
  初选螺旋角=14 epJVs0W  
    = =S4_^UY;  
    ④计算齿宽与高之比 BOrfKtG\  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 QB'-`GwL  
=46.42/4.5 =10.32 Pan^@B=Q  
⑤计算纵向重合度 Uxn_nh  
=0.318=1.903 5Z ] `n  
⑥计算载荷系数K ]$Ky ZHj{  
使用系数=1 Z+' 7c|a  
根据,7级精度, 查课本得 CA7tI >y_  
动载系数K=1.07, U2$e?1y  
查课本K的计算公式: ':R)i.TS  
K= +0.23×10×b UaiDo"i  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 ba1zu|@w  
查课本得: K=1.35 #yFDC@gH1  
查课本得: K==1.2  MScjq  
故载荷系数: WO/;o0{d\9  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 3cBuqQ  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 eVjr/nm  
    d=d=50.64 LUna stA^  
    ⑧计算模数 ;VSHXU'H  
    = :[#HP66[O5  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 1RY}mq  
    由弯曲强度的设计公式 1 ?]Gl+}  
    ≥ Q6Vy}  
R{NmWj['Mg  
⑴   确定公式内各计算数值 xop9*Z$  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m QzT)PtX  
         确定齿数z WpP8J1KN[  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 -A(] ",*J  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 8E H# IiP  
    Δi＝0.032％5％，允许 8c3`IIzAS  
    ②      计算当量齿数 R;.zS^LL  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  +M$2:[xRT  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 lRi-?I| ~9  
    ③       初选齿宽系数 p ~J`}>yo  
     按对称布置，由表查得＝1 -\b~R7VQ  
    ④       初选螺旋角 hzg&OW=:  
    初定螺旋角 ＝14 dB ?+-aE  
    ⑤       载荷系数K x|<rt96 6A  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 KV k 36;$  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y T)6p,l  
    查得: eh2w7 @7Q  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211  :J`:Q3@  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 B'"C?d<7  
     t/yGMR=  
    ⑦       重合度系数Y A-aukJg9  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 .n[!3X|d  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 s 4Lqam!  
＝14.07609 ,'v]U@WK  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 TFb9gOTJ  
    ⑧       螺旋角系数Y ?w`uv9NUJ8  
 轴向重合度 ＝1.675, F8$.K*tT  
    Y＝1－＝0.82 eL JW  
     !R-M:|  
    ⑨       计算大小齿轮的 R!0O[i  
 安全系数由表查得S＝1.25 %k_R;/fjW  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 wQgW9546  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 ?k<i e2  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 q+.DZ @  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   PCF!Y(l  
    小齿轮     大齿轮 DlC`GZEtqh  
t%Vc1H2}  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: x[U/ 8#f&  
    K=0.86        K=0.93   6]^ShOX_Z  
cW4:eh  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 S75wtz)e  
      []= fWhwI+  
      []= ^s\(2lB\F  
       5"%r,GMU  
       7pH(_-TF  
        大齿轮的数值大.选用. bccJVwXv  
     UX}ZE.cV  
⑵   设计计算 qX^#fk7]  
     计算模数 "toyfZq@  
<k-&Lh:o3  
0%+S@_|  
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: %W~Kx_  
FPE[}  
z==24.57  取z=25 Qu,W3d  
B!0o6)u'  
那么z=5.96×25=149           ?lW-NPr  
  Eo 5p-  
②   几何尺寸计算 c"Kl@ [1\~  
    计算中心距     a===147.2 /) sA{q 4  
将中心距圆整为110 "aIiW VQ  
`% k9@k .  
按圆整后的中心距修正螺旋角 (Gr8JpV  
`[3Iz$K=  
=arccos ) (unL`y  
;wwhW|A  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. }R4%%)j(Vj  
!#j y=A  
计算大.小齿轮的分度圆直径 };6[Byf  
     [* ,k  
    d==42.4 f2ygN6(>  
~Mbo`:>(4v  
d==252.5 ^BIB'/Kh)  
h}r*   
计算齿轮宽度 0h/gqlTK1  
`T7gfb%1-3  
B= @[h)M3DFd  
7ZarXv z  
圆整的       /tR@J8pV  
1"? 3l`i  
                                            大齿轮如上图： Q xZYy}2  
ts%XjCN[  
9Jd{HI=  
&oI;^|  
7.传动轴承和传动轴的设计 !)gTS5Rh:  
s ;EwAd(  
1.  传动轴承的设计 r'0IAJ-;  
C1&~Y.6m  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 qPqpRi  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min T9w;4XF  
T1=43.77kn．m %EkV-%o*  
⑵.  求作用在齿轮上的力 ]D_"tQ?i  
    已知小齿轮的分度圆直径为  2f>G   
        d1=42.4 q-gp;Fm  
而  F= h&@ A'om~  
     F= F L A &W@  
le60b@2G0  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N M"# >?6{  
{=mf/3.r  
ln4gkm<]t  
qd$Y"~Mco  
⑶.   初步确定轴的最小直径 Xi"+{6  
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 %N+8K  
}dcXuX4{r  
cV^r_E\m  
             &/QdG= r+  
     从动轴的设计 q"BM*:W  
       IIrh|>d_7  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， lh^-L+G:Ok  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ) H=}bqn  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 u'Ja9m1  
    已知大齿轮的分度圆直径为 }]O* yFR{j  
        d2=252.5 |dNJx<-  
而  F=  dxHKXw  
     F= F Itq248+Ci  
yQ$Q{,S9  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N u@QP<[f  
-Pds7}F8  
T%0vifoQ_$  
R\DdU-k  
⑶.   初步确定轴的最小直径 @c 3GJ'"X  
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 iA*^`NMaT  
]`@= ;w  
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 bu[PQsT  
查表,选取 }/)vOUcEd  
E|R^tETb  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 q8&2M  
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 cyYsz'i m  
Iw@ou  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 \3nu &8d  
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  。 Y)~Y;;/G  
~V#MI@]V~  
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. bEO\oS  
Ek'~i  
            D        B                轴承代号     4wLN#dpeEy  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     !~sgFR8W  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     %Xe#'qNq)  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     VN3"$@-POK  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     `Wc"Ix0  
6(#fGH&[  
     Q=B>Q  
JSXJlau  
     RLy2d'DS  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 "&$ [@c  
    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, hA?Flq2QV  
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.     1P8XVI'  
7TDt2:;]  
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. ~7CQw^"R@  
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, ub/Z'!  
高速齿轮轮毂长L=50,则 #6g9@tE  
qg7qTF&   
L=16+16+16+8+8=64 ^Om0~)"q  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. g5",jTn#  
y4N8B:j%  
5.    求轴上的载荷   6YErF|  
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, dUt$kB  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 11"- taWj  
ShP&ss  
bQ%6z}r  
C0f<xhp?j  
9_=0:GH k  
,Yp+&&p.  
:| s  
Z--A:D>  
Fx@ovI- 5  
     !xE /  
n'?AZ4&z  
传动轴总体设计结构图: i`nmA-Zj[  
     _DDknQP  
                             <w,NMu"  
95XQ?%  
                             (主动轴) FR BW(vKE  
Ee~<PDzB  
@PQ% xcOC7  
        从动轴的载荷分析图: kT@m*Etr{  
y 4 wV]1  
6.     校核轴的强度 m{v*\e7 P  
根据 h0cdRi  
== *\-$.w)k  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 nE&`~  
查表15-1得[]=60MP Hto RN^9  
〈 []    此轴合理安全  iH`Q4  
4ZUTF3  
8、校核轴的疲劳强度. U}yq*$N  
⑴.   判断危险截面 X_3*DqY  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. ]\JLlQ}#H  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 CD! Aa  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 z [|:HS&  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 cko^_V&x  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 +nIjW;RU  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 **G5fS.^W  
截面上的弯曲应力 o){\qhLp  
OGR2Y  
截面上的扭转应力 w=QlQ\  
== )K}-z+$)k  
轴的材料为45钢。调质处理。 X7~^D[ X  
由课本得： XsEo tW  
           _'*Vcu`Y  
因             IDY2X+C#U  
经插入后得 6(1S_b=a  
2.0         =1.31 $eq*@5B  
轴性系数为 QM) ob  
       =0.85 nb~592u  
K=1+=1.82 w paI}H#  
    K=1+（-1）=1.26 yg^ 4<A  
所以               W]W[oTJ5  
+:_;K_h  
综合系数为：    K=2.8 ^$AJV%3wI  
K=1.62 rJM/.;Ag  
碳钢的特性系数        取0.1 %Q080Ltet  
   取0.05 hh[@q*C  
安全系数 ~(;HkT  
S=25.13 *'n L[]  
S13.71 K%g_e*"$  
≥S=1.5    所以它是安全的 V q[4RAd^P  
截面Ⅳ右侧 lD#S:HX  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 "(YfvO+  
1wg#4h43l  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 ,Dy9-o  
8~}~ d}wW  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 zN&m-nrw  
re x MS  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 U1)!X@F{  
截面上的弯曲应力   8xb({e4  
截面上的扭转应力 ET[>kn^#  
==K= w+Y_TJ%  
    K= ^ AJ_  
所以                 WjsmLb:5  
综合系数为： s>I~%+V.?:  
K=2.8    K=1.62 UZ;FrQ(l{  
碳钢的特性系数 m2\[L/W]  
    取0.1       取0.05 :I2spBx  
安全系数 rM`z2*7%d  
S=25.13 Rr0]~2R  
S13.71 1l s8h  
≥S=1.5    所以它是安全的 pHzl/b8  
wD92Ava   
9.键的设计和计算 T`2a)  
tRbZX{  
①选择键联接的类型和尺寸 d-jZ5nl(  
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. AbL(F#{  
根据    d=55    d=65 `Ip``I#A  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 2Mu3] 2>  
                     b=20     h=12     =50 X2mZ~RB(p  
ZfibHivz  
②校和键联接的强度 ujLje:Yc  
  查表6-2得      []=110MP zgl$ n  
工作长度  36-16=20 f{-,"6Y1  
    50-20=30 ~cf)wrP  
③键与轮毂键槽的接触高度 zHD 8 \*  
     K=0.5 h=5 &-L9ws  
    K=0.5 h=6 rrSFmhQUk  
    由式（6-1）得： GA"vJFQ  
           ＜[] @o6!  
           ＜[] Z~K} @  
    两者都合适 g: YUuZ  
    取键标记为： {8556>\~  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 kbSl.V%)  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979  ]l}bk]  
10、箱体结构的设计 n T7]PhJ  
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， NNBT.k3)  
大端盖分机体采用配合. ddY-F }z~  
g,B@*2Uj  
1.   机体有足够的刚度 DAy|'%rF1-  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 w{riXOjS4  
L7"<a2J  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 ]/|DCxQ  
qE.3:bQ!`  
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 tILnD1q  
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 @9lGU#  
AMN`bgxW  
3.   机体结构有良好的工艺性. 3}B-n!|*  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. A:\_ \B%<  
[$M l;K  
4.   对附件设计 o\qeX|.70  
A  视孔盖和窥视孔 (`<B#D;  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 ]d*O>Pm  
B  油螺塞： GL^ j |1  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 fVYv 2  
C  油标： q)PSHr=Z  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 iZ0.rcQj'o  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. t&-c?&FO\;  
xR;z!Tg)  
D  通气孔： o3`0x9{  
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. W$` WkR  
E  盖螺钉： I.o3Old  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 )O\l3h"  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. iig&O(,  
F  位销： .:/X~{  
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. ZJQkZ_9@2  
G  吊钩： sA }X)aP  
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.  aqwW`\  
mG%cE(j*D  
减速器机体结构尺寸如下： nTsPX Tat  
 <JZa  
名称    符号    计算公式    结果     w$749jGx  
箱座壁厚                10     Y3xEFqMU  
箱盖壁厚                9     7>gW2 m  
箱盖凸缘厚度                12     >P6U0  
箱座凸缘厚度                15     M+4S>Sjw  
箱座底凸缘厚度                25     th=45y"C  
地脚螺钉直径                M24     UHDcheeRD  
地脚螺钉数目        查手册        6     /Wy9 ".  
轴承旁联接螺栓直径                M12     i k0w\*  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     5 d|+c<  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     5hB2:$C  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     $-)y59w"  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     +@PZ3 [s  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 os(}X(   
    22 5JZZvc$au  
    18     hflDVGBW  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 u[!Ex=9W  
    16     Q?%v b  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     s'@@q  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     U4Pk^[,p1G  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     [oH,FSuO!2  
机盖，机座肋厚                9    8.5     j MA%`*r  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） W*D*\E  
150（3轴）     t*Wxvoxk  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） 4W+nS v  
150（3轴）     y)Lyo'`  
     BCH I@a  
11. 润滑密封设计 *tT5Zt/&Sr  
fVBRP[,   
    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. P+3)YO1C  
    油的深度为H+ =`%%*  
         H=30  =34 ,@2d4eg 4  
所以H+=30+34=64 PvdR)ZE m  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 J~G"D-l<9/  
     p|w;StLy  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 WTh|7&  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     o6 [i0S  
    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 5{6ebq55"  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 F~O! J@4]  
     *$>$O%   
12.联轴器设计 Y'%_--  
7h/{F({r=  
1.类型选择. M, UYDZ',  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 GgjBLe=C  
2.载荷计算. AwL;-|X  
公称转矩：T=95509550333.5 __||cQ  
查课本,选取 jfrUOl'l  
所以转矩   2!Ex55  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 ~LzTqMHM  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm *'(dcy9  
S[M\com'  
四、设计小结 Jh:-<xy)  
    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。 !PrO~  
    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。 `24:Eg6r  
五、参考资料目录 ( ]o6Pi  
[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； cjO,#W0&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； g@"6QAP  
[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； VVje|T^{Z  
[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； ,@ Cru=  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 >Y< y]vM:  
[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； 2=NYBOE  
[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？ gkk< -j'  
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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