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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 @fVz *  
                 z!k  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         H6 $pA^  
                 EF 8rh  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） ^fS_h `B  
G(hnrRxn  
目   录 nAj +HLO  
     ({C|(v9 C7  
一    课程设计书                            2 EzCi%>q  
oMq:4W,  
二    设计要求                              2 |oR{c%z05  
kO/;lrwC  
三    设计步骤                              2 2Aa  
     YQO9$g0% ~  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 V`feUFw3  
    2. 电动机的选择                                4 |hu9)0 P  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 6gq`V,  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 v?DA>  
    5. 设计V带和带轮                              6 >-`-D=!V  
    6. 齿轮的设计                                  8 L9z5o(Aa  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 pM!cF  
    8. 键联接设计                                  26 eE0nW+i  
    9. 箱体结构的设计                              27 $f6wmI;<y  
    10.润滑密封设计                                30 7V~ gqum  
    11.联轴器设计                                  30 h>|IA@;|f  
     ?V)M!  
四    设计小结                              31 vFgnbWxG  
五    参考资料                              32 x$bCbg  
U owbk:  
一. 课程设计书 XJ7mvLM;  
设计课题: ITU6Eq  
    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 $*+UX   
表一: @iYr<>iDZ  
         题号 M8FC-zFs  
PV/hnVUl  
参数    1     9NC'iFQ#  
运输带工作拉力（kN）    1.5     Qu|<1CrZj]  
运输带工作速度（m/s）    1.1     c 9zMI  
卷筒直径（mm）    200     ~t.i;eu  
"Za'K+4  
二. 设计要求 /JP%gD"8  
1.减速器装配图一张(A1)。 ?)/&tk9.n  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 gBy7 q09r  
3.设计说明书一份。 X]Ma:1+  
'c/Z W  
三. 设计步骤 +"[}gss!@  
    1.  传动装置总体设计方案 FS6ZPjG)  
    2.  电动机的选择 k'1i quc#u  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 {UOR_Vt!*  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 Ky[-ZQQo=5  
    5.  “V”带轮的材料和结构 Z%Yq{tAt  
    6.  齿轮的设计 t1]sv VX,w  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 d@<~u,Mt&F  
    8、校核轴的疲劳强度 h%%dRi  
    9.  键联接设计 X>s'_F?  
    10.  箱体结构设计 f}zv@6#&  
    11. 润滑密封设计 P%kJq^&  
    12. 联轴器设计 7|pF (sb0  
     dWDf(SS  
1.传动装置总体设计方案: 7@9R^,M4:  
83gp'W{|  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 =:7OS>x  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， f\M;m9{(  
要求轴有较大的刚度。 Xx=c'j<  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 B pl(s+  
其传动方案如下： )?,X\/5  
        Qj/.x#T  
图一:(传动装置总体设计图) >{w"aJ" F  
vip& b}u  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 sT%^W  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 +Zo&c}  
     传动装置的总效率 ~z*A%vp6ER  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； W .bJ.hO*  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， ]$ iqJL  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， VA@t8H,  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 81 /t)Cp  
?Y#x`DMh  
  2.电动机的选择 d^ YM@>%  
I'T@}{h  
    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， hS7o=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， YA4;gH+  
    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。 Umt?COc  
     t"L-9kCM  
    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， '"<h;|  
     j`$d W H/2  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 v6_fF5N/  
     > z1q\cz  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 _^"0"<,  
                                                  I2<t?c:Pn<  
9 54O=9PQ  
方案    电动机型号    额定功率 lQnqPQY  
P r1QLSD]i6  
kw    电动机转速 Z4'8x h)-  
    电动机重量 |oI]  
N    参考价格 %Ut7%obpi  
元    传动装置的传动比     zd+<1R;  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     1{7*0cv$iL  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     .q7|z3@,  
  :")iS?l  
   中心高 fu6Ir,  
        外型尺寸 n%Gk {h5  
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     Y< drRK!  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     l^*'W(%  
[N4#R  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 0($ O1j~$  
gu~F(Fb'  
（1）       总传动比 1'{A,!  
    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 Gh#$[5&`  
    （2）       分配传动装置传动比 F 7~T=X)1  
    ＝× 1:r8p6  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 Q(J6;s#b  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 pN ^^U[  
4.计算传动装置的运动和动力参数 TUV&9wKXo  
（1）　各轴转速  wN4N 2  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min gnPu{-Ec*  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min :yTpjC-S]  
（2）　各轴输入功率 ggn:DE "  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW bW9a_myE  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW 5D#Mhgun  
    则各轴的输出功率：   c8cPGm#i  
＝×0.98=2.989kW jR CG}'  
＝×0.98=2.929kW k&h3"  
各轴输入转矩 {BA1C (  
   =××  N·m qz .{[ l  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· L)`SNN\ipR  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ;m[-yqX  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m [9S?  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m `x0GT\O2-  
＝×0.98=242.86N·m <$]=Vaq  
运动和动力参数结果如下表 A=S_5y  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ;$Q&2}L[  
    输入    输出    输入    输出         dq&N;kk |  
电动机轴        3.03        20.23    1440     !leLOi2T  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     <:rbK9MIl  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     ~ojH$=K>d  
KkJK5dZo  
5、“V”带轮的材料和结构 ^mA^7jB  
  确定V带的截型  ta\CZp  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 Qg\{d)X[N  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 Pl}>  
      V带截型      由图6-13                        B型 >)sB# <e  
   Vk>m/"  
  确定V带轮的直径 9Rg|oCP_  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm ?!4xtOA  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 0A}'@N@G)  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm TC%ENxDR  
   b;X|[tB  
  确定中心距及V带基准长度 CE'd`_;HLn  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 BmP!/i_  
                          360<a<1030 AP8YY8,  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm P'dH*}H  
     |H LU5=Y  
  初定V带基准长度 =/J{>S>(i  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm nF8|*}w  
       ;6T>p  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm E mUA38  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm ,1}c% C*,Q  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 <]jKpJ{3N  
   ;ORT#7CU  
   确定V带的根数 aWe?n;  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw ^HYrJr$y  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 Z+qTMm  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 xM dbS4&!  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 8N8N)#A[  
         ;U02VguC  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 Y] ZNAR  
                             HFr#Ql>g  
                       取Z=2 U=<d;2N#  
V带齿轮各设计参数附表 COF_a%  
)_vE"ryThA  
各传动比 PW[NW-S`c  
U',9t  
    V带        齿轮     J(%Jg  
    2.3        5.96     Fjc4[ C  
  QL<uQ`>(  
2. 各轴转速n \sUk71L` j  
    (r/min)        (r/min)     "o=*f/M  
    626.09        105.05     Y'75DE<BC  
3kl<~O|Fs  
3. 各轴输入功率 P Z`?Z1SBt  
    （kw）        （kw）     *5\k1-$  
    2.93       2.71     V8aLPJ0_  
'g4t !__  
4. 各轴输入转矩 T eX;Tufe*(Q  
    (kN·m)        (kN·m)     3M;[.b  
43.77        242.86     DQ<{FN  
_* xjG \!  
5. 带轮主要参数 $qoh0$  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         7lo`)3mB  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     @+9x8*~S'  
带的根数z     /G zA89N(  
    160        368        708        2232        B        2     ]w3-No  
bD&^-& G  
6.齿轮的设计 *bl*R';  
U_-9rkUa  
（一）齿轮传动的设计计算 0X`sQNx  
f`8]4ms"  
齿轮材料，热处理及精度 9^;)~ G  
    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 7 +RsZu  
    （1）       齿轮材料及热处理 DE{tpN  
       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 q,ry3Nr4n  
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 36NENzK  
      ② 齿轮精度 '^T Q Ubw  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 w3,1ImrXp  
     J?yNZK$WqN  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 f{b$Y3  
按齿面接触强度设计 [r_YQ*+ej  
_1s\ztDpw  
确定各参数的值: B=>:w%<Ii  
①试选=1.6 ^yO+-A2zC  
选取区域系数 Z=2.433   i; 8""A  
     y+ZRh?2  
    则 Ft7{P.g  
    ②计算应力值环数 b'D|p/)m0S  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） Mw0Kg9M  
    =1.4425×10h duCso M/  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) 'nK(cKDIG  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 ICJp-  
    ④齿轮的疲劳强度极限 X3z$f(lF%)  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: /[[_}\xI%  
    []==0.93×550=511.5  d"E@e21  
i2a""zac  
    []==0.96×450=432         uxGY/Zf  
许用接触应力   5 A/[x $q  
         &\3k(j  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   =@98Gl9!  
         =1 /rKdxsI*  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 c.-/e u^|  
    =4.47×10N.m S,K'y?6  
    3.设计计算 Q7 dXTS4H  
①小齿轮的分度圆直径d bNUb  
     7^{M:kYC!  
    =46.42 *rY@(|  
    ②计算圆周速度 aoLYw 9  
    1.52 Jj<UtD+  
    ③计算齿宽b和模数 k`LoRqF  
计算齿宽b EcBJ-j 6d  
       b==46.42mm C~16Jj:v  
计算摸数m t0 [H_  
  初选螺旋角=14 we6kV-L.  
    = >~;MQDU5*Y  
    ④计算齿宽与高之比 uXs.7+f  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 s 0}OsHAj  
=46.42/4.5 =10.32 )2@_V %  
⑤计算纵向重合度 v6gfyGCJ  
=0.318=1.903 F9hh- "(Z  
⑥计算载荷系数K y*Egt`W  
使用系数=1 bITc9Hqc  
根据,7级精度, 查课本得 6$1dd#  
动载系数K=1.07, k{*IR  
查课本K的计算公式: * u_ nu>  
K= +0.23×10×b \q2#ef@2  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 <,U=w[cH  
查课本得: K=1.35 M YQZqlV  
查课本得: K==1.2 MXS N <  
故载荷系数: '8.r   
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 ;Z\1PwT  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 pYtG%<  
    d=d=50.64 ^4Nk13  
    ⑧计算模数 %M=[h2SN  
    = zEG6T*  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 s>=DfE-;"  
    由弯曲强度的设计公式 &RRHmJI:  
    ≥ 9:|z^r  
^/|agQ7D2  
⑴   确定公式内各计算数值 AXUSU(hU  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m Nm{\?  
         确定齿数z J%G EIe|  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 Vy]y73~  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 R,mOV8y"W[  
    Δi＝0.032％5％，允许 .A;e` cKb  
    ②      计算当量齿数 up[9L|  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  (w31W[V'#  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 dP>~ExYtm  
    ③       初选齿宽系数 m `"^d #  
     按对称布置，由表查得＝1 k)Y}X)\36  
    ④       初选螺旋角 K>=KsG  
    初定螺旋角 ＝14 V$y6=Q <c  
    ⑤       载荷系数K d~bZOy  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 q^:>sfd  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y \#LkzN8  
    查得: ~U] "dbQ  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 MAhJ>qe8 p  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 F`/-Q>Q  
     ?C( ' z7  
    ⑦       重合度系数Y 3j'A.S  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 +D[|Mi  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 VrV )qfG  
＝14.07609 ]_Cm 5Z7  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 3NI3b-7  
    ⑧       螺旋角系数Y Rne#z2Ok  
 轴向重合度 ＝1.675, N_dHPa  
    Y＝1－＝0.82 iD*%' #u  
     'q158x  
    ⑨       计算大小齿轮的 cT2&nZ  
 安全系数由表查得S＝1.25 HGuU6@~hu  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 K U 2LJ_~Y  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 4*k>M+o/C4  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 O$Wi=5  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   vNMndo!  
    小齿轮     大齿轮 L-&N*   
p`/"e<TP  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: = NHE_ 4/p  
    K=0.86        K=0.93   U_s3)/'  
xC3h m  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ,2t|(V*"&  
      []= o1Bn^ w  
      []= ?q^o|Y/  
       -^1}J  
       cyM9[X4rC  
        大齿轮的数值大.选用. U0%T<6*H  
     ,;3bPjey  
⑵   设计计算 lk.]!K$}  
     计算模数 0P{^aSxTP  
1NHiW v  
noSkKqP  
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"Y ( 7<  
o#"U8N%r  
z==24.57  取z=25 v|!u]!JM  
v'Y0|9c  
那么z=5.96×25=149           5j8aMnvs  
   Dno]N  
②   几何尺寸计算 Vd+qi~kA  
    计算中心距     a===147.2 ^T?zR7r  
将中心距圆整为110 UL{+mp  
1X8P v*,  
按圆整后的中心距修正螺旋角 s3(mkdXv  
tTjadnX  
=arccos _GhP{ C$  
{GH0> 1&  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. Kw%to9 eh)  
CpE LLA<  
计算大.小齿轮的分度圆直径 tPp9=e2[s  
     OLH[F  
    d==42.4 ?|i C-7{8L  
*VUD!`F  
d==252.5 A#o ~nC<  
}1xD*[W  
计算齿轮宽度 lU\v8!Ji  
k)3b0T@b  
B= 9QXBz=Fnf  
D'8xP %P  
圆整的       yG' 5:  
<)68ol~<  
                                            大齿轮如上图： rSgOQ  
;s$,}O.  
/f*QxNZ,p  
[ML|, kq!  
7.传动轴承和传动轴的设计 ts:YJAu+F  
qWdob>u  
1.  传动轴承的设计 3(oB[9]s  
|j2$G~B6  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 $etw'c0  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min nk*T x  
T1=43.77kn．m ]lqe,>  
⑵.  求作用在齿轮上的力 MaS-*;BY,  
    已知小齿轮的分度圆直径为 ,q K'!  
        d1=42.4 p!o?2Lbiw  
而  F= )MWbZAI  
     F= F @oNYMQ@)d  
-=InGm\Y  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N I3.cy i  
_'mK=`>u  
1CR)1H  
 NZu2D  
⑶.   初步确定轴的最小直径 q/h , jM  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 TFZxk  
W^,(we  
==Ah& ){4^  
             5M&<tj/[a0  
     从动轴的设计 YlC$L$%Zd.  
       uj~(r=%  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， [BTOs4f  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 8b[<:{[YB  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 adn2&7H  
    已知大齿轮的分度圆直径为 X|'[\v2ld  
        d2=252.5 ="('  #o  
而  F= "oT&KW   
     F= F ~f6 Q  
s?Z{LWZ@  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N M nnVk=  
nu `R(2/  
2 {xf{)hO?  
4*&2D-8<K  
⑶.   初步确定轴的最小直径 #|QA_5  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 U?xa^QVhj  
n[gc`#7|{e  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 -PCF Om"  
查表,选取 gX~lYdA  
{Rz(0oD\  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 EX/{W$ &K  
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 &9ERlZ(A  
{%D4%X<  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 blKF78  
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  。 ] 1s6=  
r]deVd G  
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. cKB1o0JsYJ  
SQ057V>'=  
            D        B                轴承代号     gs(ZJO1 /L  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     &S=xSs:q.  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     }E^k*S  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     }2''}-Nc  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     ";Q}Gs}  
X- j@#Qb  
     gLwrYG7@  
/pWKV>tjj  
     7 &iav2q  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 UmLBoy&*  
    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, 07G'"=  
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.     pwVaSnre`  
7;a  
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. Z=be ki]  
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, Eih6?Lpu  
高速齿轮轮毂长L=50,则 <C_FRpR<f  
bAEwjZ  
L=16+16+16+8+8=64 P@0J!  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. ZKJhmk  
nP0rg  
5.    求轴上的载荷   ~{ucr#]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, @!*I mNMI  
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. O jH"qi  
!8|?0>3)  
_2WW0  
6GoQJ  
)T@?.J`  
\.]C`ocD  
N_E)f  
SM4'3d&mf  
8(]q/g"O  
     L|p+;ex  
mM'uRhO+  
传动轴总体设计结构图: k54b@U52 h  
     ,+v>(h>q  
                             9?uU%9r5P  
$ncP#6  
                             (主动轴) rQ(u@u;  
XHm6K1mGZ  
U2 Cmf  
        从动轴的载荷分析图: >]x%+@{|  
sj&1I.@,>  
6.     校核轴的强度 n2Y a'YF  
根据 1]"S?  
== ri49r*_1  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 AG|:mQO  
查表15-1得[]=60MP v?l*jr1-2  
〈 []    此轴合理安全 ~&D5RfK5f  
1]&{6y  
8、校核轴的疲劳强度. 'VV"$`Fu"  
⑴.   判断危险截面 _opB,,G  
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. 19i=kdH  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 71Y3.1+  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 Bqw/\Lxwlf  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 -HRa6  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 _$yS4=.  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 QwLSL<.  
截面上的弯曲应力 rxOv YF  
l - ~PX  
截面上的扭转应力 /d> Jkv  
== l4y>uZ>a  
轴的材料为45钢。调质处理。 5k;}I|rg%  
由课本得： Jm 1n|f  
           >vDi,qmZ  
因             _Nf%x1m5s  
经插入后得 !Y*O0_  
2.0         =1.31 Sc:)H2k`$  
轴性系数为 S~B{G T\M  
       =0.85 <1<0odB  
K=1+=1.82 db.~^][k  
    K=1+（-1）=1.26 QEP|%$:i  
所以               8 -9<r  
@Py?.H   
综合系数为：    K=2.8 G4%dah 5  
K=1.62 < Q6  
碳钢的特性系数        取0.1 ?>mpUH  
   取0.05 7b(r'b@N  
安全系数 >[<f\BN|  
S=25.13 B %  
S13.71 Z& bIjp  
≥S=1.5    所以它是安全的 :` S\p[5  
截面Ⅳ右侧 jWK>=|)=c  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 [6%y RQ_  
X(Lz&fkd  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 Mr@{3do$  
{"_V,HmEF+  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 =- !B4G$  
-Zqw[2Q4  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 w +HKvOs5c  
截面上的弯曲应力   {?X9juc/#  
截面上的扭转应力 .]/k#Hv  
==K= R.rE+gxO1  
    K= W7w*VD|  
所以                 Fyc":{Jd  
综合系数为： +XAM2uN5_.  
K=2.8    K=1.62 x";4)u=  
碳钢的特性系数 ~zFwSF  
    取0.1       取0.05 v"dl6%D"  
安全系数 UZo[]$"Q`  
S=25.13 "F?p Y@4  
S13.71 >~uKkQ_p  
≥S=1.5    所以它是安全的 *a` _,Q{x  
*7C l1o  
9.键的设计和计算 LHs^Xo18  
|^O3~!JP(>  
①选择键联接的类型和尺寸 ]E1|^[y  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. J74kK#uF=  
根据    d=55    d=65 p e$WSS J  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 fjHd"!)3  
                     b=20     h=12     =50 >ajcfG .k(  
WB"90!  
②校和键联接的强度 2 '8I/>-  
  查表6-2得      []=110MP /Tp>aW%}"  
工作长度  36-16=20 C`\yc_b9Pf  
    50-20=30 M2M&L,/O  
③键与轮毂键槽的接触高度 6}:(m#+  
     K=0.5 h=5 la{o<||Aq  
    K=0.5 h=6 Lp{/  
    由式（6-1）得： YGZa##i  
           ＜[] C{YTHN n  
           ＜[] ;RW5XnVx  
    两者都合适 nu6v@<<F>  
    取键标记为： 7qg. :h  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 n0w0]dJ&lc  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 sfC/Q"Zs  
10、箱体结构的设计 |q 0iX2W  
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， `W u.wx  
大端盖分机体采用配合. [UB]vPXm$  
D}?JX5.  
1.   机体有足够的刚度 VB~Do?]*k%  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 BsYJIKfW  
-V:7j8  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 8VMD304  
J!iK W  
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 2XV3f$,H  
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 67wq8|  
*4g:V;L  
3.   机体结构有良好的工艺性. =]-D_$S~  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. U.J/ "}5`T  
0;"  >.  
4.   对附件设计 { ?]&P  
A  视孔盖和窥视孔 _%<q ZT  
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 /?:q9Wy  
B  油螺塞： ?YnB:z*eV  
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。 <X]dR 6FT  
C  油标： :qvaI,  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 hFDo{yI  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. cnM`ywKW  
XI5q>cd\Sz  
D  通气孔： um$L;-2:  
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. C oO0~q  
E  盖螺钉： S{JBV@@tC  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 fCi1JH;  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. b IZi3GmRF  
F  位销： kj!mgu#T  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. k#<Y2FJa  
G  吊钩： M;E$ ]Z9  
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. vFsl]|<;8  
rq^VOK|L  
减速器机体结构尺寸如下： [K`d?&  
c 4L++ u#  
名称    符号    计算公式    结果     Med0O~T%  
箱座壁厚                10     ]ru UX  
箱盖壁厚                9     {_X&{dZLX  
箱盖凸缘厚度                12     G4)X~.Fy  
箱座凸缘厚度                15     e",0Er FT  
箱座底凸缘厚度                25     =kn-F T  
地脚螺钉直径                M24     H)i%\7F5  
地脚螺钉数目        查手册        6     41\V;yib  
轴承旁联接螺栓直径                M12     RU,!F99'1  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     L_}F.nbS5  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     axdRV1+s  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     >w|2 ~oK  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     *@[+C~U  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 u$mp%d8  
    22 be~'}`>  
    18     mf)E%qo  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 K?acRi  
    16     9E]7Etfw  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     s F3M= uz  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     '0/[%Q  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     3H@29TrJ+  
机盖，机座肋厚                9    8.5     }B2qtb3  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） |&H(skF_  
150（3轴）     r#/Bz5Jb*  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） |%5nV=&\  
150（3轴）     firiYL"=44  
     W&Kjh|[1QZ  
11. 润滑密封设计 N1u2=puJY  
[7gwJiK  
    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. lcEin*Oc  
    油的深度为H+ [Xo}CU  
         H=30  =34 w1 tg7^(@  
所以H+=30+34=64 pn4~?Aua0/  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 $nW^Gqwj]1  
     |iB svI:  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 ~[4zm$R^  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     ]$?\,`  
    密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 LkIbvJCV  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 *p7_rY  
     %%f(R7n  
12.联轴器设计 ,5thD  
HU+zzTgI  
1.类型选择. A0 1 D-)  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 ^Ts8nOGMh  
2.载荷计算. 8S7 YVsDz"  
公称转矩：T=95509550333.5 nV&v@g4Tt  
查课本,选取 z+6%Ya&ls  
所以转矩   +~1~f'4J  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 #gY|T|  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm 6`;+|H<$  
2x dN0S  
四、设计小结 mY,t]#^m7  
    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。 X"3Za[9j  
    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。 3eP7vy  
五、参考资料目录 sn?YD'>k  
[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'v;!11#  
[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； L% ?3VW  
[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； Bwg\_:vq  
[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； YUsMq3^&  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 'or8CGr^p  
[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； ;#Pc^Yzc1  
[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？ OGqsQ  
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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