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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 Y'R1\Go-  
                 t)+dW~g  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         rrq-so1u}  
                 '^AXUb  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） <:o><f+  
JC3)G/m(03  
目   录 :.^rWCL2  
     }_TdXY #w\  
一    课程设计书                            2 `Nr7N#g+u  
Fb-TCq1y#  
二    设计要求                              2 } 4^UVdz  
osI(g'Xb  
三    设计步骤                              2 lvffQ_t  
     s|oU$?eA  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 b@Cvs4  
    2. 电动机的选择                                4 aPgG+tu  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 JASn\z  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 !ZdUW]  
    5. 设计V带和带轮                              6 aKZD4;  
    6. 齿轮的设计                                  8 ~VKXL,.  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 omu&:) g  
    8. 键联接设计                                  26 f{oWd]eAhb  
    9. 箱体结构的设计                              27 $4]PN2d&  
    10.润滑密封设计                                30 r8$TT\?~  
    11.联轴器设计                                  30 8&bj7w,K  
     FT=>haN  
四    设计小结                              31 zq&lxySa  
五    参考资料                              32 *WG}K?"/  
r G6/h'!|  
一. 课程设计书 ^(3k uF  
设计课题: RB!E>]   
    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 7\ lb+^$  
表一: O'(vs"eN  
         题号 1g+<`1=KT  
i :72FVo  
参数    1     \8ZNXCP  
运输带工作拉力（kN）    1.5     n66 _#X  
运输带工作速度（m/s）    1.1     :z7!X.*  
卷筒直径（mm）    200     !T)>q%@ai  
5**xU+&  
二. 设计要求 ~r3g~MCHS  
1.减速器装配图一张(A1)。 +l\Dp  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 EQ -\tWY  
3.设计说明书一份。 *yx:nwmo  
sBMHf9u  
三. 设计步骤 D6pk !mS  
    1.  传动装置总体设计方案 ikC;N5Sw  
    2.  电动机的选择 3 a`-_<  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 5o*x?P!$  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 "fdG5|NJe  
    5.  “V”带轮的材料和结构 vbp)/I-h  
    6.  齿轮的设计 t!tBN  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 v)06`G  
    8、校核轴的疲劳强度 e [n>U@  
    9.  键联接设计 R0WJdW#  
    10.  箱体结构设计 9^n ]qg^  
    11. 润滑密封设计 a/1{tDA  
    12. 联轴器设计 LCt m@oN  
     $si2H8  
1.传动装置总体设计方案: -c tZ9+LL  
!TcjB;q'  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ?QgWW  
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， (DU{o\=  
要求轴有较大的刚度。 VQyDd~Za  
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。 BshS@"8r  
其传动方案如下： (Jm_2CN7X  
        PuWF:'w r  
图一:(传动装置总体设计图) YL]x>7T~4t  
1<*-, f  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 Rs dACP   
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 >}iYZ[ V  
     传动装置的总效率 ZHT.+X:_  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； :3k(=^%G!  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， PF~&!~S>W  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， ^t"\PpmK<d  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 L(L;z'3y  
+J2=\YO  
  2.电动机的选择 UX6-{ RP  
E?V:dr  
    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， e>[QF+e)y  
    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， iMS S8J  
    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。 $ _zdjzT  
     ?w.Yx$Z"  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， U;_ ;_  
     IzG7!K  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 xk,E A U  
     5%9& 7  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 KF.?b]  
                                                  %!@Dop/<  
o_cj-  
方案    电动机型号    额定功率 /)|*Vzu  
P ']V 2V)t  
kw    电动机转速 T"$"`A"  
    电动机重量 pJqayzV  
N    参考价格 pl%ag~i5  
元    传动装置的传动比     [p(Y|~  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器      l)?c3  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     O!a5  
  RtSk;U1  
   中心高 PffRV7qU0  
        外型尺寸 |XQ!xFB  
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     `.n[G~*w~1  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     r8mE   
$ _ gMJ\{  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 b747eR 7E  
Lm8 cY  
（1）       总传动比 ^uYxeQY[  
    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 )%*uMuF  
    （2）       分配传动装置传动比 U!('`TYe  
    ＝× h5F1mr1Sa  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 `jP6;i  
    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 ) +{'p0  
4.计算传动装置的运动和动力参数 Qq5)|m  
（1）　各轴转速 u+hzCCwtR  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min `74A'(u_  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min bY#>   
（2）　各轴输入功率 -E.EI@"  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW  +&|WC2#  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW eI- ~ +.  
    则各轴的输出功率：   )4j#gHN\  
＝×0.98=2.989kW *NDzU%X8  
＝×0.98=2.929kW tvI~?\Ylj  
各轴输入转矩 =\tg$  
   =××  N·m #[IQmU23  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· m@OgT<E]_  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m Nhs]U`s(g  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m Dk:Zeo]+my  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m [~ fJ/  
＝×0.98=242.86N·m k)'c$  
运动和动力参数结果如下表 QGfU:  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     *&LVn)@[`  
    输入    输出    输入    输出         JrO2"S  
电动机轴        3.03        20.23    1440     UAa2oY&  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     \07 s'W U  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     HdLVXaD/  
%A?Ym33  
5、“V”带轮的材料和结构 Dg \fjuK9  
  确定V带的截型 |Zz3X  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 U1dz:OG>  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 Z|E( !"zE9  
      V带截型      由图6-13                        B型 Z?X ^7<  
   wOINcEdx  
  确定V带轮的直径 \S3C"P%w  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm JeuW/:Wv  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s Ot5 $~o  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm co#%~KqMu  
   (m})V0/`  
  确定中心距及V带基准长度 bc%7-%  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 W +C\/  
                          360<a<1030 Q']:k}y  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm db4Ol=  
     Bx;bc  
  初定V带基准长度 tvZpm@1  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm $}N'm  
       -_v[oqf$  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm &H<-joZ)Z\  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm jO3Z2/#  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 DtR-NzjB  
   7'd_]e-.  
   确定V带的根数 sLPFeibof5  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw 5Y JLR;  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 ^!!@O91T  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 $D1Pk  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 >cQ*qXI0  
         =2# C{u.  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 b2 duC  
                             hI]KT a  
                       取Z=2 t :sKvJ  
V带齿轮各设计参数附表 K'7i$bl%  
3L/>=I{5  
各传动比 aa8WRf  
=&< s*-l[  
    V带        齿轮     .^fq$7Y}7  
    2.3        5.96     AS'a'x>8>,  
  ?&j[Rj0pH  
2. 各轴转速n 6uOR0L  
    (r/min)        (r/min)     -aXV}ZY"  
    626.09        105.05     }2-{4JIq}  
_\1wLcFj  
3. 各轴输入功率 P dq[j.Nmq  
    （kw）        （kw）     %HpTQ   
    2.93       2.71     1B}6 zJ  
;spuBA)[X  
4. 各轴输入转矩 T !Yz~HO,u+  
    (kN·m)        (kN·m)     !i2=zlpb[  
43.77        242.86     W:ih#YW_F  
1.]#FJe  
5. 带轮主要参数  ZOi8)Y~  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         bo4 :|Z  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     OXK?R\ E+  
带的根数z     {;=I69 X  
    160        368        708        2232        B        2     .yd{7Te  
=(3Qbb1i  
6.齿轮的设计 a{mtG{Wc  
r\.1=c#"bP  
（一）齿轮传动的设计计算 >t2 0GmmN  
'RC(ss1G  
齿轮材料，热处理及精度 jxm.x[1ki^  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 k:nr!Y<  
    （1）       齿轮材料及热处理 a]Bm0gdrO  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 x@;XyQq  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 =hH>]$J[  
      ② 齿轮精度 ~ b!mKyrZ  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 MMN2X xS  
     pej/9{*xg(  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 dw5.vXL`  
按齿面接触强度设计 qH: ` O%,  
By]XD~gcP  
确定各参数的值: T2AyQ~5~  
①试选=1.6 _>9|"seR  
选取区域系数 Z=2.433   )!SVV~y  
     nw+L _b  
    则 J}Bg<[n  
    ②计算应力值环数 ;XMbjWc  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） RFU(wek  
    =1.4425×10h ),(ejRP'r  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) I3uaEv7OZc  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 %M2.h;9]*\  
    ④齿轮的疲劳强度极限 i/2OE&*O[  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: Py^F},?J  
    []==0.93×550=511.5 / V+&#N  
 ?}e8g  
    []==0.96×450=432         B;r U  
许用接触应力   @Kd1|K  
         Ok/~E  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   m\(4y Gj  
         =1 E ~<SEA  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 YAv-5  
    =4.47×10N.m R]VY PNns  
    3.设计计算 16_HO%v->  
①小齿轮的分度圆直径d (YVl5}V  
     OmQSNU.our  
    =46.42 |\TOSaZ  
    ②计算圆周速度 P%z\^\p"5  
    1.52 wj!p6D;;S  
    ③计算齿宽b和模数 ^3B{|cqf  
计算齿宽b j0B, \A  
       b==46.42mm @vh3S+=M  
计算摸数m j#S>8: G  
  初选螺旋角=14 yH#zyO4fD-  
    = }@J&yrqg  
    ④计算齿宽与高之比 d/!sHr69  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ywXerz7dUk  
=46.42/4.5 =10.32 Ir|Q2$W2^c  
⑤计算纵向重合度 D|/Azy.[  
=0.318=1.903 0AP wk }  
⑥计算载荷系数K *[*LtyCQt4  
使用系数=1 :0$(umW@I"  
根据,7级精度, 查课本得 O+%Y1=S[WQ  
动载系数K=1.07, 7}(wEC  
查课本K的计算公式: l~!Tnp\M  
K= +0.23×10×b ;n$j?n+|  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 @ +h2R  
查课本得: K=1.35 W?mn8Y;{`  
查课本得: K==1.2 -%*>z'|{  
故载荷系数: =B4U~|k  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 m8,P-m  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 7Oe |:Z  
    d=d=50.64 ^crk8O@Fw  
    ⑧计算模数 Vh$~]>t:f  
    = EKZ40z`  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 'uBXSP#  
    由弯曲强度的设计公式 -BfZ P5  
    ≥ o\vIYQ   
Un@B D}@\  
⑴   确定公式内各计算数值 5|f[evQj<S  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m 1,=U^W.G  
         确定齿数z A\ds0dUE  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 Izm8 qt=m  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 I~y[8  
    Δi＝0.032％5％，允许 u4bPj2N8I  
    ②      计算当量齿数 h.>6>5$n  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  y;<^[  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 :A $%5;-kO  
    ③       初选齿宽系数 wcUf?`21,  
     按对称布置，由表查得＝1 lTW5> %  
    ④       初选螺旋角 ZGK*]o =)  
    初定螺旋角 ＝14 7].tt  
    ⑤       载荷系数K 2c@4<kyfP  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 |UZPn>F~  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y tX$%*Uy  
    查得: &:`T!n  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 x!fvSoHp  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 He}qgE>Us  
     <\eHK[_*  
    ⑦       重合度系数Y mG@xehH  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 %myg67u  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 D@*<p h=  
＝14.07609 5jD2%"YUV  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 J5h;~l!y  
    ⑧       螺旋角系数Y T5?@'b8F6  
 轴向重合度 ＝1.675, 5 BR9f3}  
    Y＝1－＝0.82 "& 'h\  
     m-S4"!bl  
    ⑨       计算大小齿轮的 :\9E%/aAD  
 安全系数由表查得S＝1.25 {r Q6IV3=  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 Tu95qL~^  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 U1G"T(;s:  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 ^+tAgK2   
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   $Q*h+)g<  
    小齿轮     大齿轮 7y.$'<  
>Pj ?IE6  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: fa9c!xDt  
    K=0.86        K=0.93   <x@brXA  
+#7 e?B  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 pE<dK.v6  
      []= @N,dA#  
      []= pYIm43r H  
       y<jW7GNt  
        "_t2R &A  
        大齿轮的数值大.选用. u^T)4~(  
     '1{co/Y  
⑵   设计计算 T#%r\f,l0  
     计算模数 |n3fAN  
kbS+ 3#+  
*-"DZ  
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: C1_':-4  
k"X<gA  
z==24.57  取z=25 ,pL%,>R5  
c+$alw L~  
那么z=5.96×25=149           It>8XKS  
  6&/n/g  
②   几何尺寸计算 de{@u<Y Zb  
    计算中心距     a===147.2 :E'uV" j%  
将中心距圆整为110 l2Z!;Wm(  
6cH.s+  
按圆整后的中心距修正螺旋角 A+v6N>}*  
' k[d&sR  
=arccos `Mx&,;x  
E wDFUK  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. W(U:D?e  
?IRp3H  
计算大.小齿轮的分度圆直径 L:UJur%  
     @9S3u#vP  
    d==42.4 1}nrVn[B9  
*9.4AW~]X  
d==252.5  JwEQR  
W2cgxT  
计算齿轮宽度 nP`#z&C  
{jB& e,  
B= 1_$y bftS  
&,E^ y,r  
圆整的       g2Pa-}{  
b#\i]2b:  
                                            大齿轮如上图： #mu3`,9V  
m/}(dT;  
2MS-e}mi  
+b@KS"3h  
7.传动轴承和传动轴的设计 d +0(H   
( -^-  
1.  传动轴承的设计 #+$pE@u7A  
\$;Q3t3  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 K??(>0Qr}r  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min w}2;f=  
T1=43.77kn．m fsd,q?{a:  
⑵.  求作用在齿轮上的力 YI[y/~!  
    已知小齿轮的分度圆直径为 EVs.'Xg<  
        d1=42.4 {[B^~Y>Lr  
而  F= +<qmVW^X  
     F= F D}4*Il?  
^|Bpo(  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N up`.#GWm  
: &! >.Y  
j;%RV)e  
w]2tb  
⑶.   初步确定轴的最小直径 B#Sg:L9Tr'  
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 B,rpc\_  
VL6_in(  
1 /@lZ  
             c j-_  
     从动轴的设计 &U <t*"  
       oEfy{54  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， xOfZ9@VU  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M M@)^*=0H  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 x.gRTR`7(  
    已知大齿轮的分度圆直径为 8Ter]0M&  
        d2=252.5 (y^[k {#  
而  F= `bXP )$  
     F= F @C\>P49  
vpTYfE  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N . Y@)3  
LHy-y%?i  
sqKLz  
N%3 G\|~Q  
⑶.   初步确定轴的最小直径 XLG6f(B=F  
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 F|Y}X|x8Q  
3RYg-$NK[  
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 4i<V^go"  
查表,选取 ">$.>sn{  
c{X>i>l>  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 z x e6M~+  
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 {R5{v6m_  
Nd b_|  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,gdf7&r  
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  。 4q<LNvJA  
NhP&sQO  
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. ;|nC;D]  
P.8CFl X  
            D        B                轴承代号     <OYy ;s  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     0iy-FV;J  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     WziX1%0$n  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     ]g}Tqf/N%  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     /3]b!lFZZ  
P:`tL)W_  
     d5b \kRr  
Yh^~4S?  
     y2XeD=_'  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的  vbol 70  
    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, KN41 kkN  
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.     f;Cu@z{b  
ss8de9T"'  
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. OfSy_#aEK  
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, x+mf QcSD&  
高速齿轮轮毂长L=50,则 ZD)pdNX  
X?B9Z8  
L=16+16+16+8+8=64 =CCxY7)M+.  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. yP&SA+  
a.oZ}R7'Y  
5.    求轴上的载荷   %cPz>PTW@  
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, #gHs!b-g@  
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. T~*L [*F0  
&s]wf  
s :4<wmu4=  
`63?FzT y  
g{]C@,W  
kO1.27D  
;PBybR W  
|fQl0hL  
d;Uzl 1;  
     c5jd q[0  
d8Keyi8[  
传动轴总体设计结构图: ,g2oqq ?  
     ^p'iX4M  
                             |C MKY  
- %ul9}.  
                             (主动轴) _A8x{[$  
/1h 0 l;  
01 UEd8  
        从动轴的载荷分析图: d#?.G3YmK  
jK#[r[q{  
6.     校核轴的强度 3L;GfYr0  
根据 b IS 3  
== $#bgt   
前已选轴材料为45钢，调质处理。 ("UzMr,  
查表15-1得[]=60MP c[/h7!/aH  
〈 []    此轴合理安全 x B%Felz  
c4T8eTKU  
8、校核轴的疲劳强度. K#O8P+n5[  
⑴.   判断危险截面 U\_-GS;1  
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. |_=o0l f  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 > xc7Hr~  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 -Qt>yzD3  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 F]#rH   
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 b r"4 7i  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 UR/l M,N;  
截面上的弯曲应力 Anpx%NVo  
v=(L>gg  
截面上的扭转应力 ]5!}S-uJq  
== 0a#2 Lo  
轴的材料为45钢。调质处理。 ;NyX9&@  
由课本得： MZpG1  
           l'_P]@*  
因             YQB.3  
经插入后得 %&c+} m  
2.0         =1.31 &&N]u e@>  
轴性系数为 RJ#xq#l  
       =0.85 C+iIvRYC  
K=1+=1.82 l9U^[;D  
    K=1+（-1）=1.26 s|Hrb_[;l  
所以               XQ+KI:g2  
Qx9lcO_  
综合系数为：    K=2.8 XJ3 5Z+M  
K=1.62 p8%/T>hK  
碳钢的特性系数        取0.1 ZfzUvN&!  
   取0.05 [V\0P,l  
安全系数 g$++\%k&  
S=25.13 N2!HkUy2  
S13.71 n4albG4  
≥S=1.5    所以它是安全的 ``~7z;E%@  
截面Ⅳ右侧 A4}6hG#  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 :R/szE*Ak  
MroJ!.9  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 6K/j,e>L  
P= e3f(M2  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 rKlu+/G  
x Z 3b)j2D  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 QLq^[ >n  
截面上的弯曲应力   `@8QQB  
截面上的扭转应力 ";jj`  
==K= ;QT.|.t6  
    K= 3SRz14/W_R  
所以                 -}liG  
综合系数为： 5jj<sj!S  
K=2.8    K=1.62 80X #V  
碳钢的特性系数 e8HGST`  
    取0.1       取0.05 _m;#+`E  
安全系数 [m>kOv6>^  
S=25.13 gZ!vRO <%  
S13.71 95.m^~5  
≥S=1.5    所以它是安全的 [4V{~`sF  
}L.xt88  
9.键的设计和计算 j@jaFsX |  
(#Vkk]-p  
①选择键联接的类型和尺寸 Ap&Bwo 8b  
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. /D]?+<h1  
根据    d=55    d=65 Cr?|bDv}o  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 mnK SO  
                     b=20     h=12     =50 k"*A@  
VdrqbZ   
②校和键联接的强度 }9w?[hXW"  
  查表6-2得      []=110MP 6,nws5dh  
工作长度  36-16=20 =(ULfz[:  
    50-20=30 by 'P}  
③键与轮毂键槽的接触高度 #0K122oY  
     K=0.5 h=5 =!rdn#KH  
    K=0.5 h=6 d5/x2!mH8  
    由式（6-1）得： <:[ P&Y  
           ＜[] 9#K,@X5 j  
           ＜[] idWYpU>gC  
    两者都合适 .>4Zt'gCt  
    取键标记为： D%L}vugxK  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 inO)Y]|f  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 huj 6Ysr  
10、箱体结构的设计 fq-zgqF<  
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， zZ rUS'8  
大端盖分机体采用配合. T%{qwZc+mJ  
!j'9>G{T  
1.   机体有足够的刚度 B@P +b*%  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 aRPpDSR?l  
,BGaJ|k  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 $a^YJY^_  
 T06BrX  
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 I[mlQmwsL.  
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 IYeX\)Gv&  
x|>N   
3.   机体结构有良好的工艺性. ~RlsgtX"  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. XH9Y|FX%#  
tO0MYEx"  
4.   对附件设计 A~MAaw!YE  
A  视孔盖和窥视孔 s&T"/4  
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 yV;_]_EO  
B  油螺塞： O=2"t%Gc  
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。 Q-scL>IkCb  
C  油标： T8nOb9Nrj  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 nnP] x [  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. L'=mDb  
{bQi z  
D  通气孔： }/dGC;p"  
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. X~m*`UH  
E  盖螺钉： azEN_oUV  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 >_R,^iH"  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. ;ps 0wswX  
F  位销： x4b.^5"`:  
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. qnFi./  
G  吊钩： Wq5Nc  
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. ccUI\!TD{/  
:Z(w,  
减速器机体结构尺寸如下： ^0 zWiX  
c34s(>AC  
名称    符号    计算公式    结果     WA~PE` U  
箱座壁厚                10     2P&KU%D)0s  
箱盖壁厚                9     7iI6._"!w  
箱盖凸缘厚度                12     ]3u$%v c  
箱座凸缘厚度                15     3&39M&  
箱座底凸缘厚度                25     B,2oA]W"S  
地脚螺钉直径                M24     i3bDU(GS  
地脚螺钉数目        查手册        6     -0pAj}_2}  
轴承旁联接螺栓直径                M12     w6b\l1Z  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10      1rnbUE  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     vKX6@eg"  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     Kx8>  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     EbG`q!C  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 3Ryae/Nk  
    22 AeQIsrAHE  
    18     orT%lHwjL  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 &CtWWKS"  
    16     =Gl6~lJ{_  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     pn5A6 #  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     2q4dCbJ!  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     @<^_ _."  
机盖，机座肋厚                9    8.5     F<W`zQ46  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） Mk:k0,z  
150（3轴）     zB/)_AW  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） p3e_:5k  
150（3轴）     XGs d"UW  
     .}xF2'~E/  
11. 润滑密封设计 fo$5WTY  
e*nT+Rp  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. :)~idVlV  
    油的深度为H+ }3^b1D>2O  
         H=30  =34 =1:dKo8  
所以H+=30+34=64 ">-mZ'$#L  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 LTof$4s  
     e9F\U   
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 >Rnj6A|Q  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     tf:4}6P1  
    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 834E ]2  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 nQ\)~MKd  
     lZ\Si  
12.联轴器设计 J)148/  
1vy*u  
1.类型选择. 2r 0u[  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 x)^/3  
2.载荷计算. /4Df 'd  
公称转矩：T=95509550333.5 &EZq%Sd  
查课本,选取 J2va Kl  
所以转矩   BAJEn6f?  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 T+$Af,~  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm ^Z6N&s#6  
]<Ugg  
四、设计小结 {j0c)SETN  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 r )pg9}+  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 lZ\8$,B)  
五、参考资料目录 65@,FDg*i  
[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； )/B' ODa  
[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； iJ7?6)\  
[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； D>HX1LV  
[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； t V]BcDp  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编  e>FK5rz  
[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； L,KK{o|Eq  
[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？ Kgb 3>r  
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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