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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 LYGFE jS[  
                 cg7NtY  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         G9z Q{E  
                 wke$  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） RmO-".$yt  
W2tIt&{  
目   录 9NaC7D$,  
     ~zRUJ2hD!  
一    课程设计书                            2 + }(  
P\iw[m7O  
二    设计要求                              2 Ha$|9li`  
;W?e@ Lgxk  
三    设计步骤                              2 s?=f,I  
     KmZUDU%R  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 6h}f^eJ:K,  
    2. 电动机的选择                                4  gsc/IUk  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 U?>P6p  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 #E5#{bra  
    5. 设计V带和带轮                              6 6aCAz2 /  
    6. 齿轮的设计                                  8 ; z:}OD  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 j!&g:{ e  
    8. 键联接设计                                  26 5 LhFD  
    9. 箱体结构的设计                              27 Gi]Pwo${  
    10.润滑密封设计                                30 }pPxN@X  
    11.联轴器设计                                  30 H h$D:ZO  
     [@#P3g\:>W  
四    设计小结                              31 |w6:mtaS  
五    参考资料                              32 `"I^nD^t>Y  
2aW&d=!ZV  
一. 课程设计书 3 _:yHwkD  
设计课题: ff-9NvW4v  
    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 $>OWGueq64  
表一: p:k>!8.Qho  
         题号 .cQwj L  
\4~uop,Nb+  
参数    1     r@"Vbq%  
运输带工作拉力（kN）    1.5     8NPt[*  
运输带工作速度（m/s）    1.1     &Dqg<U  
卷筒直径（mm）    200     u` `FD  
?*tpW75hR[  
二. 设计要求 oVb6,Pn  
1.减速器装配图一张(A1)。 h?bm1e5kE  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 Jmf&&)p  
3.设计说明书一份。 rh${pHl  
d;:+Xd`  
三. 设计步骤 vxZvK0b620  
    1.  传动装置总体设计方案 8D)*~C'85E  
    2.  电动机的选择 KxGK`'E'r  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 4B-v\3Ff  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 x76<u:  
    5.  “V”带轮的材料和结构 /AjGj*O  
    6.  齿轮的设计 dW,$yH_  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 t{Q9Kv  
    8、校核轴的疲劳强度 ;?yd;GOt)  
    9.  键联接设计 )<1M'2  
    10.  箱体结构设计 72&xEx  
    11. 润滑密封设计 9@Cqg5Kx'  
    12. 联轴器设计 O>Xyl4U  
     . ?[2,4F;  
1.传动装置总体设计方案: hR[Qdu6r  
kJlRdt2  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ]. IUQ*4t  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， n$ axqvG  
要求轴有较大的刚度。 ^WVH z;  
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。 xx#; )]WT  
其传动方案如下： w~;1R\?|  
        |B;:Ald  
图一:(传动装置总体设计图) Qi w "x,  
4Xe3PdE  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 My5h;N@C  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 RnIL>Akp  
     传动装置的总效率 )<UNiC   
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； hJkIFyQ{j  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， 0V}%'Ec<e  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， i?A4uyYwS  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 ,+oQ 5c(f  
-$QzbRF5R  
  2.电动机的选择 DdN{=}A  
egYJ.ZzF0  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， E/Q[J.$o  
    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， =xw) [  
    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。 K`M8[ %S  
     {}s7q|$  
    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， Oq|RMl  
     >TeTa l  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 @tM1e<  
     4@.qM6 \\q  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 lN<vu#  
                                                  X) owj7U;  
NJI-8qTGI  
方案    电动机型号    额定功率 "S,,BjL  
P ol^OvG:TQ  
kw    电动机转速 ^GD"aerNr  
    电动机重量 quTM|>=_R  
N    参考价格 4@u*#Bp`|  
元    传动装置的传动比     lSPQXu*[  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     d!D#:l3;  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     ==RYf*d  
  }:])1!a  
   中心高 5hr$tkk L  
        外型尺寸 nVoL7ew+  
L×（AC/2+AD）×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     r,cV(  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     c/jU+,_g  
%|*tL7  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 pV9$Vg?-H  
\'xF\V  
（1）       总传动比 `WboM\u  
    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 jL8.*pfv  
    （2）       分配传动装置传动比 ]]Sz|6P  
    ＝× _K<H*R  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 h8&VaJ  
    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 fZw/kjx@  
4.计算传动装置的运动和动力参数 eGkB#.+J!  
（1）　各轴转速 H9?(5  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min E z?O gE{  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min 5/F1|N4  
（2）　各轴输入功率 F0qpJM,  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW s/"&k  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW Hz ) Xn\x  
    则各轴的输出功率：   j^;f {0f  
＝×0.98=2.989kW Za_w@o  
＝×0.98=2.929kW *|{1`{8n  
各轴输入转矩 1YV ;pEw3w  
   =××  N·m y-6k<RN  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ` $*I%oT;  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m XD%@Y~>+  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m t 1}R#NB  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m wX Z"}uT<}  
＝×0.98=242.86N·m eS-akx^@  
运动和动力参数结果如下表 L1ro\H  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     &OQ37(<_  
    输入    输出    输入    输出         'i+j;.  
电动机轴        3.03        20.23    1440     a> qB k})  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     6|:K1bI)  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05      UCV1{  
4zKmoYt  
5、“V”带轮的材料和结构 tAF#kBa\y_  
  确定V带的截型 >!sxX = <  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 1[p6v4qO{  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 ;}1O\nngR  
      V带截型      由图6-13                        B型 cZC%W!pT  
   !xcLJ5^W  
  确定V带轮的直径 O/Cwm;&t  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm cQ}3? v  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s dyWj+N5(  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm O:%s;p 5  
   4FQB%3>*  
  确定中心距及V带基准长度 WN#S%G:Q)  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 qJ(XW N H  
                          360<a<1030 O{^8dwg  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm RGEgYOO  
     lldNIL6B%  
  初定V带基准长度 +a3H1 tt~  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm 5<U:Yy  
       2(I S*idq  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm _4,/uG|a O  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm 9Xl[AVs:M  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ":@\kw  
   w3Lr~_j  
   确定V带的根数 &_cH9zw@  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw fk&>2[^&  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 Jlp nR#@  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 IC"Z.'Ph  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 VO JA}$  
         bT>MZK8b  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 GHNw.<`l?  
                             /_SQKpic  
                       取Z=2 s!<RWy+  
V带齿轮各设计参数附表 0\zY?UUww  
PH.g+u=v  
各传动比 S^s|/!>  
|xawguJ  
    V带        齿轮     S5o,\wT  
    2.3        5.96     uwl_TDc>%  
  %lq[,6?>5  
2. 各轴转速n 3 C{A  
    (r/min)        (r/min)     &R5zt]4d&  
    626.09        105.05     )Cu2xRr^`  
j+9;Rvt2  
3. 各轴输入功率 P &&% oazR=  
    （kw）        （kw）     @U+#@6  
    2.93       2.71     5o6X.sC8e  
1-V"uLy@gC  
4. 各轴输入转矩 T mq}V @H5  
    (kN·m)        (kN·m)     %@9c'6  
43.77        242.86     n&l(aRoyx  
(^oN, 7  
5. 带轮主要参数 12VIP-ABK  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         RDfv D|}VN  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     brCXimG&jo  
带的根数z     .(RZ&*4  
    160        368        708        2232        B        2     [*C%u_h  
/:tzSKq}  
6.齿轮的设计 mW2D"-s  
`>0%Ha   
（一）齿轮传动的设计计算 &V| kv"Wwj  
E+ctiVL  
齿轮材料，热处理及精度 !>\&*h-Cm#  
    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 Q.?(h! )9  
    （1）       齿轮材料及热处理 [QFAkEJ--o  
       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 !RP0W  
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 !9.k%B:  
      ② 齿轮精度 $Qz<:?D  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 :.9Y  
     E.%V 0}  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 S B~opN  
按齿面接触强度设计 C$p012D1  
~&?57Sw*m  
确定各参数的值: fMIRr5  
①试选=1.6  ZC]|s[  
选取区域系数 Z=2.433   9a[1s|>w-  
     5,-g^o7  
    则 %~I&T". iC  
    ②计算应力值环数 |a#=o}R_  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） !Q WNHL  
    =1.4425×10h jzJQ/ZFS  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) Iprt ZqiL  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 SwsJ<Dq^z  
    ④齿轮的疲劳强度极限 _aYhW{wW  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: ^&D5J\][  
    []==0.93×550=511.5 ftvu69f  
eL>wKu:r  
    []==0.96×450=432         e^em^1H( %  
许用接触应力   : tBe/(e4#  
         Ni8%K6]z  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   >?1GJ5]\s  
         =1 [;yKbw!C  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 ]0&X[?  
    =4.47×10N.m ~5&B#Sm[G  
    3.设计计算 & #JYh=#  
①小齿轮的分度圆直径d L[ZS17 ;*  
     X{Fr  
    =46.42 ~n8UN<  
    ②计算圆周速度 c(uD kX  
    1.52 je@&|9h  
    ③计算齿宽b和模数 >yr;Y4y7K  
计算齿宽b -<g[P_#  
       b==46.42mm oKYa ?  
计算摸数m *v%gNq  
  初选螺旋角=14 HU'w[r 6a  
    = }]H7uC!t   
    ④计算齿宽与高之比 |fywqQFq  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 0r_~LN^|[  
=46.42/4.5 =10.32 i6P}MtC1  
⑤计算纵向重合度 4evNZ Q  
=0.318=1.903 z Ohv>a  
⑥计算载荷系数K T9}~]zW7P  
使用系数=1 5Q <vS"g  
根据,7级精度, 查课本得 VH4wsEH]  
动载系数K=1.07, L){V(*K '  
查课本K的计算公式: SHs [te[  
K= +0.23×10×b |{(JUXo6K  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 gm pY[  
查课本得: K=1.35 1TX3/]:  
查课本得: K==1.2 t{ yj`Vg  
故载荷系数: p:4-b"O  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 y{&%]Fq <5  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 *#E_KW1RV  
    d=d=50.64 ZV:df 6S  
    ⑧计算模数 P>u2""c  
    = 8G3 Z,8P4(  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 X31%T"  
    由弯曲强度的设计公式 jJw  
    ≥ Go1xyd:k  
MM]0}65KG  
⑴   确定公式内各计算数值 [TQYu:e  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m n-SO201[*  
         确定齿数z WMnSkO  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 x1Y/^ks@2  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 kssRwe%>;  
    Δi＝0.032％5％，允许 iDX<`)  
    ②      计算当量齿数 n|?sNM<J3  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  5x|$q kI  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 %]Nm'"Y`U  
    ③       初选齿宽系数 ZbVn"he  
     按对称布置，由表查得＝1 `),U+  
    ④       初选螺旋角 *1!'ZfT;  
    初定螺旋角 ＝14 I L7kpH+y  
    ⑤       载荷系数K ={v(me0ZPb  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 6w? GeJ  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y n^$Q^[:Z  
    查得: -(e=S^36  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 TghT{h@  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 wLiPkW  
     .SmG)5U]  
    ⑦       重合度系数Y Ek_&E7  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 {>vgtkJ  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 %).I &)i  
＝14.07609 ;7EeRM*  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 Ct?xTFb  
    ⑧       螺旋角系数Y j@#RfVx  
 轴向重合度 ＝1.675, cUP1Uolvn  
    Y＝1－＝0.82 \!jz1`]&{  
     fj['M6+wd  
    ⑨       计算大小齿轮的 g"Hl 30o  
 安全系数由表查得S＝1.25 h?;03>6A&]  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 ^i8biOSZu  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 !5h-$;  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 +~YoP>  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   ;qy;;usa  
    小齿轮     大齿轮 =O"l/\c^  
cZ !$XXA`  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: Y@q9   
    K=0.86        K=0.93   7O%^4D  
"[k>pzl6  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 op2Zf?Bx{+  
      []= >'=9sCi  
      []= Vv5T(~   
       OAFxf,b  
       ZwY mR=  
        大齿轮的数值大.选用. k,'MmAz  
     y xT}hMa  
⑵   设计计算 a%a0/!U[  
     计算模数 !mWm@ }Ujg  
9bRUN<  
v5e*R8/  
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: -R1;(n)  
8[t*VIXI  
z==24.57  取z=25 {|OXiRm'  
uit.r^8l  
那么z=5.96×25=149           q9VBK(,X  
   q^6#.}  
②   几何尺寸计算 G(shZ=fq  
    计算中心距     a===147.2 |{-?OOKj  
将中心距圆整为110 Z  eY *5m  
_-#o[>2[  
按圆整后的中心距修正螺旋角 #H |p)2k  
&}C-W* f,Z  
=arccos {,6J*v"o  
qf ]le]J  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. @p/"]zf  
(nBh6u*  
计算大.小齿轮的分度圆直径 Uc ,..  
     FqGMHM\J  
    d==42.4 ~#VDJ[Z  
7@e}rh?N-|  
d==252.5 m~W[,7NE0&  
z0a`*3 -2  
计算齿轮宽度 I`jG  
xQzW6H|  
B= (M u;U!M"P  
+>2.O2)%q  
圆整的       ez%:>r4  
m :~y:.  
                                            大齿轮如上图： ,afO\oe>MG  
 huyfo1(  
P*%P"g  
yt,Ky8y1  
7.传动轴承和传动轴的设计 q(R|3l^6T  
O8v9tGZoh  
1.  传动轴承的设计 <"3${'$k`  
XhWo~zh"  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 \Nf#{  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min 0 "TPY(n  
T1=43.77kn．m r| \""  
⑵.  求作用在齿轮上的力 >o`+j$j  
    已知小齿轮的分度圆直径为 uTJ z"c`F  
        d1=42.4 *:un+k  
而  F= o /1+ }f  
     F= F & @_PY  
`)KGajB  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 8:*ZuR|~  
2 w! 0$  
vpdPW%B  
9` VY)"rJ  
⑶.   初步确定轴的最小直径 luac  
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 -byaV;T?"  
]c|JxgU  
s`[V{1m,  
             z?kE((Ey  
     从动轴的设计 Y,,Z47% E  
       g`.H)36  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， q&NXF (  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M w~pe?j_F$  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 QGGBI Ku   
    已知大齿轮的分度圆直径为 dNqj|Vu  
        d2=252.5 63$`KG3  
而  F= :=!6w  
     F= F $83Qd  
u}_x   
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N I3sfOU  
qx*b\6Rt  
E&L ml?@  
2\|sXC  
⑶.   初步确定轴的最小直径 k$#1T +(G  
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 @7Ln1v  
[(TmAEON  
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 H0t#J  
查表,选取 6L Fhhl^  
;<+Z}d/g9  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 #hu`X6s"  
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 K)Z~ iBRM  
T-7( 3#&  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Hl{ul'o  
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  。 *J': U>p  
xH,e$t#@@~  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. b`DPlQHj  
> hGB o  
            D        B                轴承代号     _Vt9ckaA  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     m@L>6;*  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     @ IDY7x27  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     WHLTJ]OB  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     S?D]P'<  
V!TGFo}  
     VtU2&  
9j-;-`$S  
     YbZ?["S&  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 P9S)7&+DL  
    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, A5%Now;.cf  
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.     Y[rCF=ZVH  
LRS,bl3}/  
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. GGZ9DC\{  
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, )S#?'gt*  
高速齿轮轮毂长L=50,则 M A%g-}  
AxO.adQE%  
L=16+16+16+8+8=64 wk^$DM/KJ)  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 'b>3:&  
7[R`52pP  
5.    求轴上的载荷   UQ)^`Zj  
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, _ KyhX|  
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. r9D 68*H  
]a*26AbU+  
Pe11a zJ  
{D,- Whi  
"s`#` '  
or7l} X  
Y10  
LJ z6)kz  
w-@6qMJ  
     }<'ki ;  
o##!S6:A  
传动轴总体设计结构图: QMDkkNK  
     cb. -AlqQ  
                             ;xai JJK{  
<p` F/p-  
                             (主动轴) `bLJ wJ7  
IRv/[|"L  
AmCymT3P*e  
        从动轴的载荷分析图: wjOJn]  
DoICf1  
6.     校核轴的强度 i"4;{C{s  
根据 jG#e% `'  
== ~eiD(04^r*  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 T/hz23nH  
查表15-1得[]=60MP D7jbo[GgS  
〈 []    此轴合理安全 I-Hg6WtB  
Y|KT3  
8、校核轴的疲劳强度. WK{F  
⑴.   判断危险截面 ezm*9Jc~p  
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. yi-0CHo  
⑵.  截面Ⅶ左侧。  W}Rzn  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 ClPE_Cfw~  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 wRX#^;O9?>  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 '@^mesMG  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 q[. p(6:  
截面上的弯曲应力 LMp^]*)t  
"5\6`\/  
截面上的扭转应力 = ^%*:iT  
== sv6m)pwh  
轴的材料为45钢。调质处理。 gmiLjI  
由课本得： , $cpm=1  
           '_91(~P  
因             v++&%  
经插入后得 2frwU~y  
2.0         =1.31 !bn=b>+  
轴性系数为 A":cS }Ui  
       =0.85 <(45(6fQ  
K=1+=1.82 Zb<D%9  
    K=1+（-1）=1.26 h5v=h>c  
所以               m,rkKhXP  
E$v!Z;A  
综合系数为：    K=2.8 {!1RlW  
K=1.62 tU.~7f#+A  
碳钢的特性系数        取0.1 z)u\(W*\iA  
   取0.05 xd+aO=)Td  
安全系数 *(Z\ "o!  
S=25.13 rX?%{M,xFw  
S13.71 (De>k8  
≥S=1.5    所以它是安全的 9?sm-qP  
截面Ⅳ右侧 Y/L*0 M.<  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 v&sl_w/tn  
]na$n[T/I  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 @oD2_D2  
jq_ i&~S  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 Uu9I;q!|  
+iNp8  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 l4& l)4Rx  
截面上的弯曲应力   ~sNBklK  
截面上的扭转应力 p?4,YV|#  
==K= TRE D_6  
    K= zNg[%{mz  
所以                 ,@zw  
综合系数为： D8WKy  
K=2.8    K=1.62 UsdMCJ&G  
碳钢的特性系数 oE,TA2  
    取0.1       取0.05 tF.N  
安全系数 {f;DhB-jj  
S=25.13 RW<4",  
S13.71 UMK9[Iy$<M  
≥S=1.5    所以它是安全的 Bc'Mj=>;  
PlwM3lrj  
9.键的设计和计算 1aPFpo!  
bR?xz-g%<3  
①选择键联接的类型和尺寸 tHr4/  
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. ` ^;J<l  
根据    d=55    d=65 @c).&7  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 G[{Av5g mx  
                     b=20     h=12     =50 j_z@VT}y  
4,BJK`{  
②校和键联接的强度 VeOM `jy  
  查表6-2得      []=110MP =o'g5Be<F  
工作长度  36-16=20 $Xqc'4YOZ  
    50-20=30 h\+8eeIl  
③键与轮毂键槽的接触高度 lcVG<*gf-  
     K=0.5 h=5 \$gA2r  
    K=0.5 h=6 Qm_;o(  
    由式（6-1）得： % pAbkb3m  
           ＜[] ST,+]p3L(  
           ＜[] /L./-92NH4  
    两者都合适 ^UFNds'q  
    取键标记为： F6"s&3D{  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 gu&W:FY  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 >'jkL5l  
10、箱体结构的设计 >4os%T  
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， Q`Rn,kCVy  
大端盖分机体采用配合. ScmwHid:\  
alBnN<UM  
1.   机体有足够的刚度 N1" bH~  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 Z/ L%?zH  
7\gu; [n  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 K>n@8<7  
:SY,;..3e  
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 $ 'yWg_(  
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 J|VDZ# c7  
\[%_ :9eq  
3.   机体结构有良好的工艺性. q_[`PYT  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. [Mj5o<k;I  
8~g~XUl  
4.   对附件设计 sejT] rJ  
A  视孔盖和窥视孔 A=70UL  
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 Xe(]4Ux  
B  油螺塞： c{qTVi5e  
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。 We'=/!  
C  油标： lI@Z)~  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 ,fo7. h4{  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.  `YO&  
*:`fgaIDa  
D  通气孔： MPYYTQ1FB  
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. Mky^X,r  
E  盖螺钉： H}(WL+7  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 rje;Bf  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. 8?|W-rN  
F  位销： <N3~X,ch  
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. wB+F/]]|N  
G  吊钩： dCLNZq h6  
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. JOs kf(  
@g*[}`8]y  
减速器机体结构尺寸如下： Y@qugQM>  
2EO9IxIf  
名称    符号    计算公式    结果     R[TaP 7n  
箱座壁厚                10     "W_E!FP]r  
箱盖壁厚                9     ;ZkY[5  
箱盖凸缘厚度                12     dP#7ev]'  
箱座凸缘厚度                15     ZT`" {#L  
箱座底凸缘厚度                25     *z_`$Y  
地脚螺钉直径                M24     #Yy5@A}`o  
地脚螺钉数目        查手册        6     eKU4"XTk  
轴承旁联接螺栓直径                M12     rA @|nL{  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     qoW$Iw*q)B  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     ?}EWfsA  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     UQWv)  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     A5[kYD,_  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 >y!O_@>z  
    22 i.7$~}  
    18     L:Faq1MG  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 $}EARW9  
    16     "cbJ{ G1pk  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     B}aW y&D  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     A>(EM}\,  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     :R3&R CTZ  
机盖，机座肋厚                9    8.5     /gn\7&=P  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） f/Z-dM\e  
150（3轴）     i?)bF!J  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） 0/cgOP!^  
150（3轴）     6.a>7-K}%  
     WMFn#.aY5  
11. 润滑密封设计 ]eTp?q%0  
PAVlZ}kj  
    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. '8I=Tn  
    油的深度为H+ y;O 6q206  
         H=30  =34 V=+p8nE0  
所以H+=30+34=64 psS^  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 -vt6n1A&b  
     UY:Be8C A  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 !u`f?=s;  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     QqXaXx;  
    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 DvA#zX[  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 ;zWiPnX}  
     77 ?TRC  
12.联轴器设计 P)ne^_   
C3 m_sv#e  
1.类型选择. [y<s]C6E  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 M2.*]AL  
2.载荷计算. Z(J 1A x  
公称转矩：T=95509550333.5 |6`7kb;p  
查课本,选取 aQso<oK  
所以转矩   475jmQ{q  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 j\.e6&5%SS  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm &3*r-9BZ  
9,}Z1 f\%  
四、设计小结 ^q<EnsY  
    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。 y cWY.HD  
    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。 M@0S*[O{"  
五、参考资料目录 va.Ve# N  
[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； 6-nf+!#G  
[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； LBcqFvj{&  
[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； \ow(4O#  
[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； 5)w;0{X!P  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 :[Ie0[H/M  
[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；  ~"h V-3U  
[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？ qmnW  
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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