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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 !Fca~31R'  
                 j}%ja_9S  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         -wp|RD,}(  
                 c9HrMgW  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） k jg~n9#T  
OBMTgZHxv  
目   录 ;|p BFKx  
     Y'1S`.  
一    课程设计书                            2 kw#;w=\>R{  
RP~|PtLw_  
二    设计要求                              2 m+b):  
+ ,%&e  
三    设计步骤                              2 4,sJE2"[9  
     ]^Qn  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 +b.g$CRr  
    2. 电动机的选择                                4 NL!u<6y  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 d9B]fi}  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 *C5R}9O5  
    5. 设计V带和带轮                              6 >hPQRd  
    6. 齿轮的设计                                  8 F<L EQ7T  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 9Xj7~,  
    8. 键联接设计                                  26 RZHd9v$  
    9. 箱体结构的设计                              27 'm4W}F  
    10.润滑密封设计                                30 Z)! qW?  
    11.联轴器设计                                  30 01}C^iD  
     VRI0W`  
四    设计小结                              31 @CTgT-0!  
五    参考资料                              32 v16 JgycM  
.}q&5v  
一. 课程设计书 W yB3ls~  
设计课题: R$ q; !  
    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 C"!gZ8*\!9  
表一: B.dH(um  
         题号 N.\- 8?>  
]b\yg2  
参数    1     qHuZcht  
运输带工作拉力（kN）    1.5     YpH&<$x:  
运输带工作速度（m/s）    1.1     /JHc!D  
卷筒直径（mm）    200     }\%Fi/6Z{  
O!P H&;H  
二. 设计要求 ?98("T|y;  
1.减速器装配图一张(A1)。 ;%<,IdhN  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 jFASX2.p  
3.设计说明书一份。 L;*ljZ^c  
P0W*C6&71|  
三. 设计步骤 G_0( |%  
    1.  传动装置总体设计方案 >+JqA7K  
    2.  电动机的选择 [U5\bX@$  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 VKq=7^W  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 } ud0&Oe{  
    5.  “V”带轮的材料和结构 "t (p&;d  
    6.  齿轮的设计 P!H_1RwXKC  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 vbb 5f#WZ  
    8、校核轴的疲劳强度 bmfI~8  
    9.  键联接设计 [P&7i57  
    10.  箱体结构设计 JT-J#Ag  
    11. 润滑密封设计 Ov-icDMm  
    12. 联轴器设计 Bwa'`+bC  
     Hkwl>R$  
1.传动装置总体设计方案: YL]Z<%aKt  
mS~o?q-n  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 MUTj-1H6)  
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， `(YxI  
要求轴有较大的刚度。 I1pWaQ0  
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。 l:j4Ft 8  
其传动方案如下： d8[J@M53|T  
        K_RjX>q%N  
图一:(传动装置总体设计图) M%ICdIc'  
:-/M?,Q"  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 g/P+ZXJ  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 .?R!DYC`  
     传动装置的总效率 \.-}adKg  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； x4E7X_  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， y+"X~7EX  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， {ys=Ndo8  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 lfqiyYFm  
~:Ll&29i  
  2.电动机的选择 555XCWyrC  
!HnXXVW  
    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， f@Zszt  
    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， aX5 z&r:{  
    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。 gP0LCK>  
     G LIi6  
    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， yXHUJgjl/  
     Dey<OE&  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 cc~O&?)i  
     m 8aITd8  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 2QJ{a46}  
                                                  3HcQ(+Z  
1Cgso`  
方案    电动机型号    额定功率 9f&C  
P #,":vr  
kw    电动机转速 ?u" 4@  
    电动机重量 6YGubH7%_  
N    参考价格 y CVI\y\B  
元    传动装置的传动比     |}(`kW  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     *X+79vG:  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02      |8My42yf  
  y:~ZLTAv  
   中心高 ? 4q4J8j  
        外型尺寸 A Q'J9  
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     #a'Ex=%rM  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     +^=8ge}  
l'/R&`-n  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 gG*X^Uo  
{>DE sO  
（1）       总传动比 0yuS3VY)  
    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 57umx`m  
    （2）       分配传动装置传动比 }bdmomV  
    ＝× e?JW   
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 ]G5 w6&d  
    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 I %sFqh>  
4.计算传动装置的运动和动力参数 &jslyQ#  
（1）　各轴转速 }BZ"S-hZ  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min ?o81E2TJO  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min nxWY7hU  
（2）　各轴输入功率 BD_Iz A<wK  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW gMWjk7  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW psg)*'r  
    则各轴的输出功率：   [AYOYENp-  
＝×0.98=2.989kW Ye2 {f"F  
＝×0.98=2.929kW  @~!wDDS  
各轴输入转矩 VyzS^AH K  
   =××  N·m "alyfyBu'M  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· c:<005\Bg  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m Y2n!>[[.  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m fI{&#~f4C  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m Sjv dirr  
＝×0.98=242.86N·m ==3dEJS  
运动和动力参数结果如下表 j bVECi-  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     :.Jf0  
    输入    输出    输入    输出         HCyv]LR  
电动机轴        3.03        20.23    1440     r'^Hg/Jzt  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     }1Gv)l7  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     i;/5Y'KZ  
QPx_-  
5、“V”带轮的材料和结构 'ig&$fzb  
  确定V带的截型 9 7GV2]-M  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 &O9 |#YUq  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 gl\\+VyU  
      V带截型      由图6-13                        B型 VH9dleZ  
   xTj|dza  
  确定V带轮的直径 i~I%D%;  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm B@&4i?yJ  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s /67 h&j  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm =G7m)!  
   `Aw^H!  
  确定中心距及V带基准长度 GFeQ%l`7F  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 K@I D/]PF  
                          360<a<1030 s5CXwM6cx  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm L^}_~PO N5  
     ad*m%9Y1Q  
  初定V带基准长度 j(m.$:  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm uJzG|$;  
       R=gb'  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm l`oZ) ?ur  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm c 0,0`+2~  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 T ]t'39  
   K#6P}tf  
   确定V带的根数 n^Hm;BiE#  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw hQYL`Dni  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 vB.E3r=  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 tSr8 zAV  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 t;W0"ci9  
         rp3V3]EE  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 Xe$I7iKD  
                             > V-A;S:  
                       取Z=2 zk$FkbX  
V带齿轮各设计参数附表 1oR7iD^  
8aK)#tNWN  
各传动比 yA)/Q Yge  
ZP@ $Q%up  
    V带        齿轮     _K]_ @Ivh  
    2.3        5.96     uatm/o^~,  
  ~IYUuWF(  
2. 各轴转速n 6 Q%jA7  
    (r/min)        (r/min)     g;pcZ9o  
    626.09        105.05     aS{|uE]  
BmbyH{4  
3. 各轴输入功率 P ^uKwB;@  
    （kw）        （kw）     $ `ov4W  
    2.93       2.71     k.uH~S_  
SheM|I~de  
4. 各轴输入转矩 T n&$j0k  
    (kN·m)        (kN·m)     Ro\8ZXUQa  
43.77        242.86     !hJ+Lp_  
Jl( &!?j  
5. 带轮主要参数 '~5LY!H(pT  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         r+A{JHnN  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     4w*Skl=F}  
带的根数z     a!a-b~#cx  
    160        368        708        2232        B        2     gwLf'  
7I&&bWB  
6.齿轮的设计 J?V?R  
i6^twK)j  
（一）齿轮传动的设计计算 (/=f6^}  
h{%nC>m;  
齿轮材料，热处理及精度 /KFfU1  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 } df W%{  
    （1）       齿轮材料及热处理 }q_<_lQ  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 T. }1/S"m  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 U>YAdrx2a  
      ② 齿轮精度 :*I# n  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ( l\1n;s*B  
     ASKf '\,dV  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 ND'E8Ke pq  
按齿面接触强度设计 \HqNAE2T  
WA5&# kg\  
确定各参数的值: bp* ^z,w  
①试选=1.6 z6U\axO6  
选取区域系数 Z=2.433   v&9y4\j  
     51#_Vg  
    则 w^Sz#_2  
    ②计算应力值环数 Lb!Fcf|h  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） &q3"g*q  
    =1.4425×10h o2nv+fy W  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) Q 8T]\6)m  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 T/b6f;t-s  
    ④齿轮的疲劳强度极限 B;M?,<%FRU  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: (jnQ -  
    []==0.93×550=511.5 X.OD`.!>  
p)jk>j B  
    []==0.96×450=432         B}n,b#,*  
许用接触应力   ;ic3).H  
         g,Lq)'N;O  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   Vp#JS3Y  
         =1 8hu<E4]L  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 0g +7uGp:  
    =4.47×10N.m x u>9(,l  
    3.设计计算 9Z|jxy  
①小齿轮的分度圆直径d s(5Y  
     iIvc43YV%  
    =46.42 Z 8S\@I  
    ②计算圆周速度 ,-$LmECg  
    1.52 zvvhFN2s  
    ③计算齿宽b和模数 a+[RS]le  
计算齿宽b x/NfZ5e0X  
       b==46.42mm u#Pa7_zBj]  
计算摸数m bk[U/9Z\  
  初选螺旋角=14 Z 6t56"u  
    = Umz KY  
    ④计算齿宽与高之比 AV:h BoO  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 .?D7dyU l1  
=46.42/4.5 =10.32 w;;BSJ]+[  
⑤计算纵向重合度 >NO[UX%yP  
=0.318=1.903 _ q(ko/T  
⑥计算载荷系数K Hn7_FOC  
使用系数=1 4~ q5,^kgB  
根据,7级精度, 查课本得 )YYf1o[+  
动载系数K=1.07, tnV/xk#!  
查课本K的计算公式: 8Ry3`ct  
K= +0.23×10×b + @A  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 p?{Xu4(  
查课本得: K=1.35 ls?~+\Jb  
查课本得: K==1.2 |Z|-q"Rf  
故载荷系数: hP=WFD&  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 NC8t) X7  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 sz5MH!/PJ  
    d=d=50.64 .\\DKh%  
    ⑧计算模数 !lREaSM  
    = FG PB:  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 [8.c8-lZ^  
    由弯曲强度的设计公式 6}Vf\j~  
    ≥ :<ka3<0%  
a_[Eh fE  
⑴   确定公式内各计算数值 BIb4h   
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m __lM7LFL  
         确定齿数z &Q9qq~  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 QsGiclU  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 4qN{n#{+]  
    Δi＝0.032％5％，允许 K#l:wH _  
    ②      计算当量齿数 a:+{f&  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  \(~y?l  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 ?RX3MUN  
    ③       初选齿宽系数 \K_ET> !  
     按对称布置，由表查得＝1 W KQ^NEqr3  
    ④       初选螺旋角 !5wIIS:FT  
    初定螺旋角 ＝14 7@#>b E6  
    ⑤       载荷系数K JBD7h5|Lc  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 _geWE0 E  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y A]y`7jJ  
    查得: }Dp*}=?E  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 kHk px52  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774  |$+3a  
     k=2Lo  
    ⑦       重合度系数Y LU+3{O5y  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 <i<J^-W  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 2:*w~|6>}5  
＝14.07609 i}b${n o  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 'z );  
    ⑧       螺旋角系数Y Dw|}9;5:A  
 轴向重合度 ＝1.675, fTzvmC:g7  
    Y＝1－＝0.82 I\hh8abAp  
     {Z{75}  
    ⑨       计算大小齿轮的 TbA}BFT`  
 安全系数由表查得S＝1.25 kM!kD4&  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 OL5v).Bb  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 5Y?L>QU"  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 < |e,05aM  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   9K/HO!z  
    小齿轮     大齿轮 zFfoqb#*g  
jnd[6v=C7-  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: eD-#b|  
    K=0.86        K=0.93   w|3z;-#Q;  
QU#w%|  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ;g8R4!J  
      []= dCb`xR}  
      []= TP VVck-T8  
       YX%[ipgB  
       g! cUF+  
        大齿轮的数值大.选用. c_\YBe]wJ  
     r[1i*b$  
⑵   设计计算 L9-h;] x!  
     计算模数 2*rH?dz8E  
g"Ljm7  
Qg^cf<X{i  
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: k- Q%.o  
QFfK0X8cC  
z==24.57  取z=25 KuWWUjCE  
Yaj0;Lo[wt  
那么z=5.96×25=149           -8'C\R|J+  
  h1:aKm!  
②   几何尺寸计算 U93}-){m  
    计算中心距     a===147.2 |]QqXE-7  
将中心距圆整为110 $Vsk Ew"|M  
'"y|p+=j:  
按圆整后的中心距修正螺旋角 $m7?3/YG  
:iFIQpk  
=arccos a-y+@#;2_  
dG@"!!,  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. LY6;.d$J  
vQ<90Z xqB  
计算大.小齿轮的分度圆直径 f5F@^QXQ  
     0MV>"aV  
    d==42.4 '[J<=2&  
##KBifU"  
d==252.5 VQY&g;[d  
Q=BZ N]g2  
计算齿轮宽度 G,TM-l_uw  
X_qf"|i  
B= GRMiQa  
~n[d4qV&  
圆整的       wg ^sGKN  
J~%K_~Li  
                                            大齿轮如上图： s?zAP O8Sz  
6Z#\CixG  
: k7uGD  
9V,!R{kO!  
7.传动轴承和传动轴的设计 ng:kA%! Q  
yvgrIdEP  
1.  传动轴承的设计 : q ti  
0~HKiH-  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 6``'%S'#  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min wx\v:A  
T1=43.77kn．m @lCJ G!u  
⑵.  求作用在齿轮上的力  e`d%-9  
    已知小齿轮的分度圆直径为 o]Ol8I  
        d1=42.4 G+F#n6Vx  
而  F= ygeDcnvR]  
     F= F o8zy^zN$6  
$p#%G#T  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N aaKN^fi&  
;=geHiQHA  
cUqke+!  
m~@;~7Ix  
⑶.   初步确定轴的最小直径 k4,BNJt'Z  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 YhbZ'SJ  
z>jUR,!GT  
wUiys/ OVM  
             ET_W-  
     从动轴的设计 4&xZ]QC)O5  
       baJxU:Y=p  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， zS\E/.X2  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M I#m-g-J  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 MS>t_C(  
    已知大齿轮的分度圆直径为 .~Fp)O:!  
        d2=252.5 CSGz3uC2D  
而  F= \\{J'j>{f  
     F= F _$wmI/_J M  
<c)+Fno[E_  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N &ZghMq~  
NB\{'  
( Fynok  
fGw^:,B  
⑶.   初步确定轴的最小直径 s <   
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 `Ja?fI'H-  
CPVjmRUF|  
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 1rKlZsZ#*  
查表,选取 CNr/U*+  
)x}l3\s  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 Vw#_68EybM  
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 w?zKjqza=v  
G P:FSprP  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 S-7'it!1  
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  。 B=>RH!&  
aO@ 7O*  
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. GuGOePV  
rj6tZJZ#o0  
            D        B                轴承代号     hty0Rb[dH  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     TMs,j!w?I  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     NE/m-ILw  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     \A#1y\ok  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     HDda@Jy  
fwrJ!j  
     yu6`66h)  
JC}f-%H?K  
     ^qg?6S4  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 |o2sbLp  
    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, e'*`.^  
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.     <V7>?U l  
UPc<gB  
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. Yk'9U-.mc  
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, :N<.?%Kf  
高速齿轮轮毂长L=50,则 Mn$]I) $  
HQUeWCN  
L=16+16+16+8+8=64 ybeKiv9  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. Q\GDrdA  
eVt$7d?Jw  
5.    求轴上的载荷   ?Zc"C  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, *?z0$Kz<,[  
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. qS/V"|G(  
-D N8Yb  
EyI}{6~F  
ZxG}ViS4I  
'Q =7/dY3I  
}<>~sy  
ZT[3aXS  
/erN;Oo%<  
CW)Z[<d8  
     e/*$^i+S  
:d0Y%vl  
传动轴总体设计结构图: d\H&dkpH  
     yMZHUd  
                             i\4hR?  
t4q ej  
                             (主动轴) Fhv2V,nZ<  
L>!8YUz7p$  
{ F'Kk\f%:  
        从动轴的载荷分析图: zOHypazOTq  
o7TN,([W  
6.     校核轴的强度 WEa2E?*  
根据 Z2Zq'3*  
== k-E{d04-2  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 fQ'.8'>T  
查表15-1得[]=60MP &(z fa&j|  
〈 []    此轴合理安全 R7s|`\  
H{?9CxYa  
8、校核轴的疲劳强度. [xfaj'j=@  
⑴.   判断危险截面 R#n%cXc|  
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. B_ja&) !s1  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 N7%TYs  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 R8-^RvG  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 .lBgp=!  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 sBK <zR  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 ;' nL:\  
截面上的弯曲应力 *9 Q^5;y  
j'HkBW:L  
截面上的扭转应力 KtB!"yy#  
== jJ3zF3Id  
轴的材料为45钢。调质处理。 Jz:r7w{4eB  
由课本得： $&Kq*m 0g  
           ,&7Wa-vf  
因             ++}\v9Er  
经插入后得 `W `0Fwu9  
2.0         =1.31 B/J&l  
轴性系数为 o5Y2vmz?9  
       =0.85 85IMdZ7I  
K=1+=1.82 dQgk.k  
    K=1+（-1）=1.26 xM s]Hs  
所以               Te{ *6-gO3  
3+xy4 G@L  
综合系数为：    K=2.8 mxFn7.|r~  
K=1.62 V (rr"K+  
碳钢的特性系数        取0.1 Aaw(Ed  
   取0.05 1%J.WH6eQ  
安全系数 )9=(|Lp  
S=25.13 2 ?|gnbE:  
S13.71 _2hXa!yO  
≥S=1.5    所以它是安全的 sk2%  
截面Ⅳ右侧 K?u(1  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 i2Jq|9,g  
|%D%0TR&Q  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 PoShQR<  
p" `%  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 K(T\9J.  
;\y ;  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 ~S; Z\  
截面上的弯曲应力   VY+>=!  
截面上的扭转应力 7ODaX.t->  
==K= uH\kQ9f  
    K= *s)}Bj  
所以                 kGN||h  
综合系数为： F9XT lA  
K=2.8    K=1.62 I<h=Cj[[  
碳钢的特性系数 $v} <'  
    取0.1       取0.05 Nm]% }  
安全系数 Di=9mHC  
S=25.13 vt]F U<  
S13.71 \ Aq;Q?  
≥S=1.5    所以它是安全的 AxCI 0  
ivrXwZ7jT  
9.键的设计和计算 :WXf.+IA  
dEp/dd~(&  
①选择键联接的类型和尺寸 $zkH|] zZ  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. en9en=n|  
根据    d=55    d=65 yu&Kh4AP  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 ]UNZd/hIL  
                     b=20     h=12     =50 \gccQig1CJ  
Jp;k+ "<q  
②校和键联接的强度 j%&  IL0  
  查表6-2得      []=110MP b;9n'UX\  
工作长度  36-16=20 }X$l\pm  
    50-20=30 Rt= X% [YL  
③键与轮毂键槽的接触高度 K5ZnS`c;  
     K=0.5 h=5 S2=%x.  
    K=0.5 h=6 5n:71$6[  
    由式（6-1）得： 'M'w,sID  
           ＜[] K 6pw8  
           ＜[] IG.f=+<0  
    两者都合适 ValS8V*N1  
    取键标记为： bY#;E;'7  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 RfbdBsL  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 T!( 4QRh[  
10、箱体结构的设计 T$b\Q  
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， ;;LuU<,$  
大端盖分机体采用配合. JmWR{du  
d><fu]'  
1.   机体有足够的刚度 QjukK6#W  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 fwmLJ5o N  
b>q6:=((  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 t*+! n.p  
(5Ky6b9v  
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 z Bf;fi  
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 ~Q!~eTw  
%yw=[]Vjze  
3.   机体结构有良好的工艺性. bf98B4<  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. sX'U|)/pD  
f4]&pcK  
4.   对附件设计 Xu<FDjr  
A  视孔盖和窥视孔 xw%)rm<t  
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 _O 52ai><b  
B  油螺塞： x*mc -&N  
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。 >Pkdu}xP3  
C  油标： E*4t8  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 75(W(V(q  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. {( HxG4~  
4]"w b5%  
D  通气孔： XqFu(Lm8=  
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. S1C^+Sla]  
E  盖螺钉： ~x+Ykq0  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 T#e4": A&x  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. kbq:U8+k  
F  位销： -R@JIe_28f  
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. Gmgeve  
G  吊钩： b3^R,6]x&  
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. D5[VK `4Z  
E8;TLk4\  
减速器机体结构尺寸如下： p5qx=p~c  
%QE5<2k  
名称    符号    计算公式    结果     ;zm ks]  
箱座壁厚                10     `Of[{.Q  
箱盖壁厚                9     Uf[T_  
箱盖凸缘厚度                12     b.6ZfB,+G  
箱座凸缘厚度                15     T:)% P6/  
箱座底凸缘厚度                25     9C1b^^Kb  
地脚螺钉直径                M24     6 <r2*`  
地脚螺钉数目        查手册        6     .r6YrB@['  
轴承旁联接螺栓直径                M12     DrV0V .t,  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     t!l/`e%J  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     .='3bQ(UZ4  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     g(aNyn  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     9M0d+:YJ  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 xrX?ZJ  
    22 /9TL&_A-T  
    18     IKtiR8  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 7zi"caY  
    16     @!-aR u  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     HD~jU>}}  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     mj,qQ=n;p  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     G$S1#F -  
机盖，机座肋厚                9    8.5     ^VC7C~NZ!M  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） 2Z-,c;21  
150（3轴）     XzN-slu!  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） &KOO&,  
150（3轴）     K#iK6)tS  
     ,Os7T 1>  
11. 润滑密封设计 1wU=WE(kKZ  
@>gD1Q7v b  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. widI s[ )  
    油的深度为H+ {4o\S  
         H=30  =34  =05iW  
所以H+=30+34=64 mC% %)F'Zf  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 K]%N-F>r  
     nh?9R&  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 q!9^#c  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     '?z9,oW{  
    密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 @yCW8]  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 HgS<Vxmq  
     +$(71#'y  
12.联轴器设计 2z[r@}3  
Q*,6X*W!~  
1.类型选择. (q~R5)D  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 J.*[gt%O|  
2.载荷计算. (0X,Qwx  
公称转矩：T=95509550333.5 JgxE|#*7U  
查课本,选取 Z={D0`  
所以转矩   A8#.1uEgNb  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 Zm`'MsgFr  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm `WP@ZSC6  
%_]=i@Y~  
四、设计小结 #>MO]  
    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。 wxH (&CB-{  
    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。 ev)rOcOU  
五、参考资料目录 ]u\  `  
[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； :5$xh  
[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； MT;SRAmUr  
[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； gcQ.  YP9  
[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； lNq:JVJ#\r  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 i#CaKS  
[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； j` [#Ij  
[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？ 3K=q)|  
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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