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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 .R@s6}C`}=  
                 OTGy[jY"  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         ubZJUm  
                 w=CzPNRHH!  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） J0 dY%pH#  
l[]cUE  
目   录 fJP *RVz  
     HYmUD74FR  
一    课程设计书                            2 @( \R@`#  
c:52pYf+  
二    设计要求                              2 Y]*&\Ex"\  
FW5v 1s=  
三    设计步骤                              2 'Hzc"<2Y\  
     0l4f%'f  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 qe'ssX;  
    2. 电动机的选择                                4 ?E_;[(Mcr  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 -Bl^TT  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 +I-BqA9  
    5. 设计V带和带轮                              6 u;]xAr1  
    6. 齿轮的设计                                  8 Ch3MwM5]  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 B;F ~6i  
    8. 键联接设计                                  26 ,NvXpN  
    9. 箱体结构的设计                              27 mBJr*_p  
    10.润滑密封设计                                30 ' tHa5`  
    11.联轴器设计                                  30 gq;>DY]   
     BVj(Q}f8  
四    设计小结                              31 9pPLOXr ,  
五    参考资料                              32 g~b$WV%  
: 8j7}'  
一. 课程设计书 L&y"oAp<  
设计课题: gwsIzYV  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V ZjMnGRP  
表一: zfE8=d8U  
         题号 <5mv8'{L  
 BdiV  
参数    1     lz ::6}  
运输带工作拉力（kN）    1.5     _~MX~M3MB  
运输带工作速度（m/s）    1.1     f>$RR_  
卷筒直径（mm）    200     y3o3G  
^[r1Dk  
二. 设计要求 5y 5Dn!`  
1.减速器装配图一张(A1)。 8!cHRtqK  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 UgK c2~  
3.设计说明书一份。 W1M322]>L  
$Hj;i/zD  
三. 设计步骤 A6 .wXv,  
    1.  传动装置总体设计方案 ,Pcg+^A  
    2.  电动机的选择 .4U*.Rf  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 [>r0 (x&.  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 uDXV@;6<  
    5.  “V”带轮的材料和结构 Z)$@1Q4P?1  
    6.  齿轮的设计 $H[q5(_~  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 cV0CI&  
    8、校核轴的疲劳强度 )qw;KG0F  
    9.  键联接设计 D*[J rq,  
    10.  箱体结构设计 1AN$s  
    11. 润滑密封设计 Osm))Ua(  
    12. 联轴器设计 ZAU#^bEQB  
     KK3iui  
1.传动装置总体设计方案: W+63B8)4  
^g|cRI_"  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 8{/.1:  
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， S4 Uu/EX6S  
要求轴有较大的刚度。 mB"I(>q*M  
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。 GVJ||0D  
其传动方案如下： E/a2b(,Tg  
        R'zi#FeP  
图一:(传动装置总体设计图) HnKgD:  
,!@MLn  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 #"rK1Z  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 d?J&mLQ6  
     传动装置的总效率 ;aW k-  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； )MK $E,W  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， Iq4B%xo6G  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， N'9T*&o+  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 t1o 6;r K  
AQ@)'  
  2.电动机的选择 'UWkJ2:!  
c+e?xXCEAz  
    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， 5!fYTo|G>  
    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， RPgz"-  
    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。 tx>7?e8E  
     K&`1{,  
    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， ^ex\S8j  
     :,aY|2si  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 2O[sRm)  
     +sjzT[ Dn  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 $1|E(d1  
                                                  r>peKo[X(  
{FI*oO1A~  
方案    电动机型号    额定功率 2{63:f1c`'  
P "W%YsN0  
kw    电动机转速 J|f29B-c  
    电动机重量 =FhP$r*  
N    参考价格 aMhVO(+FW  
元    传动装置的传动比     0t^FM<7G  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     {<gv1Yht  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     A8vd@0  
  4BCe;Q^6  
   中心高 iLuC_.'u=  
        外型尺寸 "Mj#P9  
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     6d6cZGS[:  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     oC>J{z  
O;<wD h)Yt  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 +|obU9M  
vJ65F6=G  
（1）       总传动比 3< ?+Yhq  
    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 ^_Hf}8H7]  
    （2）       分配传动装置传动比 P\ke%Jdpw?  
    ＝× Zyz#xMmM  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 e6j1Fa9  
    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 `/>kN%  
4.计算传动装置的运动和动力参数 H)D|lt5xy  
（1）　各轴转速 '?veMX  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min F&czD;F  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min 0<\|D^m=&h  
（2）　各轴输入功率 3Vc}Q'&Y  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW ~?ezd0  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 6(`N!]e*L  
    则各轴的输出功率：   8eS(gKD  
＝×0.98=2.989kW )dhR&@r*w  
＝×0.98=2.929kW Qs,\P^n  
各轴输入转矩 hXjZ>n``  
   =××  N·m -/JEKw c  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· -|m3=#  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m /"gRyv  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m xyGwYv>*KO  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m Th9V8Rg+E  
＝×0.98=242.86N·m W|>jj$/o  
运动和动力参数结果如下表 XY'8oU`]{  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     x'`{#bKD  
    输入    输出    输入    输出         Z2$_9.  
电动机轴        3.03        20.23    1440     <x^$Fu  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     fI)XV7,X  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     /@ @F nQ++  
n;Oe-+oSC  
5、“V”带轮的材料和结构 dw<i)P^   
  确定V带的截型 ^}-l["u`  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 rS BI'op  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 .pUB.l$)  
      V带截型      由图6-13                        B型 -pYmM d,  
   PF`uwx@zH  
  确定V带轮的直径 >+dS PI  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm M?h{'$T  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s Og7yT{h_  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm A?lL K&*  
   ?l9sj]^w  
  确定中心距及V带基准长度 #Zm`*s`  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 A`3KE9ED  
                          360<a<1030 HqWWWCWal  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm );.$  `0  
     ! *sXLlS  
  初定V带基准长度 .Od:#(aq  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm l[T-Ak  
       utZI'5i  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm }gv'r ";  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm qIZ+%ZOu  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ,zoHmV1Wd+  
   aze#Cn,P}  
   确定V带的根数 $vXY"-k  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw n>v1<^  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 cn} CI  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 7He"IJ  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 XS&Pc  
         8UjIC4'  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 &s`)_P[  
                             6-wpR  
                       取Z=2 8`*5[ L~~/  
V带齿轮各设计参数附表 }'P|A  
\7LL neq  
各传动比 (sKg*G2  
Gky*EY  
    V带        齿轮     wMCMrv:  
    2.3        5.96     "QOQ  
  gV@xu)l  
2. 各轴转速n #!Cg$6%x9  
    (r/min)        (r/min)     )W\ )kDh!  
    626.09        105.05     O<s7VHj  
W@AHE?s6g  
3. 各轴输入功率 P %_E5B6xi{  
    （kw）        （kw）     pA.orx  
    2.93       2.71     M]5l-i$  
(>0`e8v!  
4. 各轴输入转矩 T wetu.aMp  
    (kN·m)        (kN·m)     lD$s, hp  
43.77        242.86     tQzbYzGb7  
Gk5'|s  
5. 带轮主要参数 hD5@PeLh  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         OG<*&V  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     ']2Vf] dB  
带的根数z     rwDLBpk  
    160        368        708        2232        B        2     wBpt W2jA  
%@:>hQ2;  
6.齿轮的设计 G%~V b  
PNAvT$0LaZ  
（一）齿轮传动的设计计算 Q+Nnj(AQY  
bq7+l4CGTv  
齿轮材料，热处理及精度 ]B(}^N>WH  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 b$H bo;_   
    （1）       齿轮材料及热处理 On);SN'  
       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 ? /!Fv/  
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 R,D/:k'~k  
      ② 齿轮精度 +iN!$zF5]  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 )q'dX+4=eL  
     Z|@-=S(.  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 eM$a~4!d  
按齿面接触强度设计 2f:hz  
:c]y/lQmV  
确定各参数的值: ,'c%S|]U7  
①试选=1.6 Z%o.kd"  
选取区域系数 Z=2.433   Y_*KAr'{P  
     o Rk'I  
    则 |6-9vU!LK?  
    ②计算应力值环数 <6]Hj2  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） hRuiuGC  
    =1.4425×10h $]?pAqU\  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) xy>$^/[$  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 fQ~~%#z1  
    ④齿轮的疲劳强度极限 BpA7 z/  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: _RcEfT  
    []==0.93×550=511.5 o7we'1(O  
{C`M<2W]  
    []==0.96×450=432         u@D5SkT  
许用接触应力   0e>?!Z E  
         fPN/Mxu  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   d.ywH;  
         =1 (Ajhf}zJ  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 <2j$P Y9  
    =4.47×10N.m ,FYA*}[  
    3.设计计算 ? }^ y6  
①小齿轮的分度圆直径d gz'{l[  
     miBCq l@x  
    =46.42 ~+ae68{p  
    ②计算圆周速度 q:vN3#=^qf  
    1.52 fc:87ZR{K  
    ③计算齿宽b和模数 B7A.~' =  
计算齿宽b jY9tq[~/  
       b==46.42mm i]zh8|">  
计算摸数m ^38k xwh  
  初选螺旋角=14 cJT_Qfxx  
    = s!09cS  
    ④计算齿宽与高之比 r_ 9"^Er  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 aG"  
=46.42/4.5 =10.32 MAqETjB  
⑤计算纵向重合度 ~&0lWa  
=0.318=1.903 E]{0lG`l  
⑥计算载荷系数K ! , ]Fx  
使用系数=1 !N:w?zsp  
根据,7级精度, 查课本得 ~Gg19x.#uW  
动载系数K=1.07, brE%/%! e  
查课本K的计算公式: K~&3etQF  
K= +0.23×10×b T?n[1%K  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 RionKiN  
查课本得: K=1.35 -K^(L #G  
查课本得: K==1.2 /$8& r  
故载荷系数: 2#`d:@r  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 -uAGG?ZER  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 ;rh =63g  
    d=d=50.64 ('_S1?y  
    ⑧计算模数 _ Axw$oYS  
    = yh4%  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 BH^cR<<j  
    由弯曲强度的设计公式 3wgZDF38  
    ≥ ^SUo-N''  
odeO(zuU  
⑴   确定公式内各计算数值 u7wZPIC{_  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m {=^<yK2q  
         确定齿数z cJ,`71xop,  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 2zjY|g/  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 TTxSl p2=;  
    Δi＝0.032％5％，允许 kvN6K6  
    ②      计算当量齿数 v<} $d.&*  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  Q!fk|D+j  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 )/v`k>E  
    ③       初选齿宽系数 a'G[ !"  
     按对称布置，由表查得＝1 H,fVF837  
    ④       初选螺旋角 j~ qm5}  
    初定螺旋角 ＝14 WdrMp  
    ⑤       载荷系数K Im`R2_(]  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 B<!wh  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y 6`'KM/   
    查得: /P{'nI  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 i;+<5_   
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 ^[ >  
     oW/H8q<wY  
    ⑦       重合度系数Y TsRbIq[  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 XOY\NMo  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 <,'^dR7,  
＝14.07609 apm,$Vvjy  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 TkjZI}]2  
    ⑧       螺旋角系数Y ?rwHkPJ{*  
 轴向重合度 ＝1.675, fVBu?<=d  
    Y＝1－＝0.82 =~ j S  
     ~!dO2\X+  
    ⑨       计算大小齿轮的 %aJ8wYj*  
 安全系数由表查得S＝1.25  O6!:Qd  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 qB=%8$J  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 =$%_asQJ  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 rOq>jvy  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   *7/MeE6)i  
    小齿轮     大齿轮 v.]W{~PI2V  
U| 1&=8l  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: ~M J3-<I  
    K=0.86        K=0.93   yi1V\8DC  
R 9Y k9v  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 .*w3ryQ  
      []= {cYbM[}U"  
      []= {&Sr<d5  
       Js8d{\0\  
       ^cYt4NHXn  
        大齿轮的数值大.选用. )pt#Pu  
     ehYGw2  
⑵   设计计算 Xc@%_6  
     计算模数 `wLa.Gzj  
5},kXXN{+  
9ioV R  
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: E@$HO_;&  
s av  
z==24.57  取z=25 )SFy Q  
<DM:YWNa  
那么z=5.96×25=149           wrt^0n'r)c  
  79(Px2H2  
②   几何尺寸计算 _:,U$W  
    计算中心距     a===147.2 _LSf )  
将中心距圆整为110 })@LvYK  
cn!Y7LVr  
按圆整后的中心距修正螺旋角 O_wRI\ !  
:>otlI<0t  
=arccos 'gwh:8Xc  
<swY o<?J#  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. 5%Q[X  
/WKp\r(Hp  
计算大.小齿轮的分度圆直径 T8rf+B/.L  
     @=1kr ^i  
    d==42.4 'xY@ I`x  
WKPuIE:  
d==252.5 .FXn=4l'vV  
!>5!Fb=Sy  
计算齿轮宽度 14v,z;HXj  
gkyv[  
B= @z)_m!yV1  
*z A1NH5  
圆整的       SLG3u;Ab  
}PDNW  
                                            大齿轮如上图： 5 5T c  
^yB>0/{)z  
w oSI 2i  
 $VCWc#  
7.传动轴承和传动轴的设计 x GHS  
WSW,}tFp"  
1.  传动轴承的设计 #I.Wmfz  
o!+jPwEU  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 aBLE:v  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min u*$ 1e  
T1=43.77kn．m ?0VLx,kp  
⑵.  求作用在齿轮上的力 a_0G4@=T  
    已知小齿轮的分度圆直径为 }Myi0I<  
        d1=42.4 <2a7>\74E0  
而  F= 3%W R  
     F= F A"@C }f  
:8~*NSEFd  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N $fE$j {  
S?5z  
)'RLK4l  
?*Kewj  
⑶.   初步确定轴的最小直径 m_z1|zM}o  
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 i+V4_`  
2Xm\;7  
m{bw(+r  
             E30VKh |  
     从动轴的设计 [yF4_UoF  
       !.'@3-w]  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， r$*p  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M WBA0! g98  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 b:S#Sz$  
    已知大齿轮的分度圆直径为 "yI)F~A  
        d2=252.5 46dh@&U  
而  F= Z;_WU  
     F= F /EOtK|E  
;!k1LfN  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N uL!{xuN  
>4.{|0%ut  
he/UvMu  
+x!V;H(  
⑶.   初步确定轴的最小直径 SZCF db  
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 zX!zG<<K  
EV@xUq!x .  
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 tF)aNtX4^  
查表,选取 nJYcC"f  
J}coWjw`q  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 @Zs}8YhC  
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 kg$<^:uX  
AG#5_0]P~  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^z$-NSlI  
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  。 5M~\'\;  
$H/3t?6h`  
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. WZ'3  
bf `4GD(  
            D        B                轴承代号     HzM^Zn57%  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     NwmO[pt+  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     'Z-jj2t}  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     o_<o8!]l"  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     EeKEw Sg  
"6n~, $  
     aF$HF;-y  
Z^AACKME  
     Q^8C*ekfg!  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 5isejR{r  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, un[Z$moN"  
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.     +E QRNbA  
_EOQ*K#=Ct  
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. DL2gui3  
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, &gkloP @  
高速齿轮轮毂长L=50,则 k@AOE0m  
"}|n;:r  
L=16+16+16+8+8=64 `ejE)VL=8h  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. K.] *:fd  
;y?,myO  
5.    求轴上的载荷   J;+iW*E:  
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, . #;ZM[v  
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. L^)&"6oSa  
Fy<dk}@  
=_8  
:a3Pnq$]E  
H;}V`}c<`  
CJ&0<Z}{m  
Q5iuK#/  
2<y E3:VX  
VVvV]rU~  
     w@ 4q D  
4_`+&  
传动轴总体设计结构图: ycRy! 0l  
     by& #g  
                             \A _g  
9>qR6k ?  
                             (主动轴) 3t(nV4uDF  
cgm]{[f  
 OR4!73[I  
        从动轴的载荷分析图: 1,Uv;s;{  
6Ez}A|i  
6.     校核轴的强度 |Z$heYP:w  
根据 y_38;8ex  
== VLc=!W}  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 t&wtw  
查表15-1得[]=60MP ;p/RS#  
〈 []    此轴合理安全 -d6| D?}S  
*8fnxWR   
8、校核轴的疲劳强度. Tv3Bej  
⑴.   判断危险截面 .ev'd&l.  
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. c{6!}0Q4  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 h2!We#  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 @X"p"3V  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 7Xm pq&g  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 I)]wi%  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 a{QHv0goG  
截面上的弯曲应力 %?y ?rt  
U"A]b(54  
截面上的扭转应力 pA+W 8v#*  
== a [iC!F2  
轴的材料为45钢。调质处理。 iQZgs@  
由课本得： P(d4~hS  
           M$ `b$il  
因             S>aN#  
经插入后得 x,STt{I=  
2.0         =1.31 \('8 _tqI"  
轴性系数为 ?7'uo$  
       =0.85 { o=4(RC  
K=1+=1.82 1 +O- g  
    K=1+（-1）=1.26 A}FEM[2  
所以               ot]E\g+!  
]YQlCx`  
综合系数为：    K=2.8 (01M0b#  
K=1.62 9l@VxX68M  
碳钢的特性系数        取0.1 <K%qaf  
   取0.05 3lqR(Hh3  
安全系数 zJOjc/\  
S=25.13 >o>r@;  
S13.71 ;M{ @23?`  
≥S=1.5    所以它是安全的 d Ayof=  
截面Ⅳ右侧 07DpvhDQ  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 Bl2y~fCA  
h-=3 b  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 *T*=~Y4kE  
D%N^iJC,9  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 a=&a)FR  
0 ML=]  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 YBN@{P$  
截面上的弯曲应力   ~&[Wqn@MZ  
截面上的扭转应力 lV: R8^d  
==K= 5*xk8*  
    K= Y'&A~/Adf  
所以                 r]sv50Fy  
综合系数为： b{=2#J-  
K=2.8    K=1.62 (n05MwKu\  
碳钢的特性系数 '^'vafs-/@  
    取0.1       取0.05 IExo#\0'6  
安全系数 y~w2^VN=  
S=25.13 ZMy0iQ@  
S13.71 mVg-z~44T  
≥S=1.5    所以它是安全的 f ."bq43(  
sWP5=t(i+9  
9.键的设计和计算 V~tq _  
v}!eJzeH  
①选择键联接的类型和尺寸 Wp`wIe6  
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. {1;j1|CI  
根据    d=55    d=65 X(U CN0#  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 Fd":\7p  
                     b=20     h=12     =50 8rAOs\ys  
E% t_17,=j  
②校和键联接的强度 &[f.;1+C  
  查表6-2得      []=110MP ME7jF9d  
工作长度  36-16=20 1-r# v  
    50-20=30 &u( eu'Q3  
③键与轮毂键槽的接触高度 IqJ7'X  
     K=0.5 h=5 fpJM)HU  
    K=0.5 h=6 NK2Kw{c"iI  
    由式（6-1）得： m_\w)  
           ＜[] EYtf>D  
           ＜[] o@mZ6!ax3  
    两者都合适 zs<W>gBq  
    取键标记为： %Sr/'7 K  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 @,F8gv*  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 9>\P]:  
10、箱体结构的设计 q{5wx8_U  
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， 4HQP,  
大端盖分机体采用配合. s!esk%h{K  
^AkVmsv;;  
1.   机体有足够的刚度 55MrsiW  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 w?)v#]<-  
o^hI\9  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 6!bp;iLKy  
4nQk*:p(X  
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 +b"RZ:tKp  
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 rxH*h`Xx@  
=QFnab?N  
3.   机体结构有良好的工艺性. SIv8EMGo  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. SN+B8*!  
6FNs4|(d  
4.   对附件设计 ++n"` ]o,  
A  视孔盖和窥视孔 W iqlc  
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 AuuZWd  
B  油螺塞： V#["Z}  
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。 ]#=43  
C  油标： 1ThONrxu  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 >Y=HP&A<  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. /HbxY  
q"xIW0Pc  
D  通气孔： [,[;'::=o4  
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. }`#OA]NZ  
E  盖螺钉： W`_pjld  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 NBHS   
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. wQbN5*82  
F  位销： gdkl,z3N3  
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. ,RIGV[u  
G  吊钩： D-\WS^#  
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. XDs )  
l^aG"")TH.  
减速器机体结构尺寸如下： v$c*3H.seM  
y57]q#k  
名称    符号    计算公式    结果     [5K& J-W  
箱座壁厚                10     !T;*F%G9  
箱盖壁厚                9     4np,"^c  
箱盖凸缘厚度                12     e+jp03m\W  
箱座凸缘厚度                15     $ZX^JWq  
箱座底凸缘厚度                25     zy\p,  
地脚螺钉直径                M24     ^% y<7>%  
地脚螺钉数目        查手册        6     )D\cm7WX^[  
轴承旁联接螺栓直径                M12     w#.Tp-AZ;\  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     EH))%LY1y  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     'PPVM@)fU  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     [<SM*fQ>t  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     E*VUP 5E  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 ~XAtt\WS  
    22 cpz'upVOZ  
    18     LDlj4>%pW^  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 \Y.&G,?  
    16     Sh'>5z2  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     C@+"d3  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     lr SdFJ%  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     +E8 \g  
机盖，机座肋厚                9    8.5     /3|uU  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） <SM{yMz  
150（3轴）     *?jU$&Qpj*  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） P Z5BtDm  
150（3轴）     *zoAD|0N  
     wn*<.s  
11. 润滑密封设计 P|}~=2J  
)o!y7MTl  
    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. ly`p)6#R=  
    油的深度为H+ JqWMO!1  
         H=30  =34 &4M0 S+.  
所以H+=30+34=64 r,}U-S.w  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 4T#B7wVoM  
     =Gsn4>~%n  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 weQC9e~d{-  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     V9xZH5T8^  
    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 Mazjn?f  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。  V[D[MZ  
     +N0V8T%~z.  
12.联轴器设计 "=)i'x"0"  
hgCF!eud  
1.类型选择. A WlR" p2  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 0l#{7^e  
2.载荷计算. 0{|ib !  
公称转矩：T=95509550333.5 ,EPs>#d  
查课本,选取 $47cKit|k:  
所以转矩   x17cMfCH%  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 :`BZ,j_  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm n]&/?6}  
C6Qnn@waYb  
四、设计小结 B ;Zsp  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 kIS&! V  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 bni :B?#  
五、参考资料目录 (QQ/I;  
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； ]'Y vI! r  
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； RB1c!h$u  
[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； |a@$KF$  
[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； j^A0[:2  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 e6s-;  
[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； `5}XmSJ?5  
[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？ <rc3&qmd  
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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