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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`l5r#X#/  
                 g Np-f  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         v j@V !j?  
                 w2<*$~C]  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） XkoWL  
zuj;T,R;  
目   录 }moz9a  
     .??rqaZ=  
一    课程设计书                            2 @{de$ ODu  
e>(Wvb&4  
二    设计要求                              2 pqd4iR Wv  
NFM-)Z57  
三    设计步骤                              2 ^AH-+#5  
     R^?PAHE 7  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 "] 9_Fv  
    2. 电动机的选择                                4  XDvq7ZD  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 .i\wE@v  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 cl#OvQ  
    5. 设计V带和带轮                              6 8|_K  
    6. 齿轮的设计                                  8 JbVi1?c  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 *kV#)j  
    8. 键联接设计                                  26 o[H\{a>  
    9. 箱体结构的设计                              27 kt5YgW  
    10.润滑密封设计                                30 t-a`.y  
    11.联轴器设计                                  30 GHqBnE{B  
     A<1l^%i  
四    设计小结                              31 > fhSaeN  
五    参考资料                              32 -<12~HKK::  
K-ju,4A  
一. 课程设计书 pIrv$^  
设计课题: "Vq@bNtu+  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V N)Qlkz$X  
表一: L)=8mF.  
         题号 !c v6 #:  
MgSp.<!  
参数    1     /G[+E&vj  
运输带工作拉力（kN）    1.5     @b>YkJDk  
运输带工作速度（m/s）    1.1     ^$ZI>L0+  
卷筒直径（mm）    200     ^S:cNRSW"  
)OS>9 kFH  
二. 设计要求 HK=CP0H  
1.减速器装配图一张(A1)。 sL;z"N@PK  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 c@)pKi#W  
3.设计说明书一份。 YGi/]^Nba  
Fj36K6!#?  
三. 设计步骤 ejDCmD  
    1.  传动装置总体设计方案 Y|Nfwqz  
    2.  电动机的选择 FDZeIj9uF  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 dW:w<{a!R  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 4/ 0/#G#j  
    5.  “V”带轮的材料和结构 &P{o{  
    6.  齿轮的设计 O>kXysMv>  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 P((S2"D<4  
    8、校核轴的疲劳强度 )jp{*?^\  
    9.  键联接设计 n+:m _2T  
    10.  箱体结构设计 6eW1<p  
    11. 润滑密封设计 /[p?_EX@  
    12. 联轴器设计 m.;{ 8AM%f  
     _wIBm2UO  
1.传动装置总体设计方案: ~t1O]aO(  
)@sJTAK  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 [w+yQ7P  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 9 kTD}" %2  
要求轴有较大的刚度。 3W%f#d$`  
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。 |SwZi'p  
其传动方案如下： !- Cs?  
        )F=JkG  
图一:(传动装置总体设计图) tRpL0 =y  
- I1cAt  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 Z{8exym  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 S&gKgQD"Q  
     传动装置的总效率 ;HD 4~3   
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； *B)Jv9  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， H-nFsJ(R!c  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， G "c&C  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 8YT_DM5iI  
'b?#4rq}  
  2.电动机的选择 *FI5z[8,  
jpPdjQ  
    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， 1"~O"msb  
    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， \.XT:B_  
    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。 QSl:=Q'  
     (mOqv9pn  
    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， rH [+/&w5  
     +aXMHT"U  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 i`ZHjW~`  
     Wme1Uid  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 Q0[CH~  
                                                  p4<M|1Z&  
OXa5Jg}=  
方案    电动机型号    额定功率 w|K(>5nz  
P 0k. #  
kw    电动机转速 f<$K.i  
    电动机重量 CBz(hCaI  
N    参考价格 6@,'m  
元    传动装置的传动比     DLg`Q0`M5  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     x3p;H02i\  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     P_^ |KEz  
  2:6Y83  
   中心高 *1 J#Mdd  
        外型尺寸 z_[ 3IAZ  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     v3VLvh 2)n  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     nf+"vr}1  
_ z"ci$[  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 ?*MV  ^IY  
~8n~4  
（1）       总传动比 f6aT[Nw<  
    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 o to wvm  
    （2）       分配传动装置传动比 =4w^)'/  
    ＝× D,m&^P=%e  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 hD9' `SQ  
    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 ?@,f[U-  
4.计算传动装置的运动和动力参数 66Cj=n5  
（1）　各轴转速 6LF^[b/u  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min C6;](rN)N  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min (Db*.kd8,  
（2）　各轴输入功率 tp,mw24  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW (VF4FC  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW ZF11v(n  
    则各轴的输出功率：   ;29XvhS8  
＝×0.98=2.989kW K:lT-*+S  
＝×0.98=2.929kW fv 1!^CDia  
各轴输入转矩 #mz,HK0|aC  
   =××  N·m Zia|`}peW  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ?#{2?%_  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 4d3]pvv  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m j}x O34  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m JNA}EY^2I.  
＝×0.98=242.86N·m M$5%QM}  
运动和动力参数结果如下表 +h\W~muR  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     =LeVJGF  
    输入    输出    输入    输出         9rvxp;  
电动机轴        3.03        20.23    1440     ,h)T(  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     w _6Y+  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05      6O|\4c;  
;?L[]Ezzt  
5、“V”带轮的材料和结构 ; 0_J7  
  确定V带的截型 4Xb}I;rM  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 /IQ-|Qkg  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 owS@dbO  
      V带截型      由图6-13                        B型 ^zluO   
   YC,.Y{oY{  
  确定V带轮的直径 p(b1I+!  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm 5Z>pa`_$2  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s : 1f5;]%N  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm r :MaAT<  
   kjKpzdbD  
  确定中心距及V带基准长度 lO[jf6gB  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 ,I:m*.q  
                          360<a<1030 tH|Q4C  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm ~[/c'3+4qn  
     Vh[o[ U  
  初定V带基准长度 @ke})0 `5  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm CCvBE, u x  
       k2,oyUT=S  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm `0WA!(W  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm <}'B-k9  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ^HN  
   k)GuMw  
   确定V带的根数 1AkHig,  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw N(/<qv  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 )Ai%wCzw*  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 1^"aR#  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 0-; P&m!!  
         s{EX ;   
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556  #=~1hk  
                             Z.OrHg1  
                       取Z=2 U:p"IY#%  
V带齿轮各设计参数附表 + T-zf@j  
=4\~M"[p  
各传动比 >nW}zkfn  
(<~ R[sT|  
    V带        齿轮     3&Zx*:  
    2.3        5.96     v^I%Wm  
  *RE-K36m|u  
2. 各轴转速n SIVLYi  
    (r/min)        (r/min)     Cspm\F  
    626.09        105.05     bRe*(  
W>s9Mp  
3. 各轴输入功率 P 4O"kOEkKT>  
    （kw）        （kw）     E/-Kd!|"  
    2.93       2.71     6uE1&-:L  
!*. nR(>d  
4. 各轴输入转矩 T P\0%nyOG(%  
    (kN·m)        (kN·m)     .wOLi Ms  
43.77        242.86     V~"d`j  
72.IhBNtT  
5. 带轮主要参数 ewPdhCK  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         L*oL KigT  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     3Ty{8oUs^  
带的根数z     NGZ>:  
    160        368        708        2232        B        2     m)2hl~o_  
&{{f|o=u.  
6.齿轮的设计 ;pK"N:|  
CKw)J}z  
（一）齿轮传动的设计计算 _rh.z_a7w  
##ea-"m8  
齿轮材料，热处理及精度 /4BXF4ksi,  
    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 ^G<M+RF2J  
    （1）       齿轮材料及热处理 #{cpG2Rs  
       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 O*CX@Ne  
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 {!bJ.O l  
      ② 齿轮精度 u)]sJ1p  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ~}ZX^l&k{P  
     UimZ/\r  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 zQfxw?~A  
按齿面接触强度设计 2Yjysn  
 +6-!o,(  
确定各参数的值: YAG3PWmD  
①试选=1.6 2 ~'quA  
选取区域系数 Z=2.433   zX Pj7K*  
     .]l2)OlLQ  
    则 7B :aJfxM  
    ②计算应力值环数 nQVBHL>  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）   `.-C6!  
    =1.4425×10h LA0x6E+I  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) z:7F5!Z  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 &<b7T$c  
    ④齿轮的疲劳强度极限 $^ 3 f}IzA  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: `t2! M\)  
    []==0.93×550=511.5 bG?[":k  
dK$dQR#  
    []==0.96×450=432         8{ e 3  
许用接触应力   {<8#T`I  
         py4_hj\v  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   tTamFL6  
         =1 _/\H3  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 8RD)yRJ  
    =4.47×10N.m :AGQkJb  
    3.设计计算 l!'iLq"K(  
①小齿轮的分度圆直径d K.zs;^  
     |th )Q  
    =46.42 j(2T,WM  
    ②计算圆周速度 7NEn+OI4  
    1.52 __npX_4%S  
    ③计算齿宽b和模数 !IU*Ayg  
计算齿宽b ?J-KB3Uv3  
       b==46.42mm \Y p oJ!-  
计算摸数m Yw `VL)v(y  
  初选螺旋角=14 Z2}b1#U?  
    = |&Wo-;Ud  
    ④计算齿宽与高之比 \}W.RQ^3  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ; & +75n  
=46.42/4.5 =10.32 gQwmYe  
⑤计算纵向重合度 oc Uu  
=0.318=1.903 n4,J#h/  
⑥计算载荷系数K ?sE21m?b-  
使用系数=1 H0 t1& :  
根据,7级精度, 查课本得 ,//=yW  
动载系数K=1.07, _>I5Ud8(-  
查课本K的计算公式: %4J?xhd  
K= +0.23×10×b +=4b5*+qG  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 !vw0Y,F&  
查课本得: K=1.35 9m4|1)  
查课本得: K==1.2 /.bwwj_;  
故载荷系数: uI/ A_  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 X.qKG0i  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 WkE;tC*  
    d=d=50.64 g-36Q~`9v  
    ⑧计算模数 GYO"1PM  
    = xH uyfQLk  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 rD gl@B3  
    由弯曲强度的设计公式 3E-&8x7uYR  
    ≥ uWE@7e4'I  
zT8K})#  
⑴   确定公式内各计算数值 H#K|SSqY?  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m ^gImb`<6-  
         确定齿数z we3t,?`rk7  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 10(N|2'q  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 wW~2]*n  
    Δi＝0.032％5％，允许 (X/JXu{  
    ②      计算当量齿数 C 4,W[L]4"  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  ;7}*Xr|  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 NT'Yh  
    ③       初选齿宽系数 l]gf T&  
     按对称布置，由表查得＝1 ]h6<o*  
    ④       初选螺旋角 GU`2I/R  
    初定螺旋角 ＝14 :O2N'vl47A  
    ⑤       载荷系数K KMa?2cJH#  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 .E(Ucnz/  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y IV76#jL  
    查得: "\ md  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 ryP z q}#  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 ~Q5HM  
     ^Ue>T 8  
    ⑦       重合度系数Y %-D2I  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 &>SE9w/ ?o  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 L-yC'C  
＝14.07609 *P>F# ~X  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 Ex<0@Oz  
    ⑧       螺旋角系数Y wbTw\b=  
 轴向重合度 ＝1.675, V.qB3 V$  
    Y＝1－＝0.82 }I"^WCyH  
     "Z <1Msz  
    ⑨       计算大小齿轮的 3~ylBJJ  
 安全系数由表查得S＝1.25 ;IyQqP#,<  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 p)`JVq,H/B  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 A#}IbcZ|b  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 :|bPr_&U$  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   %5b2vrg~*  
    小齿轮     大齿轮 ^+88z>  
R/=yS7@{)  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: Ad[-YT  
    K=0.86        K=0.93   W>.qGK|l  
I?gbu@o  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ;TYkJH"  
      []= 8WMC ~  
      []= 92EvCtf  
       PM{kiz^  
       n=`UhC  
        大齿轮的数值大.选用. Lq:Z='Kc  
     FKPI{l  
⑵   设计计算 cOcm9m#  
     计算模数 >Gkkr{s9  
.M04n\  
ne%ckW?ks  
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: qSON3Iid  
x@yF|8  
z==24.57  取z=25 7C=t19&R'  
Tw$lakw  
那么z=5.96×25=149           Vx'_fb?wap  
  "~tEmMz  
②   几何尺寸计算 /p~gm\5Z  
    计算中心距     a===147.2 I<DS07K  
将中心距圆整为110 !I@"+oY<  
7P=j2;7 v  
按圆整后的中心距修正螺旋角 pl5!Ih6  
vNP,c]:%  
=arccos koFY7;_<?  
)!'SSVaRs  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. VK8 5A  
e(sQgtM6  
计算大.小齿轮的分度圆直径 zUeS7\(l  
     N]gdS]pP2{  
    d==42.4 2%QY~Ku~  
P7Kp*He)  
d==252.5 K*>lq|i u  
_rOKif?5  
计算齿轮宽度 bPWIf*3#  
c8A //  
B= ~)ls.NXI  
%c):^;6p  
圆整的       U)2\=%8  
't]=ps  
                                            大齿轮如上图： 1qtu,yIf  
nI&Tr_"tm  
C,.$g>)MZK  
k? X7h2  
7.传动轴承和传动轴的设计 Iq MXd K|  
Ji gc@@B.  
1.  传动轴承的设计 - 3kg,=HU;  
52=?! JM  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 lIz"mk  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min 1-4W4"#  
T1=43.77kn．m zGF_ c9X  
⑵.  求作用在齿轮上的力 <rNCb;  
    已知小齿轮的分度圆直径为 1 %K^(J;  
        d1=42.4 [;%qxAB/_  
而  F= d H]'&&M  
     F= F "*a^_tsT?i  
Mz_*`lRN  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N _Uc le  
hT]\*},  
C[gy{40}  
g^/  
⑶.   初步确定轴的最小直径 1jO}{U  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 t[|^[%i  
<J!#k@LY]7  
L> > %  
             ?*){%eE  
     从动轴的设计 =y.?=`"  
       hKj"Lb9 ]  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2，  `C9/=  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M PQDW Y  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 4*&_h g)h  
    已知大齿轮的分度圆直径为 d#'aTmu!  
        d2=252.5 v@(Y:\>  
而  F= Ey4%N`H-^  
     F= F Ksr.'  
)5Mf,  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N HG{r\jh  
E]/` JI'%  
k` cz$>  
Hx5t![g2K!  
⑶.   初步确定轴的最小直径 ;H}XW=vO  
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 lu2"?y[2  
. Lbu[  
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 7#wdBB%  
查表,选取 ZUPlMHc  
;n0VF77>O  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 4EQ-48h17  
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 I:?1(.kd2-  
OiAP%7i9  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 +X#JCLD  
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  。 ~?`V$G=?,  
:!Ea.v  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. V 3?x_pp  
Gpv9~&  
            D        B                轴承代号     M*6}#ST  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     FyY<Vx'yQ  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     a$-:F$z  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     `_M*2(rt  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     ) bRj'*  
D_VAtz  
     fR]%:'2k  
MOp06  
     OcWy#,uC  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 w&VMb&<  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, ti%uyXfja  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     , z8<[Q-#  
H & L  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. y{{7)G  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, Bg3`w__l;  
高速齿轮轮毂长L=50,则 I#?NxP\S  
0H;,~ WY  
L=16+16+16+8+8=64 >Z-f</v03  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. n^kszIu~  
"'i" @CR  
5.    求轴上的载荷   uj 6dP  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, !LDuCz -  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. {6E&\  
hqr V {c  
"lU%Pm]>  
(rDB|kc^7  
6<E4?<O%  
b3$aPwv  
'(N -jk  
<S/`-/= 2  
B-EVo&.  
     !>olD_  
<Vu/6"DP  
传动轴总体设计结构图: /1s|FI$-L  
     _@-D/g  
                             Gn+3OI"  
5yC$G{yV  
                             (主动轴) U2~7qC,!Do  
KaRdO  
=[X..<bW9:  
        从动轴的载荷分析图: lL6 bIjf  
S4qj}`$ Yv  
6.     校核轴的强度 4O~E4" ]  
根据 9t`   
== aDXdr\ C6  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 2`|1 !x  
查表15-1得[]=60MP =Tdh]0  
〈 []    此轴合理安全 y:\ ^[y IQ  
Ws_R S%  
8、校核轴的疲劳强度. s*blZdP  
⑴.   判断危险截面 [5KzawV  
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. yW3X<  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 ~Z ,bd$  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 qT U(]O1  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 }digw(  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 &PfCY{_  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 A>SXc%K  
截面上的弯曲应力 o\Ocu>:  
lP9XqQ(  
截面上的扭转应力 z% ln}  
== {|{}]B  
轴的材料为45钢。调质处理。 fWr6f`de  
由课本得： H*SEzVb  
           W>ZL[BQ  
因             IB!^dhD!Q  
经插入后得 >,ThIwRN  
2.0         =1.31 ]6PX4oK_t  
轴性系数为 n9qO;X4&  
       =0.85 vSu|!Xb]  
K=1+=1.82 q?Jd.r5*  
    K=1+（-1）=1.26 ~S5wfx&  
所以               o_!=-AWV  
^>?E1J3u  
综合系数为：    K=2.8 XET'XJWF%  
K=1.62 37 #|X*L  
碳钢的特性系数        取0.1 HkGA$  
   取0.05 T?p' R  
安全系数 $]&0`F  
S=25.13 zvvF 9  
S13.71 ]e*Zx;6oi  
≥S=1.5    所以它是安全的 H|E{n/g  
截面Ⅳ右侧  |7ga9  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 ,&wTUS\  
||{V*"+\  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 ."N`X\  
^qs{Cf$  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 M"q]jeaM  
rZ.,\ X_  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 ! 11x&Db  
截面上的弯曲应力   H9c  
截面上的扭转应力 s_`PPl_D$K  
==K= q\PHA  
    K= --ED]S 8  
所以                 / 7EeM{,~  
综合系数为： (r&e|  
K=2.8    K=1.62 %?o@YwBo^E  
碳钢的特性系数 P)7_RE*gY  
    取0.1       取0.05 GCw <jHw  
安全系数 "E? 8. `T  
S=25.13 IEi E6z]L(  
S13.71 q&eUw<(F  
≥S=1.5    所以它是安全的 .EOHkhn  
P'4oI0Bw  
9.键的设计和计算 UV?.KVD~  
(<u3<40[YN  
①选择键联接的类型和尺寸 Ihe/P {t]J  
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. Dy>U=(S  
根据    d=55    d=65 8,E#vQ55}(  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 b4_"dg~gK  
                     b=20     h=12     =50 1wx&/ #a  
TEgmE9^`)7  
②校和键联接的强度 ?[[K6v}q{  
  查表6-2得      []=110MP @J[l^o9  
工作长度  36-16=20 6bL"ZOEu  
    50-20=30 Y0kDHG  
③键与轮毂键槽的接触高度 /ae]v+  
     K=0.5 h=5 W]8tp@  
    K=0.5 h=6 5W0'r'{  
    由式（6-1）得： ?V6+o`bm  
           ＜[] Ov vM)?^#  
           ＜[] !P Cw-&  
    两者都合适 ^1&xt(G  
    取键标记为： .3(=U Q  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 zTFfft<  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 8[\(*E}d!X  
10、箱体结构的设计 a'/yN{?p  
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， !Ua74C  
大端盖分机体采用配合. 3I)!.N[m  
<h_lc}o/  
1.   机体有足够的刚度  /MS*_  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 Sb&sW?M  
!}sYPz]7!  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 +vxU~WIV&  
RI#C r+/  
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 gnS0$kCJ:  
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 Dh*>361y-  
H}}]Gh.T  
3.   机体结构有良好的工艺性. kcH ?l  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. J~Gq#C^e  
{u BpM9KT  
4.   对附件设计 Hv>C#U  
A  视孔盖和窥视孔 "RuH"~o  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 k~ZwHx(%S  
B  油螺塞： {5+t\~q$  
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。 Qtmsk:qm  
C  油标： o;o ji  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 >@b7 0X!J]  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. RRaGc )B  
-I1Ne^DZn4  
D  通气孔： r4}:t$  
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. e![|-m%  
E  盖螺钉： oB27Y&nO  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 Im{I23.2  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. ;9,<&fe  
F  位销： $'}:nwq6x  
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. $CaF"5}?Ke  
G  吊钩： W M/pP?||  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. `0+zF-  
zosJ=$L  
减速器机体结构尺寸如下： 6:i(<7  
!+T9NqDv[  
名称    符号    计算公式    结果     7Rr(YoWa  
箱座壁厚                10     V0mWY!i  
箱盖壁厚                9     8U B-(~  
箱盖凸缘厚度                12     &Y"u*)bm  
箱座凸缘厚度                15     6 2&E]>A(i  
箱座底凸缘厚度                25     oDp!^G2A"  
地脚螺钉直径                M24     YPAMf&jEF  
地脚螺钉数目        查手册        6     DSyfF&uC  
轴承旁联接螺栓直径                M12     Xj.Tg1^K"  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     #RoGyrLo  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     \D BtU7"v  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     ?6B n&qa  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     u"-q"0  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 `[V]xP%V  
    22 sfez0Uqe.~  
    18     $b;9oST  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 [3++Q-rR=  
    16     #SQao;>  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     =LHE_ AA  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     8>G3KZ3  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     |yiM7U,i  
机盖，机座肋厚                9    8.5     nG&= $7x^  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） ]Y;E In  
150（3轴）     h^ ex?  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） ^w4FqdGM  
150（3轴）     Klh7&HzR  
     xtL_,ug  
11. 润滑密封设计  ^G{3x  
[ aj F  
    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. g"|QI=&_J  
    油的深度为H+ KumbG>O  
         H=30  =34  :0ZFbIy  
所以H+=30+34=64 l)`bm/k]V  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 xn(lkQ6Fm  
     >=c<6#:s<9  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 $6 \v1  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     tF SO"  
    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 7{j9vl6  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 2SEfEkk  
     Pq`]^^=be'  
12.联轴器设计 9vT@ mqKu  
LhC%`w  
1.类型选择. o~H4<ayy  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 JnH>L|G{;%  
2.载荷计算. r6&f I"Yg  
公称转矩：T=95509550333.5 hZ-No  
查课本,选取 |XOD~Plo^  
所以转矩   |lAu6d !  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 +=hiLfnE  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm l'T3RC,\  
N~g @  
四、设计小结 Ua]shSjyI  
    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。 m&jh7)V  
    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。 Z8+{ -  
五、参考资料目录 a+ZP]3@ 7  
[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； H cwqVU  
[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； 1 *'SP6g  
[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； #+V-65v  
[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； si,fs%D&  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 BO<I/J~b  
[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； Y!* \=h6h  
[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？ ) D:M_T2  
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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