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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 A$p&<#  
                 rhLhFN{h  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         L{~ ]lUo  
                 L:C/PnIV  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） od#Lad@p  
ItLR|LO9  
目   录 Lu^uY7 ?}  
     2{RRaUoRb  
一    课程设计书                            2 yW?-Z[  
^0"^  
二    设计要求                              2 iZk4KX  
hqeknTGsIn  
三    设计步骤                              2 1D[V{)#  
     y# \"yykB  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 Pz*BuL <  
    2. 电动机的选择                                4 `'|6b5`2j  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 41/civX>V  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 V=fu[#<@Ig  
    5. 设计V带和带轮                              6 1<~n2}   
    6. 齿轮的设计                                  8 y~*B%KnEQy  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 ] K&ca  
    8. 键联接设计                                  26 N5l`Rq^K  
    9. 箱体结构的设计                              27 8;`B3N7  
    10.润滑密封设计                                30 K"[jrvZ=  
    11.联轴器设计                                  30 _*=4xmB.=  
     I!Dx)>E&  
四    设计小结                              31 G8]{pbX  
五    参考资料                              32 XR8`,qH>  
+Y*4/w[   
一. 课程设计书 lq-F*r\/~+  
设计课题: OqsuuE  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V }+lK'6  
表一: /T qbl^[  
         题号 gLSI?  
JK,^:tgm  
参数    1     _!|$i  
运输带工作拉力（kN）    1.5     6Jy%4]wK  
运输带工作速度（m/s）    1.1     ;~ Xjk  
卷筒直径（mm）    200     8aQTm- {m  
>=rniHs=?7  
二. 设计要求 u`B/9-K)y  
1.减速器装配图一张(A1)。 1xtS$^APcd  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ZwxEcs+UM  
3.设计说明书一份。 c>c3qjWY/  
K HNU=k  
三. 设计步骤 9*JxP%8T~X  
    1.  传动装置总体设计方案 StR)O))I  
    2.  电动机的选择 S&=@Hj-  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 - A}$5/  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 dC4`xUv  
    5.  “V”带轮的材料和结构 gzK/l:  
    6.  齿轮的设计 r.@UH-2c  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 ,]qc#KDq-1  
    8、校核轴的疲劳强度  ZJ)>gV  
    9.  键联接设计 ?N+pWdi  
    10.  箱体结构设计 'M?pg$ta_V  
    11. 润滑密封设计 {a>JQW5=  
    12. 联轴器设计 }|-8- ;  
     {>64-bU  
1.传动装置总体设计方案: VAheus  
WSF$xC /~  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 W#d'SL#5  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， Z @m5hx&  
要求轴有较大的刚度。 U1yspHiZ  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 "a _S7K  
其传动方案如下： d hg($m  
        Ir` l*:j$  
图一:(传动装置总体设计图)  OvC@E]/+  
4 y.' O  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 .GYdC '  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 )abH//Pps.  
     传动装置的总效率 o|n+;h  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； $+{o*  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， S=L#8CID  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， blG?("0!  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 3<Z@!ft8  
^}gZ+!kA  
  2.电动机的选择 -e51 /lhpd  
v-F|#4Q=ut  
    电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min， >Ir?)h  
    经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6， `Lw Z(M-hI  
    则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。 I?q- :9:  
     n68qxD-X  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， <X5V]f  
     I#F, Mb>:  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 EN>a^B+!  
     T/%k1Hsa4H  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 m,4'@jg0  
                                                  qIy9{LF  
>FFp"%%  
方案    电动机型号    额定功率 Nhjz~S<o  
P "|WKK}  
kw    电动机转速 K(NP%:  
    电动机重量 |<8g 2A{X  
N    参考价格 m KKa0"  
元    传动装置的传动比     |f}`uF  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     > JTf0/  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     {Z$]Rj  
  obX2/   
   中心高 F9IPA%  
        外型尺寸 ~vZ1.y4  
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     ~ayU\4B  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     Ej@N}r>X  
'F1<m^  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 p2GN93,u@P  
Yk7^?W  
（1）       总传动比 @a]`C $ 6  
    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 xLbF9ASim  
    （2）       分配传动装置传动比 @<S'f<>g  
    ＝× Y=UN`vRR  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 *; 6LX  
    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 rN~V^k  
4.计算传动装置的运动和动力参数 ?zXlLud8  
（1）　各轴转速 NC x)zJ\S  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min F xXnX  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min @j r$4pM?  
（2）　各轴输入功率 cc3+ Wx_  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW {*Qx^e`h$.  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW Z3 na.>Z  
    则各轴的输出功率：   ;sSRv9Xb  
＝×0.98=2.989kW |P"kJ45  
＝×0.98=2.929kW !;U}ax;AF  
各轴输入转矩 N1]P3  
   =××  N·m V#PT.,Xa.  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· aFy'6c}  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m .18MMzdN  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m $I3}% '`+  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m {<Vw55)#0Q  
＝×0.98=242.86N·m 8r jiW#  
运动和动力参数结果如下表 lHgmljn5u  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     _4t  
    输入    输出    输入    输出         Znh<r[p<  
电动机轴        3.03        20.23    1440     DM !B@  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     Nu%MXu+  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     R M`iOV,Y  
~,84E [VV  
5、“V”带轮的材料和结构 yLvU@V@~  
  确定V带的截型 Qb1hk*$=  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 [Kanj/  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 kAk+ Sq^n  
      V带截型      由图6-13                        B型  !*-|s}e  
   {X&H  
  确定V带轮的直径 wb-_CQ  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm AhSN'gWpbF  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 4"%LgV`  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm ohB@ijC!  
   zO)3MC7l*  
  确定中心距及V带基准长度 ~jOk?^6  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 wEb10t,  
                          360<a<1030 $%3%&+z$I  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm e:WKb9nT  
     ;ywUl`d  
  初定V带基准长度 J?bx<$C@  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm <8 25?W|  
       )ocr.wU@  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm Eg#WR&Uq"  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm Fpy-? U  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 ;[[oZ  
   agPTY{;  
   确定V带的根数 4Y}{?]>pu  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw 4#w Z#}  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3  i(n BXV{  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 (K|7T{B  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 +T]D\];D  
         Vqxxm&^P  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 8A2_4q@34  
                             O/PO?>@-/  
                       取Z=2 h2m@Q={  
V带齿轮各设计参数附表 *TP>)o  
77p8|63  
各传动比 ]F*fQ Ncjy  
4oRDvn7f&  
    V带        齿轮     ORo,.#<  
    2.3        5.96     UrEfFtH'  
  p`06%"#  
2. 各轴转速n 5}"9)LT@@w  
    (r/min)        (r/min)     +I r  
    626.09        105.05     <GO 5}>}p8  
m e&'BQ  
3. 各轴输入功率 P C{U"Nsu+1  
    （kw）        （kw）     RD0=\!w*5  
    2.93       2.71     <K zEn+  
i5jsM\1j  
4. 各轴输入转矩 T &Z 6s\r%  
    (kN·m)        (kN·m)     6~c:FsZ)  
43.77        242.86     =' <789wT  
6k*,Yei  
5. 带轮主要参数 x3Ze\N8w  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         d\v1R-V  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     #8qhl  
带的根数z     )>U7+ Me  
    160        368        708        2232        B        2     |kh7F0';"  
bE>"DP q  
6.齿轮的设计 j NkobJ1  
`(o:;<&3  
（一）齿轮传动的设计计算 %,Lv},%Y  
&*8_w-  
齿轮材料，热处理及精度 5v,_ Hgh  
    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 i-gN< 8\v  
    （1）       齿轮材料及热处理 mL]a_S{H  
       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 JBt2R=  
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 ~Y/o9x0  
      ② 齿轮精度 $u P'>  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 .6[7D  
     *Sp_s_tS  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 ME.a * v  
按齿面接触强度设计 25{-GaB  
G_/Dz JBF  
确定各参数的值: m< Y  I}  
①试选=1.6 1V:I }~\  
选取区域系数 Z=2.433   X)b@ia'"Wp  
     z1S p'h$  
    则 Zi= /w  
    ②计算应力值环数 lgQ"K(zY  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） dpSNh1  
    =1.4425×10h &$g{i:)Z  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) W!t=9i  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 y XT8:2M  
    ④齿轮的疲劳强度极限 F(KsB5OY?  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: o&ETs)n|  
    []==0.93×550=511.5 cB=ExD.Q  
Lz{z~xNHW.  
    []==0.96×450=432         @L?KcGD  
许用接触应力   "."ow|  
         h0a|R4J  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   .C,D;T{  
         =1 g+A>Bl3#  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 `IV7\}I|  
    =4.47×10N.m SNtk1pG>  
    3.设计计算 ^:~!@$*;6  
①小齿轮的分度圆直径d h?'~/@  
     +h08uo5c  
    =46.42 a'Yi^;2+\  
    ②计算圆周速度 L@s_)?x0  
    1.52 S`8Iu[Ma  
    ③计算齿宽b和模数 Kv9Z.DY  
计算齿宽b 0p]v#z}  
       b==46.42mm Z7XFG&@6  
计算摸数m ny1;]_X_  
  初选螺旋角=14 Z\3~7Ek2m  
    = /mXxj93UA  
    ④计算齿宽与高之比 Qk72ra)  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 8qL.L(=\/  
=46.42/4.5 =10.32 PdtL Cgd  
⑤计算纵向重合度 1Li*n6tLX`  
=0.318=1.903 $b(CN+#  
⑥计算载荷系数K <*(^QOM  
使用系数=1 jn(%v]  
根据,7级精度, 查课本得 CEW1T_1U<\  
动载系数K=1.07, eG7Yyz+t$  
查课本K的计算公式: _\na9T~g  
K= +0.23×10×b H*e+ 2  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 \PWH( E9  
查课本得: K=1.35 &~=r .T  
查课本得: K==1.2 1mD)G55Ep  
故载荷系数: 4Cv*zn  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 LcZ|A;it  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 y @S_CB 47  
    d=d=50.64 k%BU&%?1  
    ⑧计算模数 te4=  
    = "}V_.I* +  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 ^t:dcY7  
    由弯曲强度的设计公式 XO+rg&Pu  
    ≥ =*1NVi $n  
7[PEiAI  
⑴   确定公式内各计算数值 tuLNGU  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m &r\8VEZq"  
         确定齿数z 4jt(tZS  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 4(p`xdr}K  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 2vWn(6`  
    Δi＝0.032％5％，允许 -n8d#Qm)  
    ②      计算当量齿数 hD=.rDvO  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  j+@3.^vK  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 uFha N\S  
    ③       初选齿宽系数 )U=]HpuzI  
     按对称布置，由表查得＝1 T7%!JBg@  
    ④       初选螺旋角 YZ`SF"Bd(  
    初定螺旋角 ＝14 GC:q6}  
    ⑤       载荷系数K ES?*w@x  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 -Caj>K  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y "F%JZO51  
    查得: ^Kg n:l  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 5VJe6i9;  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 X =%8*_  
     |R1T;J<[  
    ⑦       重合度系数Y 5dB62dqN  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 =YTcWB  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 s8)`wH ?  
＝14.07609 s M*ay,v;  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 2 rr=FJ  
    ⑧       螺旋角系数Y 1I{8 |  
 轴向重合度 ＝1.675, FF~r&h8H  
    Y＝1－＝0.82 VX&PkGi?o  
     BjeD4  
    ⑨       计算大小齿轮的 'It8h$^j  
 安全系数由表查得S＝1.25 kw@^4n+M  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 U3N9O.VC  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 w7o`B R  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 ,T`,OZm  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   #K6cBfqI  
    小齿轮     大齿轮 P/dnH  
8'HS$J;C  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: r`.N?  
    K=0.86        K=0.93   q+y\pdhdO  
XS">`9o!  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 VOLj#H  
      []= >a,D8M?  
      []= C!*.jvhT  
       4G?^#+|^  
       (rd [tc  
        大齿轮的数值大.选用. m^G(qoZ]  
     GD{L$#i!  
⑵   设计计算 IF|6iKCE  
     计算模数 o[T+/Ej&  
n+Kv^Y`qxO  
{PcJuRTHB  
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: {^ b2nOMv  
+ti ?7|bK<  
z==24.57  取z=25 7l=;I%  
LWN {  
那么z=5.96×25=149           wOl?(w=|  
  a/,>fv9;$  
②   几何尺寸计算 0(D^NtB7  
    计算中心距     a===147.2 >w@+cUto  
将中心距圆整为110 RhH 1nf2UR  
Y~-y\l;Tr  
按圆整后的中心距修正螺旋角 &~ y)b`r  
/.Ak'Vmi  
=arccos *[3xc*5F/A  
]~KLdgru_  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. FM >ae-L-  
:x)H!z P  
计算大.小齿轮的分度圆直径 LdV&G/G-#D  
     yZ|"qP1  
    d==42.4 VN0We<\Z  
UJ)pae  
d==252.5 ~ELMLwn.  
'J|)4OG:  
计算齿轮宽度 QEhn  
:TH cI;PG8  
B= !hBpon  
lmvp,BzC  
圆整的       f'^uuO#x  
mm-s?+&M;  
                                            大齿轮如上图： d,V#5l-6  
<+i(CGw  
-{cHp  
i2~uhGJ  
7.传动轴承和传动轴的设计 0 =j }`  
&riGzU]  
1.  传动轴承的设计 QPJ \Iu@D$  
/SD}`GxH  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 9=%zdz2_S  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min ,#A(I#wL~  
T1=43.77kn．m W)In.?>]W  
⑵.  求作用在齿轮上的力 r9i? H  
    已知小齿轮的分度圆直径为 ?Z7`TnG$uf  
        d1=42.4 mL{P4a 1xf  
而  F= 3 !"N;Q"  
     F= F m+kP"]v  
Fb5U@X/vE  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N I&;>(@K  
,,'jyqD  
I0Pw~Jj{  
5p;AON  
⑶.   初步确定轴的最小直径 SS=<\q#MS  
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 t'eqk#rq  
9%/hoA)  
za>UE,?h  
             w,LtQhQ  
     从动轴的设计 m&UP@hUV-  
       =}^NyLE?  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， Kg[OUBv  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M #~*v##^vFH  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 RgJ@J/p"  
    已知大齿轮的分度圆直径为 $)i`!7`4=  
        d2=252.5 25Dl4<-Z  
而  F= F"@%7xy  
     F= F -aoYoJ '  
_bFUr  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N WRh5v8Wz0  
R'Sd'pSDN  
IC`3%^  
/WrB>w  
⑶.   初步确定轴的最小直径 L:R4&|E/t  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 NB-dlv1  
{ZJO5*  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 @T'^V0!-q:  
查表,选取 Hq3|>OqC2Q  
(o^tmH*  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 7aG.?Ca%  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 Wv;0PhF  
L$ZjMJ  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Pf*6/7S:  
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  。 D tsZP (  
8:ubtB  
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. hnnB4]c  
mxa~JAlN_  
            D        B                轴承代号     ?YhDjQs  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     )`u17 {  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     ]g_VPx"  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     DiCz%'N  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     VF%QM;I[Rc  
aO6\ e>  
     o`U}u qrO  
P}bIp+  
     o2/:e  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 _:x]' w%  
    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,  q6 CrUn  
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.     7- B.<$uC  
'\:4Ijp<"  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. i Ha?b2=)  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, o+A7hBM^  
高速齿轮轮毂长L=50,则 Ox3=1M0  
&5 CRXf  
L=16+16+16+8+8=64 |{(<A4W  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. ]33!obM  
t^s&1#iC  
5.    求轴上的载荷   b?H"/Mu.  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, (lk9](;L  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. <r%K i`u(p  
]vrZGX a+  
j\2Qe %d  
&D, Iwq  
2qMiX|Y  
inP2y?j  
222 Y?3>@D  
b--=GY))F  
[FFr}\}bY  
      |/Nh#  
_~kw^!p>Kr  
传动轴总体设计结构图: %iyc1]w{  
     F O!Td  
                             v"*r %nCi  
B8&q$QV  
                             (主动轴) j=WxtMS  
TI>5g(:3\  
L9b.D<  
        从动轴的载荷分析图: l:HQ@FX  
VB |?S|<  
6.     校核轴的强度 uD\R3cY  
根据 &@~K8*tmK  
== Cxf K(F  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 u$ts>Q;5  
查表15-1得[]=60MP &<&tdShI  
〈 []    此轴合理安全 ]OAU&t{  
5Rbl.5. A  
8、校核轴的疲劳强度. >xWS>  
⑴.   判断危险截面 73Dxf -  
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. T:^.; ZY  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 {X!vb  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 <=(K'eqC^  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 LdUz;sb  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 }%g[1 #%(  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 T(!1\TB  
截面上的弯曲应力 Ly= .  
Gu;40)gm  
截面上的扭转应力 u[a-9^&g  
==  2&6D`{"P  
轴的材料为45钢。调质处理。 &RR;'wLoQT  
由课本得： K\xz|Gq  
           :~-:  
因             *5'8jC"2g  
经插入后得 [(X~C*VdxM  
2.0         =1.31 Z+xkN  
轴性系数为 5Tsz|k  
       =0.85 0'sZ7f<e7  
K=1+=1.82 &4Z8df!  
    K=1+（-1）=1.26 l\_!oa~  
所以               GT6; I7  
<spG]Xa<  
综合系数为：    K=2.8 '}cSBbl&/n  
K=1.62 Et6j6gmif  
碳钢的特性系数        取0.1 3.Fko<D4jD  
   取0.05 F|%PiC,,qO  
安全系数 [* xdILj  
S=25.13 0\mf1{$"!7  
S13.71 FSuC)Xg  
≥S=1.5    所以它是安全的 175e:\Tw  
截面Ⅳ右侧 {i>AQ+z61f  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 }T_"Vg q  
tI^91I  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 GRc)3 2,  
ju2H 0AQ  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 r CJ$Pl9R  
^EIuGz1@0  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 r^k+D<k[7  
截面上的弯曲应力   f2.=1)u.  
截面上的扭转应力 ("`"?G  
==K= >s<Bu'r  
    K= 3MQHoxX  
所以                 RHsVG &<j  
综合系数为： %YVPm*J ~  
K=2.8    K=1.62 +9/K|SB{ $  
碳钢的特性系数 gs<~)&x  
    取0.1       取0.05 &Wy>t8DIK  
安全系数 lhM5a \  
S=25.13 @tT`s^e  
S13.71  II'.vp  
≥S=1.5    所以它是安全的 u<j;+-]8h  
^*jwe^  
9.键的设计和计算 Sr+hB>{  
UV(`.  
①选择键联接的类型和尺寸 =2q#- ,t  
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. & n*ga$Q  
根据    d=55    d=65 %=z>kU1|  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 [l=@b4Og  
                     b=20     h=12     =50 xst-zfkH`  
u.E>d9  
②校和键联接的强度 A":=-$)  
  查表6-2得      []=110MP K0>;4E>B  
工作长度  36-16=20 Av.`'.b  
    50-20=30 "9s}1C;Me  
③键与轮毂键槽的接触高度 Z71_D  
     K=0.5 h=5 2fdN@iruB  
    K=0.5 h=6 r'ilJ("  
    由式（6-1）得： &q&z$Gc;m  
           ＜[] ll}_EUF|  
           ＜[] vdXi'<  
    两者都合适 .BjWZj  
    取键标记为： z<Z0/a2'1  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 wsdZwik  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 ZXLAX9|  
10、箱体结构的设计 e'~Qe_  
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， aP(~l_  
大端盖分机体采用配合. >'n[B    
/#5rt&q  
1.   机体有足够的刚度 ;{8 X+H  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 RrLj5Jq  
`D3q!e  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 ys!O"=OJ  
DK2Wjr;  
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm 8-gl$h  
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 ^G qO>1U  
<|'ETqP<+  
3.   机体结构有良好的工艺性. (]k Q9}8  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. uf]wX(*<k  
,1~B7Z d  
4.   对附件设计 ka=A:biz  
A  视孔盖和窥视孔 ZK ?V{X{";  
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 !C4)P3k  
B  油螺塞： 4]}d'x&  
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。 6x5Q*^w  
C  油标： K}q5,P(  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 f7zB_hVDmE  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. Ww~C[8q  
lhQMR(w^  
D  通气孔： n=f?Q=h\3  
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. f:nXE&X[  
E  盖螺钉： TN Z -0  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 Yq/vym-O5  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. /g0' +DP  
F  位销： X'.l h#&  
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. ">B&dNrt  
G  吊钩： m[l&&(+J,  
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.  vWW Q/^  
d:Z|It  
减速器机体结构尺寸如下： /=V!lRs  
<`q-#-V@  
名称    符号    计算公式    结果     f% 8n?f3;u  
箱座壁厚                10     EGRIhnED#  
箱盖壁厚                9     8~!h8bkC  
箱盖凸缘厚度                12     p]e.E`'S  
箱座凸缘厚度                15     7h. [eMLPB  
箱座底凸缘厚度                25     /2r&ga&  
地脚螺钉直径                M24     W`[7|8(6!  
地脚螺钉数目        查手册        6     3]NKAPY  
轴承旁联接螺栓直径                M12     PTpfa*t  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     V1i^#;  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     V[8!ymi0  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     /^i_tLgb  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     0m4#{^Y  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 /w5c:BH  
    22 Qm[ )[M  
    18     lBG5~<NT  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 #VZ-gy4$\B  
    16     7 }t=Lx(  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     FIJ]`  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     .<K9Zyi  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     IQ JFL +f  
机盖，机座肋厚                9    8.5     pm}_\_  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） ? _[ q{i{  
150（3轴）     qe uc^+P;  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） ASS<XNP  
150（3轴）     1"l48NLL|  
     ,]@Sytky  
11. 润滑密封设计 (^ J2(  
mt *Dx  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. /Zz [vf  
    油的深度为H+ }y|_v^  
         H=30  =34 e{Mkwi+j  
所以H+=30+34=64 #E/|W T  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 <P5 7s+JK  
      L$]Y$yv  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 uY&t9L8  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     SR4 mbQ:  
    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 P!R`b9_U  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 rB =c  
     f 0/q{*  
12.联轴器设计 q ) e* eN  
 o^d  
1.类型选择. LD;! s  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 7Zh#7jiZ`  
2.载荷计算. $B )jSxSy  
公称转矩：T=95509550333.5 G Mg|#DV  
查课本,选取 y<ZT~e  
所以转矩   wWJM./y  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 xn<x/e  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm qwuA[QkPi  
o3:h!(#G  
四、设计小结 ZyrVv\'  
    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。 #!j wn^yq  
    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。 opReAU'I  
五、参考资料目录 T\TKgO=)  
[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； _y9NDLRs8  
[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； !$0ozDmD  
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； X$< CIZ  
[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； @(m?j1!M  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 mN" g~o*  
[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； gGbJk&E  
[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？ 3\?yjL^  
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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