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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[2M} %]  
                 (*\*7dIo  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         bB`p-1  
                 fu6Ir,  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） n%Gk {h5  
{E+o+2L  
目   录 2wki21oY  
     ?#rejA:  
一    课程设计书                            2 3BWYSJ|  
D 4fHNk)kZ  
二    设计要求                              2 .gK>O2hI  
uzpW0(_i3a  
三    设计步骤                              2 i[d@qp!H=  
     nd)bRB  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 !uJD hC  
    2. 电动机的选择                                4 %Vp'^,&S  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 g1TMyIUt[  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 b/eJEL  
    5. 设计V带和带轮                              6 5bKm)|4z6  
    6. 齿轮的设计                                  8 Y^~Dr|5%  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 cK(S{|F  
    8. 键联接设计                                  26 "<y0D!&  
    9. 箱体结构的设计                              27 D[ -Gzqh  
    10.润滑密封设计                                30 xmI!N0eta  
    11.联轴器设计                                  30 6+hx64 =  
     FV->226o%  
四    设计小结                              31 i`}nv,  
五    参考资料                              32 WG0Ne;Ho  
lQSKY}h  
一. 课程设计书 k;bdzcMkQ  
设计课题: FnFJw;:,{  
    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  ;Iu}Q-b*  
表一: 1\'zq;I~  
         题号 w`")^KXi  
~Kr_[X:d5  
参数    1     t kJw}W1@  
运输带工作拉力（kN）    1.5     nA#FGfZ{Ge  
运输带工作速度（m/s）    1.1     wNX2*   
卷筒直径（mm）    200     PfRe)JuB  
W"a%IO%'  
二. 设计要求 "`jey)&H*M  
1.减速器装配图一张(A1)。 np#RBy  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 "DniDA  
3.设计说明书一份。 MvLmEmKb}\  
Pl}>  
三. 设计步骤 !\ckUMZ\  
    1.  传动装置总体设计方案 Xj^Hy"HC^~  
    2.  电动机的选择 9Rg|oCP_  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 ?!4xtOA  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 0A}'@N@G)  
    5.  “V”带轮的材料和结构 LR5X=&k  
    6.  齿轮的设计 -9Ll'fbq  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 #:y h2y7a%  
    8、校核轴的疲劳强度 lLb"><8a  
    9.  键联接设计 G{ 9p.Q  
    10.  箱体结构设计 tTzPT<  
    11. 润滑密封设计 sKvz<7pag  
    12. 联轴器设计 #BK3CD(&  
     0"*!0s ~  
1.传动装置总体设计方案: SGuLL+|W#8  
Sas &P:# r  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ZT \=:X*e  
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， aOj(=s  
要求轴有较大的刚度。 dZ1/w0<M2  
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。 [-*1M4D9  
其传动方案如下： HX(Z(rcI  
        _|!FhZ  
图一:(传动装置总体设计图) }52]  
|N{?LKR %  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 nsRZy0@$t  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 ac-R q.GQY  
     传动装置的总效率 H1alf_(_ \  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； nbVlP  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， l Wa4X#~.  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， 23F<f+2S  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 P2q'P&  
[HV>4,,3"  
  2.电动机的选择 Od?M4Ed(  
&rcC7v K9  
    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， ?W#>9WQi  
    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， errT7&@,A  
    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。 -27uh  
     "`aNNIG&  
    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， @213KmB.  
     ~(BvI zzD  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 LV^V`m0#  
     UJqDZIvC  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 9q ##)  
                                                  M7\; Y  
@ 435K'!  
方案    电动机型号    额定功率 &m>yY{ be  
P Eagl7'x  
kw    电动机转速 Ux<2!vh  
    电动机重量 F|eKt/>e  
N    参考价格 ;oKN8vI#7  
元    传动装置的传动比     ?f\;z<e|  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     *@XJ7G[  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     DP(JsZ}  
  ^* xhbM;  
   中心高 HF3W,eaqK  
        外型尺寸 [r,ZM  
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     "kE$2Kg  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     w $\p\}~,  
bVB_KE  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 [a\U8 w  
rNdeD~\  
（1）       总传动比 (5^bU<  
    由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7 peA}/Jc  
    （2）       分配传动装置传动比 P4M*vZq)  
    ＝× 0>  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 >O{U4_j@(  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 x6, #Jp  
4.计算传动装置的运动和动力参数 DNP %]{J  
（1）　各轴转速 D!K){ E  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min i; 8""A  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min y+ZRh?2  
（2）　各轴输入功率 Ft7{P.g  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW mSw$? >  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW ?,_$;g  
    则各轴的输出功率：   _TB,2 R  
＝×0.98=2.989kW 1;; is  
＝×0.98=2.929kW xKilTh_.6  
各轴输入转矩 =F(fum;zH  
   =××  N·m j89C~xP6  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 6;LM1 _  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m D{Zjo)&tF'  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m =~)J:x\F  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m (<= &#e?  
＝×0.98=242.86N·m x*8lz\w  
运动和动力参数结果如下表 l!U_7)s/  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     $VWeo#b  
    输入    输出    输入    输出         SJYy,F],V"  
电动机轴        3.03        20.23    1440     ZyJdz+L{@V  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     kRCuc}:SB  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     >dnH  
jTo-xP{lC  
5、“V”带轮的材料和结构 T-0[P;  
  确定V带的截型 g]'RwI  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 [D]9M"L,vQ  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 EcBJ-j 6d  
      V带截型      由图6-13                        B型 C~16Jj:v  
   t0 [H_  
  确定V带轮的直径 we6kV-L.  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm ]et4B+=i  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 6x1 !!X+)+  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm sh $mOy  
   J! ;g.q  
  确定中心距及V带基准长度 &3 QdQ n,  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 6} DGEHc1  
                          360<a<1030 h0YIPB  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm kC =e>v  
     !"*!du28jo  
  初定V带基准长度 K~j&Q{yws@  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm >^cP]gG Y  
       EhEUkZE3 )  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm 0]x gE  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm ~m ,xG  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 6m#V=4e*  
   k4|9'V&1*6  
   确定V带的根数 Yx- 2ux  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw RC_w 1:h  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 rJ LlDKP-(  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 d(.e%[`  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 )7U^&I,  
         Dg^n`[WO  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 -E6#G[JJ  
                             Y\7>>?  
                       取Z=2 R3nCk-Dq  
V带齿轮各设计参数附表 XcOfQ s  
tb^8jC  
各传动比 %9,:  
 oCE=!75  
    V带        齿轮     Ls8@@b,t2  
    2.3        5.96     /az}<r8  
  Z`5jX;Z!  
2. 各轴转速n uFseO9F.2  
    (r/min)        (r/min)     Gp0H[-oF  
    626.09        105.05     `1|#Za~e  
ZLsfF =/G  
3. 各轴输入功率 P t' )47k\  
    （kw）        （kw）     ?F{sym@i  
    2.93       2.71     z/IA @  
ao4"=My*G  
4. 各轴输入转矩 T ~r<@`[-L  
    (kN·m)        (kN·m)     bSOxM /N  
43.77        242.86     %4F Q~  
Tr}z&efY  
5. 带轮主要参数 =o N(1k^  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         v'R{lXE  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     Gm,vLs9H$T  
带的根数z     A 1b</2  
    160        368        708        2232        B        2     W'aZw9  
'r&az BO  
6.齿轮的设计 \!!qzrq  
XJx$HM&0M  
（一）齿轮传动的设计计算 r57&F`{  
PI KQ}aq=  
齿轮材料，热处理及精度 fkLI$Cl  
    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 ;[-OMGr]#  
    （1）       齿轮材料及热处理 ?hqHTH:PU  
       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 kEQ1&9  
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 l@;UwnI  
      ② 齿轮精度 #w%d  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 KpHt(>NR  
     ` Aa}q(}k  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸  HaJs)j  
按齿面接触强度设计 [}xVz"8V  
4?+K:e #F  
确定各参数的值: T1$fu(f  
①试选=1.6 b3/@$x<  
选取区域系数 Z=2.433   $w,?%i97  
     }ufzlHD  
    则 cyM9[X4rC  
    ②计算应力值环数 U0%T<6*H  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） ,;3bPjey  
    =1.4425×10h _?]0b7X  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 0P{^aSxTP  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 1NHiW v  
    ④齿轮的疲劳强度极限 a ~s:f5S>  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: e"Y ( 7<  
    []==0.93×550=511.5 YmrrZ&]q  
o,-p[1b  
    []==0.96×450=432         xq6 eu 9   
许用接触应力   \,UpFuU\  
         cTC -cgp  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   ;(&$Iw9X  
         =1 BiFU3FlTf  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 KT5amct  
    =4.47×10N.m 0+-"9pED>E  
    3.设计计算 y4\(ynk  
①小齿轮的分度圆直径d pZE}<EX  
     *5|;eN  
    =46.42 a+HGlj 2>  
    ②计算圆周速度 Y ~TR`y  
    1.52 {yo{@pdX>  
    ③计算齿宽b和模数 0W_olnZ  
计算齿宽b P O*;V<^  
       b==46.42mm CF,-l B  
计算摸数m .OyzM  
  初选螺旋角=14 'hoEdJ]t5  
    = H{)DI(,Y^P  
    ④计算齿宽与高之比 ^Z |WD!>`  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 CXQ+h  
=46.42/4.5 =10.32 Ci-CY/]s  
⑤计算纵向重合度 c-`'`L^J  
=0.318=1.903 mNII-X G  
⑥计算载荷系数K 1Yk!R9.  
使用系数=1 Ub,5~I+`  
根据,7级精度, 查课本得 lXT+OJF  
动载系数K=1.07, HXeX !  
查课本K的计算公式: &GfDo4$  
K= +0.23×10×b (]@yDb4  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 )%+7"7.  
查课本得: K=1.35 =(==aP  
查课本得: K==1.2 whW% c8  
故载荷系数: gAudL)X  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 A"3"f8P8a  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 ^g'P H{68  
    d=d=50.64 kC_Kb&Q0  
    ⑧计算模数 H2jF=U"=  
    = `o4%UkBpM  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 rq#\x{l  
    由弯曲强度的设计公式 !MyCxM6  
    ≥ JBI>D1`"  
c{"qrwLA  
⑴   确定公式内各计算数值 L eu93f2  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m ^KF%Z2:$  
         确定齿数z mgd)wZNV  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 <WiyM[ ep  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 S'_2o?fs  
    Δi＝0.032％5％，允许 !hugn6  
    ②      计算当量齿数 Z ~3  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  s~NJy'Y  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 gWIb"l  
    ③       初选齿宽系数 |e_'% d&  
     按对称布置，由表查得＝1 'Q dDXw5o  
    ④       初选螺旋角 1YtbV3  
    初定螺旋角 ＝14 ,$+ P  
    ⑤       载荷系数K LOEiV  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 [BTOs4f  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y 8b[<:{[YB  
    查得: adn2&7H  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 g QYs,  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 ="('  #o  
     @@z5v bs'{  
    ⑦       重合度系数Y zq'KX/o  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 vn x+1T  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 WB.w3w [f  
＝14.07609 I]-"Tw  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 c$8M}q:X  
    ⑧       螺旋角系数Y W_L;^5Y;m  
 轴向重合度 ＝1.675, 7o7*g 7  
    Y＝1－＝0.82 cz41<SFL  
     E#~J"9k98  
    ⑨       计算大小齿轮的 Ez+8B|0P  
 安全系数由表查得S＝1.25 #G]g  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 ?&JK q^9\I  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 cB6LJ}R  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 Gm[XnUR7V  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   Q%QIr  
    小齿轮     大齿轮 $}JWJ\-]  
aeE~[m  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: WS.lDMYE7  
    K=0.86        K=0.93   cKB1o0JsYJ  
?/fC"MJq?  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 gs(ZJO1 /L  
      []= &S=xSs:q.  
      []= S@ @#L  
       qm6X5T  
       Y^QG\6q  
        大齿轮的数值大.选用. 9*S9~  
     ODxCD%L  
⑵   设计计算 e3k58  
     计算模数 &<EixDi4q  
1oI2  
hO2W!68  
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: )C$pjjo/`  
@2~;)*  
z==24.57  取z=25 D$Ao-6QE W  
! Q8y]9O  
那么z=5.96×25=149           LaYd7Oyf]  
  AEd9H +I  
②   几何尺寸计算 0|| 5 r#  
    计算中心距     a===147.2 ~?Zm3zOCc2  
将中心距圆整为110 fLZ99?J  
9vBW CCf  
按圆整后的中心距修正螺旋角 dN@C)5pm5`  
tu^C<MV  
=arccos \;1nEjIA  
@CS%=tE}U  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. j/F:j5O*  
h\4enu9[RL  
计算大.小齿轮的分度圆直径 T%yGSk  
     _q}^#-  
    d==42.4 JvF0s}#4  
w&*oWI$i  
d==252.5 zFr#j~L"  
\F14]`i  
计算齿轮宽度 HfEl TC:3f  
]] T,;|B  
B= rQ(u@u;  
M63t4; 0A  
圆整的       U2 Cmf  
A]MX^eY  
                                            大齿轮如上图： Fr#QM0--B  
A$rCo~Ek  
G_ #MXFWt  
W$J@|i  
7.传动轴承和传动轴的设计 '26 ,.1  
bZ}T;!U?I  
1.  传动轴承的设计 >$7{H]  
kR <\iT0j  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 zd=N.  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min mOJ-M@ME  
T1=43.77kn．m K@?K4o   
⑵.  求作用在齿轮上的力 ,L; y>::1  
    已知小齿轮的分度圆直径为 7 iQa)8,  
        d1=42.4 S<g~VK!Tt  
而  F= Y?%=6S  
     F= F bp'\nso/  
nq\~`vH|Gd  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N oGL2uQXX  
9O\yIL  
|<#yXSi  
+A1xqOB  
⑶.   初步确定轴的最小直径 #e[igxwi  
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 [j?<&^SW  
]?_V+F  
>:0^v'[  
             c1<jY~U  
     从动轴的设计 A~;+P  
       EJ(z]M`f  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， #<vzQ\~Y  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 8Rnq &8A  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 Y ^5RM  
    已知大齿轮的分度圆直径为 >fp_$bjd  
        d2=252.5 ;".]W;I*O  
而  F= A`V:r2hnb  
     F= F ,qIut|C*  
cK75Chsu  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N PQ" v  
(R!`Z%  
AIw~@*T  
@DlN;r ?Cv  
⑶.   初步确定轴的最小直径 AbB+<0  
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 n66b(6"mO2  
G%T<wKD<  
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 vAtR\ Vh  
查表,选取 Is!+ `[ma  
8< "lEL|  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 c@$W]o"A  
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 *s?C\)x  
ew,g'$drD  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 3A3WD+[L  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 h_B  nQZ\  
Fyc":{Jd  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. +XAM2uN5_.  
F 7X ] h  
            D        B                轴承代号     uk3PoB^>  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     b7HT<$Wg  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     5Z[HlN|-!  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     B~%SB/eu  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     $HAwd6NI  
IW=%2n(<1  
     21hTun"W  
uP1]EA  
     )_K:A(V>  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 \n-.gG  
    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, k!!d2y6  
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.     4TcW%  
c  
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. =!=DISPo  
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, @Z89cTO  
高速齿轮轮毂长L=50,则 :-j/Y'H_  
qR^+K@ *|  
L=16+16+16+8+8=64 {mA#'75a#  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. >n5Kz]]%  
7/bF0 4~%  
5.    求轴上的载荷   c/,B?  
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, P]4@|u;=6[  
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. ^NrC8,p  
hlHle\[ds  
!{XVaQ?x  
Z`ZML+;~6  
]F4|@+\9  
6^TWY[z2%  
sfC/Q"Zs  
RY~m Q  
Kj+TP qXb  
     ||#+ ^p7G  
=l%|W[OO  
传动轴总体设计结构图: wArzMt}[  
     3MoVIf1  
                             sl*&.F,v=  
2~@Cj@P]  
                             (主动轴) |w.5*]?H  
0~ cbB  
KvlLcE~`o  
        从动轴的载荷分析图: `W%R  
3_Mynop  
6.     校核轴的强度 uD:tT ~  
根据 0;"  >.  
== { ?]&P  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 l6-%)6u>  
查表15-1得[]=60MP }M${ _D  
〈 []    此轴合理安全 y&2O)z!B  
xOc&n0}%  
8、校核轴的疲劳强度. oTf^-29d  
⑴.   判断危险截面 8o,"G}Hjk  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. CoM?cS S  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 {Lvta4}7(  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 ?I 7hbqQd  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 D=~3N  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 %F]:nk`  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 3$ BYfI3H  
截面上的弯曲应力 3Oe\l[?$;  
\PK}4<x}  
截面上的扭转应力 g;!,2,De}  
== d0-T\\U  
轴的材料为45钢。调质处理。 vFsl]|<;8  
由课本得： \_|r>vQ  
           mA6Nmq%{ F  
因             c 4L++ u#  
经插入后得 Med0O~T%  
2.0         =1.31 ;h7O_|<%  
轴性系数为 >('Z9<|r:  
       =0.85 Q5tx\GE  
K=1+=1.82 ]PZ\N~T  
    K=1+（-1）=1.26 <_-8)abK  
所以               7 JVonruaR  
79>_aD9  
综合系数为：    K=2.8 GD }i=TK  
K=1.62 ,%,.c^-  
碳钢的特性系数        取0.1 Yx<wYzD  
   取0.05 G!w?\-  
安全系数 r<-@.$lf  
S=25.13 %o#|zaK  
S13.71 /7Ft1f  
≥S=1.5    所以它是安全的 q@Sj$  
截面Ⅳ右侧 go5l<:9  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 }G 1hB#j  
iPt{v5}]  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 (c9!:  
Z+C&?K  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 3H@29TrJ+  
>A1;!kGE#  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 [^A>hs*  
截面上的弯曲应力   Mt+gg F.  
截面上的扭转应力 of?0 y-LT%  
==K= /SQ1i}%  
    K= rqYx\i?  
所以                 7|q _JdKoU  
综合系数为： u YJL^I8M'  
K=2.8    K=1.62 \k*h& :$  
碳钢的特性系数 is}Y+^j.  
    取0.1       取0.05 = j S  
安全系数 2?\L#=<F  
S=25.13 KVCj06}j  
S13.71 N!^5<2z@eT  
≥S=1.5    所以它是安全的 XGMO~8 3  
~QE-$;  
9.键的设计和计算 Z1M{5E  
=E' .T0v  
①选择键联接的类型和尺寸 *p7_rY  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. %%f(R7n  
根据    d=55    d=65 ,5thD  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 A0 1 D-)  
                     b=20     h=12     =50 z+%74O"c  
U Zc%XZ`"V  
②校和键联接的强度 .?p\=C@C+  
  查表6-2得      []=110MP ~F=,)GE  
工作长度  36-16=20 TGu]6NzyZ  
    50-20=30 s+XDtO  
③键与轮毂键槽的接触高度 }uk]1M2=  
     K=0.5 h=5 gVI2{\a  
    K=0.5 h=6 L64cCP*  
    由式（6-1）得： Hnc<)_DF  
           ＜[] j\.\ePmk]  
           ＜[] lM-*{<B  
    两者都合适 >PMLjXK  
    取键标记为： 5RhP^:i@C  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 F otHITw[  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 Ba /^CS  
10、箱体结构的设计 w00Ba^W  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 52d8EGC  
大端盖分机体采用配合. RTRi{p  
om}jQJ]KH  
1.   机体有足够的刚度 ;m cu(J  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 f!aE/e\  
!E|k#c9  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 rE&+fSBD  
?^H1X-;  
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm '`fz|.|cbB  
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 6%RN-  
Y;6%pm$  
3.   机体结构有良好的工艺性. ;l>C[6]  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. yCOIv!/zy  
f:|O);nM  
4.   对附件设计 }MV=I$S2U  
A  视孔盖和窥视孔 =FtJa3mHK  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 "ZLujpZcG  
B  油螺塞： 7f\@3r  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 &b7i> ()  
C  油标： [Y=X^"PF  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 [#-!&>  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. &33.mdBH  
K:g:GEDgf  
D  通气孔： /)E'%/"A  
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. ~M4@hG!  
E  盖螺钉： s.7s:Q`  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 Lb} cjI:  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. K0Zq )<  
F  位销： X0"f>.Lg  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. 3 JR1If  
G  吊钩： 5pI=K/-  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. bR;Zc  
@ dF]X  
减速器机体结构尺寸如下： {BlKVsQ  
O#5ll2?  
名称    符号    计算公式    结果     }.R].4gT  
箱座壁厚                10     9?_ybO~Oq  
箱盖壁厚                9     >&3ATH;&(  
箱盖凸缘厚度                12     k;9"L90  
箱座凸缘厚度                15     "Nn+Zw43  
箱座底凸缘厚度                25     e;/C}sK:  
地脚螺钉直径                M24     p!~{<s]  
地脚螺钉数目        查手册        6     f; "6I  
轴承旁联接螺栓直径                M12     _%$(D"^j  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     sUP !'Av  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     '#b7Z?83C  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     MN22#G4j^w  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     S=wJ{?gzAK  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 2iM8V  
    22 23;e/Qr  
    18     1xkU;no  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 <.h\%&'U  
    16     u70-HFI@  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     3oCw(Ff  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     k9^Vw+$m  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     oe5.tkc  
机盖，机座肋厚                9    8.5     {vJ)!'Eh  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） 7Z;w<b~  
150（3轴）     O(( kv|X4  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） %ycCNS  
150（3轴）     weOzs]uc  
     D-8>?`n\  
11. 润滑密封设计 IHg)xZ  
ffQ%GV_  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. ($oO, c'z  
    油的深度为H+ /~LXY< -(  
         H=30  =34 $VrKoL\ScA  
所以H+=30+34=64 Vd{h|=J  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 elgCPX&:W  
     A!kNqJ2  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 ikGH:{  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     Y"uFlHN&i  
    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 QS~;C&1Hl  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 l}DCK  
     I>27U<PX  
12.联轴器设计 sX&M+'h  
NS l$5E  
1.类型选择. m\lSBy6  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 k"P2J}4eO  
2.载荷计算. 9 @yP;{Q  
公称转矩：T=95509550333.5 _e.b #{=9  
查课本,选取 .'SXRrn&:C  
所以转矩   ~?}/L'q!b  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以  afEp4(X~  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm n/"T7Y\2  
|<.b:e\4  
四、设计小结 k"SmbFn%N0  
    经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 1>*]jj}  
    我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 {zGIQG9  
五、参考资料目录 UZdE ^Q[  
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； xLZQ\2q  
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； xQ7n$.?y@  
[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； s9A'{F  
[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； =3=KoH/'  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 cLl fncI  
[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； Uc0AsUu}?  
[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？ tL+8nTL  
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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