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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 y4fdq7i~}9  
                 h@@=M  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         7. ;3e@s  
                 D. XvG_  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） |LKXOU c  
\dQNLLg/  
目   录 +=8VTC n?  
     $PHvA6D  
一    课程设计书                            2 k"w"hg&e  
3=ymm^  
二    设计要求                              2 N ZSSg2TX#  
du^J2m{f  
三    设计步骤                              2 *c+ (-  
     5/Uy{Xt  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 [ !OxZ!  
    2. 电动机的选择                                4 sD wqH.L  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 :9 ^* ^T  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 Y:a]00&)#Y  
    5. 设计V带和带轮                              6 pz>>)c`  
    6. 齿轮的设计                                  8 ~&bq0 (  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 C;urBsC  
    8. 键联接设计                                  26 A^<iL  
    9. 箱体结构的设计                              27 \)|hogI|f  
    10.润滑密封设计                                30 P";'jVcR  
    11.联轴器设计                                  30 =rX>.P%Q5  
     Ph> %7M%  
四    设计小结                              31 ZJs$STJ*  
五    参考资料                              32 n ?Nt6U  
Q'0d~6n&{  
一. 课程设计书 M/gGoE{  
设计课题: ,nm*q#R,0  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 8-77d^cprR  
表一: HC,Se.VYS  
         题号 {{p7 3 'u  
d-dEQKI?;  
参数    1     0:Ol7  
运输带工作拉力（kN）    1.5     )hfpwdQ  
运输带工作速度（m/s）    1.1     |# 2.Q:&  
卷筒直径（mm）    200     /s}} &u/  
65Yv4pNL  
二. 设计要求 #O dJ"1A|  
1.减速器装配图一张(A1)。 6V01F8&w  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 SI-Ops~e  
3.设计说明书一份。 >I&5j/&}+  
I9hK} D  
三. 设计步骤 JnM["Q=`  
    1.  传动装置总体设计方案 v^ V itLC  
    2.  电动机的选择 j#q-^h3H  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 @2 fg~2M1  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 f=K]XTw~  
    5.  “V”带轮的材料和结构 5]Y?m'  
    6.  齿轮的设计 W|63Ir67  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 N5b!.B x-w  
    8、校核轴的疲劳强度 5C5sgR C  
    9.  键联接设计 Z@PmM4F@S  
    10.  箱体结构设计 @i IRmQ  
    11. 润滑密封设计 Qn)a/w-  
    12. 联轴器设计 rCdu0 gYT  
     y/ ef>ZZ  
1.传动装置总体设计方案: Qjv}$`M  
[:SWi1cK2  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 338k?nHxv  
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， {[?(9u7R  
要求轴有较大的刚度。 n]o<S+z  
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>4"(  
其传动方案如下： VQ9/Gxdeo  
        ZeaA%y67U  
图一:(传动装置总体设计图) mSl.mi(JiZ  
pJ'"j 6Q  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 ?QdWrE_  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 R|87%&6']  
     传动装置的总效率 \\B(r  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； 3K0A)W/YEs  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， nazZ*lC  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， N)\. [v  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 mLLDE;7|}  
gu.}M:u  
  2.电动机的选择 XW)lDiJl  
=wV<hg)C  
    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， yZU6xY  
    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， h_,i&d@(  
    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。 ShP^A"Do  
     czgO ;3-C  
    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， [uN? ~lp\%  
     bUdLs.:  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 :vQrOn18p  
      a a/(N7  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 k1Y?  
                                                  )e=D(qd  
Q%f^)HZGR  
方案    电动机型号    额定功率 h-K_Lr]  
P rCbDu&k]  
kw    电动机转速 ;LPfXpR  
    电动机重量 Ru!iR#s)!  
N    参考价格 li'YDtMKCY  
元    传动装置的传动比     '/n1IM$7  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     p\tm:QWD;  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     :vqgGKml$  
  Ls$D$/:q?  
   中心高 U} e!Wjrc  
        外型尺寸 mCsMqDH  
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     +-U- D?-  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     4 I k{  
M2>Vj/  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 n&;85IF1  
fo#fg8zX%  
（1）       总传动比 Ky!Y"   
    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 i$:*Pb3mV  
    （2）       分配传动装置传动比 p{ Yv3dNl  
    ＝× ^Y>F|;M#  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 G )trG9 .a  
    为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96 H z1%x  
4.计算传动装置的运动和动力参数 rJT^H5!o"  
（1）　各轴转速 ,c$_t+  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min 3G)#5 Lf<  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min Yz/md1T$  
（2）　各轴输入功率 RXpw!  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW \K{0L  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW GmeQ`;9,  
    则各轴的输出功率：   ug!s7fo^  
＝×0.98=2.989kW 7$vYo _  
＝×0.98=2.929kW Pw7]r<Q  
各轴输入转矩 4$iz4U:P  
   =××  N·m ['X]R:3h  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 6 Z6'}BDP  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 6S'yZQ |b  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m nJG U-Z  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m ( iBl   
＝×0.98=242.86N·m 1MP~dRZ$  
运动和动力参数结果如下表 iZ3IdiZ  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     o/$}  
    输入    输出    输入    输出         nA-.mWD_C  
电动机轴        3.03        20.23    1440     0_95|3kc  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     [fya)}  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     6y%qVx#!  
zUkgG61  
5、“V”带轮的材料和结构 E:sf{B'&  
  确定V带的截型 nX6u(U  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 @w#-aGJO  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 n/;WxnnQ  
      V带截型      由图6-13                        B型 t9kzw*U9  
   $<dH?%!7  
  确定V带轮的直径 Z58 X5"  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm jiV<+T?  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s F 5bj=mI  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm ITE{@1  
   *KZYv=s,u  
  确定中心距及V带基准长度 ?yrX)3hyH  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 EnKR%Ctw  
                          360<a<1030 _UMg[Um  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm iTBx\ u%{  
     T6y\|  
  初定V带基准长度 !=*g@mgF  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm Ex Y]Sdx  
       $-OA'QwB]  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm APn|\  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm !1jBC.G1  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 Q Uwd [  
   *.ll<p+(-  
   确定V带的根数 lLX4Gq1  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw ''A_[J `>  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 |k )=0mCz  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 YFLZ%(  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 SB;&GHq"n  
         YiXk5B0Uh  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 7Kr*P<-G  
                             j"t(0 m  
                       取Z=2 |{z:IQLv  
V带齿轮各设计参数附表 .wEd"A&j  
gDQ^)1k  
各传动比 0JWDtmK=C  
.Yamc#A-  
    V带        齿轮     AVsDt2A  
    2.3        5.96     e[{0)y>=  
  +RHS!0  
2. 各轴转速n Z\(q@3C  
    (r/min)        (r/min)     vz@A;t  
    626.09        105.05     [$ubNk;!z  
#>a\>iKQ2q  
3. 各轴输入功率 P iOf<$f  
    （kw）        （kw）     pE3?"YO  
    2.93       2.71     o3XvRj  
~T"Rw2v b  
4. 各轴输入转矩 T 7zl5yK N  
    (kN·m)        (kN·m)     pN, u`[  
43.77        242.86     O0*p0J  
mtpeRVcF  
5. 带轮主要参数 ^L,K& Jd  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         8 v6(qBK  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     .y'>[  
带的根数z     dUD[e,?  
    160        368        708        2232        B        2     4V"E8rUL(  
lwR<(u31e  
6.齿轮的设计 Q8$}@iA[  
"-M p_O]  
（一）齿轮传动的设计计算 ;_XFo&@  
!K#qeY}  
齿轮材料，热处理及精度 L@rcK!s,lD  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 av(6wht8  
    （1）       齿轮材料及热处理 HRpte=`q  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 xW+6qtG`  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 Hkg2P ,2  
      ② 齿轮精度 NYhB'C2  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 9v#CE!  
     Mg+2. 8%  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 YByLoM*  
按齿面接触强度设计 .w:DFk^E]b  
W PC]%:L"  
确定各参数的值: ,S\CC{!  
①试选=1.6 "6A ` q\  
选取区域系数 Z=2.433   g9OY<w5s]  
     v<k?Vu  
    则 T%+ #xl  
    ②计算应力值环数 t <~h'U  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） -$\y_?}  
    =1.4425×10h k``_EiV4t  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) REQ\>UO_  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 @ 8(q$  
    ④齿轮的疲劳强度极限 L]7=?vN=8  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: @?ebuj5{e  
    []==0.93×550=511.5 zE*li`@  
}f%}v  
    []==0.96×450=432         C-xr"]#]  
许用接触应力   *9 {PEx  
         7lTC{7C57  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   IZf{nQ[0  
         =1 ]dVGUG8  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 \eTwXe]Pv  
    =4.47×10N.m j\yjc/m  
    3.设计计算 ZT*ydln  
①小齿轮的分度圆直径d =<C: d  
     P-[-pi@  
    =46.42 /*~EO{o  
    ②计算圆周速度 +SzU  
    1.52 SZ7:u895E  
    ③计算齿宽b和模数 A.F%Ycq  
计算齿宽b ?JbilK}a  
       b==46.42mm  l03B=$  
计算摸数m 85= )lu  
  初选螺旋角=14 alJ)^OSIe  
    =  y`iBFC;_  
    ④计算齿宽与高之比 $V;i '(&7  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 MBK^FR-K  
=46.42/4.5 =10.32 %X]jaX 7  
⑤计算纵向重合度 (le9q5Qr.  
=0.318=1.903 BkAm/R  
⑥计算载荷系数K {L971W_L  
使用系数=1 :]K4KFM  
根据,7级精度, 查课本得 eSn+B;  
动载系数K=1.07, g @Z))M+  
查课本K的计算公式: _~m5^Q&  
K= +0.23×10×b +.8 \p5  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 te`$%NRl  
查课本得: K=1.35 J`Q>3] wL  
查课本得: K==1.2 (y'hyJo  
故载荷系数: K`eCDvlH  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 , u=`uD  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 NSMyliM1Y  
    d=d=50.64 YRk(u7:0  
    ⑧计算模数 -/B+T>[nTb  
    = f^ZRT@`O  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 ,]C;sN%~}  
    由弯曲强度的设计公式 "s-"<&>a(  
    ≥ 3d8L6GJ  
nUr5Qn?  
⑴   确定公式内各计算数值 CZe ]kXNv  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m ;]puq  
         确定齿数z J( TkXNm  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 T.F!+  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 5<k"K^0QS  
    Δi＝0.032％5％，允许 yf)%%&  
    ②      计算当量齿数 ? V1*cVD6i  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  iozt&~o  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 udH7}K v  
    ③       初选齿宽系数 @s>Czm5  
     按对称布置，由表查得＝1 FZ QP%]FX  
    ④       初选螺旋角 4KAZ ':  
    初定螺旋角 ＝14 iU918!!N   
    ⑤       载荷系数K ]EbM9Fo-U  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 w(Ovr`o?9t  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y ?,Xw[pR  
    查得: o|^3J{3G  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 + J{IRyBc  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 +480 l}  
     @IKYh{j4  
    ⑦       重合度系数Y +^ac'Y)A  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 CkC^'V)  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 v"$L702d$\  
＝14.07609 Q}JOU  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 Kn{4;Xk\  
    ⑧       螺旋角系数Y SR hiQ  
 轴向重合度 ＝1.675, MKCsv+   
    Y＝1－＝0.82 Ny7S  
     /HEw-M9z  
    ⑨       计算大小齿轮的 UgRiIQMq.  
 安全系数由表查得S＝1.25 =J==i?  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 p>N(Typ0b  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 G>=*yqo  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 //MUeTxR  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   s^TZXCyF o  
    小齿轮     大齿轮 ?81c 4w  
3*bU6$|5FP  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: >uB?rGcM  
    K=0.86        K=0.93   zk+9'r`-D  
(m}'4et~L  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 t3ZOco@~P  
      []= rHI{aO7  
      []= R^fPIv`q  
       v~C Czg  
       c#]4awHU  
        大齿轮的数值大.选用. Hio0HL-  
     7z,C}-q  
⑵   设计计算 Y-z(zS^1  
     计算模数 Qljpx?E  
[DOckf oZx  
~=LE0.3[  
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: I][*j  
N>1em!AS  
z==24.57  取z=25 `RW HN/U  
 }v{LRRi  
那么z=5.96×25=149           MchA{p&Ol  
  LOYk9m  
②   几何尺寸计算 BOX2O.Pm  
    计算中心距     a===147.2 2pCaX\t  
将中心距圆整为110 $HzBD.CF|x  
W@IQ^ }E  
按圆整后的中心距修正螺旋角 ?j.,Nw4FC  
-i|}m++  
=arccos lVa%$F{Pq  
1GRCV8 "Z^  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. J)> c9w  
q?:dCFw$x5  
计算大.小齿轮的分度圆直径 RB\uK 1+  
     Tidn-2L73O  
    d==42.4 pki%vRY  
s8Q 5ui]  
d==252.5 N"R]Yp;j  
H?Wya.7  
计算齿轮宽度 3?yg\  
C) s5D  
B= ]W!0$'o  
-2[a2^a'  
圆整的       Zi i   
Or+U@vAnk  
                                            大齿轮如上图： bJ%h53  
EZGIf/ 3  
+\A,&;!SR  
^ @5QP$.  
7.传动轴承和传动轴的设计 _H%c;z+  
6 "sSoj  
1.  传动轴承的设计 &z3o7rif$  
 c?-H>u  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 ^CX6&d  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min CRE3icXbQ  
T1=43.77kn．m +'a^f5  
⑵.  求作用在齿轮上的力 P@B]  
    已知小齿轮的分度圆直径为 kzLsoZ!I  
        d1=42.4 GxxW&y  
而  F= t:Q*gW Rh  
     F= F Fxz"DZY6  
LRA8p<Rs  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N <'*LRd$1  
Gd=RyoJl  
AkV#J, 3LC  
vE?G7%,  
⑶.   初步确定轴的最小直径 >GRxHK@G  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 O>,e~#!  
n>YKa)|W`  
`^&OF u ee  
             T5h H  
     从动轴的设计 t{96p77)=  
       +0Y&`{#Z  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， H{wl% G  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M ?tbrbkx  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 QWYJ *  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ~>|ziHx  
        d2=252.5 R m( "=(  
而  F= vs4>T^8e  
     F= F +e``OeXog  
a~w$#fo"`f  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N o+'6`g'8  
w?[upn:K  
&u !,Hp  
7 <R E_/]  
⑶.   初步确定轴的最小直径 0H:X3y+  
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 hgq;`_;1,  
g 7H(PF?  
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 fJg+Ryo  
查表,选取 2+XA X:YD  
ygcm|PrS  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 Dd|VMW=  
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 9* M,R,y  
z{QqY.Gu{G  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /{I$#:M  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 !nnC3y{G  
CU0YIL  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. L4W5EO$  
J&_n9$  
            D        B                轴承代号     ,P0) 6>  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     :ws<-Qy  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     f o3}W^0  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     ~} ~4  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     YmG("z  
"AqB$^S9t  
     UEL _uij  
-9?]IIVb  
     HPVEnVn  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 n@3>6_^rwT  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, ~W/z96' 5  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     ueNS='+m  
%BODkc Zh  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. ca9X19NG  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, | -H& o]  
高速齿轮轮毂长L=50,则 uxz^/Gk  
]?4hyN   
L=16+16+16+8+8=64 lB4WKn=?Kl  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. dO\"?aiD  
3so %gvY.'  
5.    求轴上的载荷   "dlV k~  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, z$sGv19pB  
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. 0g;|y4SN=  
E{(;@PzE  
eMzk3eOJ  
Ny# ^&-K  
k5)om;.w  
J}t%p(mb  
[Rb+q=z#  
 D%Z|  
U0+-W07>  
     ,zc(t<|-y  
j<$2hiI/?&  
传动轴总体设计结构图: X8\GzNE~R  
     <VE@DBWyl~  
                             !R$`+wZ62  
F0# 'WfM#  
                             (主动轴) \2z>?i)  
Bw.i}3UT6  
:6dxtl/{b:  
        从动轴的载荷分析图: ]$hBMuUa  
X>^fEQq"  
6.     校核轴的强度 xz]~ jL@-]  
根据 6u%&<")4HP  
== +C)~bb*  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 qP ,EBE  
查表15-1得[]=60MP UF|p';oom  
〈 []    此轴合理安全 Dp:BU|r  
 !@sUj  
8、校核轴的疲劳强度. P<-@h1p,  
⑴.   判断危险截面 Y-9I3?ar  
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. ry]l.@o;  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 k3|Z7eW}[  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 e+|sSpA  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 OrW  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 \7_y%HR  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 I=#$8l.*  
截面上的弯曲应力 3g B7g'U  
Ul# r  
截面上的扭转应力 [>9is=>o.  
== ->jDb/a{C  
轴的材料为45钢。调质处理。 ~"bV L[  
由课本得： ?A0)L27UE&  
           x~sBzTa  
因             @9:uqsL  
经插入后得 UZ";a453r  
2.0         =1.31 {h4E8.E  
轴性系数为 l"]V6!-U  
       =0.85 tBSW|0  
K=1+=1.82 1H9!5=Ff  
    K=1+（-1）=1.26 _dU\JD  
所以               w(F%^o\  
cb bFw  
综合系数为：    K=2.8 < Z$J<]I  
K=1.62 m+9#5a-  
碳钢的特性系数        取0.1 0 "#HJA44  
   取0.05 0{mex4  
安全系数 )}v l\7=  
S=25.13 &Qm@9Is  
S13.71 DwF hK*  
≥S=1.5    所以它是安全的 $ Q0n  
截面Ⅳ右侧 Va8&Z  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 6B-16  
9 $X-  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 5-M-X#(  
rlD8D|ZG  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 `mqMLo *  
IA(5?7x`<  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 P;*(hY5&  
截面上的弯曲应力   M=Wz  
截面上的扭转应力 8>V5d Ebx'  
==K= 4P0}+  
    K= M3AXe]<eC1  
所以                 Ss`LLq0LO  
综合系数为： @PU [:;  
K=2.8    K=1.62 r*Xuj=  
碳钢的特性系数 |hQ;l|SWg  
    取0.1       取0.05 ~ K=b\xc^  
安全系数 v>56~AJ  
S=25.13 <vP=zk  
S13.71 r :dTz  
≥S=1.5    所以它是安全的 E_`=7 i  
3a|\dav%  
9.键的设计和计算 Ep}s}Stlr}  
cNH7C"@GVu  
①选择键联接的类型和尺寸 M(fTKs  
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. ~5g~;f[4  
根据    d=55    d=65 y}H!c;  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 c9Yrw^  
                     b=20     h=12     =50 Uz7<PLxd  
 @8 6f  
②校和键联接的强度 t^L]/$q  
  查表6-2得      []=110MP j#6.Gq  
工作长度  36-16=20 0aAoV0fMDz  
    50-20=30 o}!PQ#`M  
③键与轮毂键槽的接触高度 h$*!8=M  
     K=0.5 h=5 /E>e"tvss  
    K=0.5 h=6 _Y!IEAU/#  
    由式（6-1）得：  XilS!,  
           ＜[] _g. {MTQ  
           ＜[] |{8Pb3#U  
    两者都合适 rGO8!X 3d  
    取键标记为： a =QCp4^  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 $C\BcKlmv  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 ZW}_DT0  
10、箱体结构的设计 =Uh$&m  
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， g){<y~Mk  
大端盖分机体采用配合. &o*A {  
o@Oqm>]SS  
1.   机体有足够的刚度 3Y &d=  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 kl`W\tF  
c:0L+OF}xY  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 weQ_*<5%  
"8RSvT<W^5  
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 ]3gSQ7  
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 E3i4=!Y  
dscgj5b1~  
3.   机体结构有良好的工艺性. +H.`MZ=  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. ;I*o@x_  
G#CXs:1pd+  
4.   对附件设计 Ngwb Q7)  
A  视孔盖和窥视孔 *Uh!>Iv;  
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 p[-O( 3Y  
B  油螺塞： Q@niNDaW2  
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。 :t[_:3@  
C  油标： n ;Ei\\p!  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 S:Hl/:iV  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. P3%5?.S  
aYeR{Y]  
D  通气孔： 0erNc'e  
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. ]yu:i-SfP  
E  盖螺钉： S 5U;#H  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 /mHqurB  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. n?Q|)2 2  
F  位销： !W\+#ez  
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. SKtrtm  
G  吊钩： /{[o ~:'p  
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. Z G:{[sT  
XG?8s &  
减速器机体结构尺寸如下： yX5\gO6G  
~[ F`"  
名称    符号    计算公式    结果     7P T{lT  
箱座壁厚                10     @L`jk+Y0vF  
箱盖壁厚                9     ,I9bNO,%JK  
箱盖凸缘厚度                12     9$Y=orpWxr  
箱座凸缘厚度                15     No$3"4wk  
箱座底凸缘厚度                25     pdMc}=K  
地脚螺钉直径                M24     QWU[@2@%r  
地脚螺钉数目        查手册        6     Z,=1buSz_  
轴承旁联接螺栓直径                M12     #z(]xI)"  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     Fcx&hj1gQ  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     [KQi.u  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     jo7\`#(Q  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     df=f62  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 =AT."$r>  
    22 xG 1n GO  
    18     3R/bz0 V>  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 Smh,zCc>s  
    16     F{wzB  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     iCoX& "lb  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     maZ)cW?  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     IBGrt^$M  
机盖，机座肋厚                9    8.5     /1 dT+>  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） #Y! a6h+  
150（3轴）     =wJX 0A|  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） Y2TtY;  
150（3轴）     !Cs_F&l"j  
     x^ni1=kU  
11. 润滑密封设计 `^vE9nW 7  
hP h-+Hb  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. "Q<MS'a  
    油的深度为H+ U:`Kss`  
         H=30  =34 W_=f'yb:E  
所以H+=30+34=64 ~o(   
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 do_[&  
     9$t( &z=  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 #E[0ys1O  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     @~e5<:|5#  
    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 .`lCWeHN  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 %>yL1BeA4  
     ' QG?nu  
12.联轴器设计 u, ff>/1  
pmM9,6P4@  
1.类型选择. >z03{=sAN  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 \zY!qpX<  
2.载荷计算. 9x8fhAy}4  
公称转矩：T=95509550333.5 8}[).d160  
查课本,选取 XSDpRo  
所以转矩   do%&m]#;  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 s1rCpzK0  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm _-D{-Bu#  
.8R@2c`}Cs  
四、设计小结 eDMO]5}Ht  
    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。 6<]lW  
    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。 . vV|hSc  
五、参考资料目录 \G[$:nS  
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； F847pyOJnf  
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； n]9$:aLZ  
[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； b sX[UF  
[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； QY/w  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 d~H`CrQE*  
[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；  &HW9Jn  
[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？ Y7|EIAU5Y  
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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