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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 85qD~o?O  
                 W]I+Rlv)U  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         v \dP  
                 Hv-f :P O  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） )jGB[s";)y  
2x!cblo  
目   录 k\Z7Dg$\D  
     _&e$?hY  
一    课程设计书                            2 nd~O*-uYg  
4WP@ F0@n3  
二    设计要求                              2 <lTLz$QE  
IsiBn(1Z  
三    设计步骤                              2 X.eocy  
     Y|cj&<o  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 I R~szUY6  
    2. 电动机的选择                                4 S!h=HE  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 mr>dZ)  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 #+L:V&QE  
    5. 设计V带和带轮                              6 A,4Z{f83  
    6. 齿轮的设计                                  8 +g&M@8XO&  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 S|r,RBeZ  
    8. 键联接设计                                  26 sFw;P`  
    9. 箱体结构的设计                              27 Wo{4*~f  
    10.润滑密封设计                                30 sB wzb  
    11.联轴器设计                                  30 Ou{VDE  
     6[Wv g  
四    设计小结                              31 ={\9-JJhE  
五    参考资料                              32 5xhYOwQBo  
Q!{,^Qb  
一. 课程设计书 !md1~g$rN  
设计课题: `]F#j ]"  
    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 1*?L>@Wdy  
表一: .*&F  
         题号 X3m)  
Y'yGhpT~  
参数    1     RV),E:?  
运输带工作拉力（kN）    1.5     /_r`A  
运输带工作速度（m/s）    1.1     C(n_*8{  
卷筒直径（mm）    200     (} wMU]!_  
6iS7Hao"  
二. 设计要求 3&zcdwPj  
1.减速器装配图一张(A1)。 W1ql[DqE{  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ~z'Y(qG  
3.设计说明书一份。 }pKKNZ`[  
!M}ZK(  
三. 设计步骤 Hb\['VhzM  
    1.  传动装置总体设计方案 KM/c^ a4V  
    2.  电动机的选择 OlM3G^1e1  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 ?hKpJA'%  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 Sb^o`~ Eh  
    5.  “V”带轮的材料和结构 GYtp%<<9;  
    6.  齿轮的设计 >cH}sNHy  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 )!Zm*(  
    8、校核轴的疲劳强度 =g$%jM>35  
    9.  键联接设计 H^+Znmo  
    10.  箱体结构设计 |eqp3@Y1E  
    11. 润滑密封设计 _Uhl4Mh  
    12. 联轴器设计 yT[)V[}  
     @b{$s  
1.传动装置总体设计方案: 0+NGFX \p  
d 9]zB-A  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 >aT~ G!y  
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， *d:$vaL  
要求轴有较大的刚度。 B1TWOl?d{  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 t@jke  
其传动方案如下： Z  GrDa  
        q-qz-cR  
图一:(传动装置总体设计图)  tk+4noA  
W8M(@* T  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 nZ[`Yrq)0  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 AE=E"l1]  
     传动装置的总效率 [`' K.-?#  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； Ks-$([_F   
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， KgXu x-q  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， ])?[9c  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 T>w;M?`9K  
d'[q2y?6N  
  2.电动机的选择 NtkZ\3  
[0lO0ik>G  
    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， G,6 i!M  
    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， $Y8iT<nP  
    则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。 Se>v|6  
     &3:<WU:U  
    综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 5YLc4z*  
     YwZ ]J  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 6 2t 9SY  
     4jC7>mE  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 8d(l)[GZt  
                                                  oE)xL%*  
@ X5#?  
方案    电动机型号    额定功率 Y)7\h:LIg  
P sU/vXweky"  
kw    电动机转速 &U\//   
    电动机重量 " Rn@yZV  
N    参考价格 yh{U!hG  
元    传动装置的传动比     b1yS1i D  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     o0TB>DX$`  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     %`lLX/4~  
  .dj}y jd]f  
   中心高 7{38g  
        外型尺寸 !{vZvy"  
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     1z_1Hl  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     U5[r&Y D  
a0 's6C  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 q oEZ>  
kNX8y--  
（1）       总传动比 hHgH'  
    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 ,_ @) IN  
    （2）       分配传动装置传动比 ld#YXJ;P.k  
    ＝× )lP(is FP  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 j9.%(*  
    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 er<_;"`1  
4.计算传动装置的运动和动力参数 y0'WB`hNQ  
（1）　各轴转速 E5\>mf ,;u  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min 2Hk21y\  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min vd/BO  
（2）　各轴输入功率 YD#L@:&gv  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW qNUd "%S  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW seb/rxb  
    则各轴的输出功率：   r(<91~Ww  
＝×0.98=2.989kW Gn;^]8d  
＝×0.98=2.929kW !8tqYY?>@\  
各轴输入转矩 &_' evZ8  
   =××  N·m u$qazj  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· -i]2 b  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m CKX3t:HP0  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m lYU?j|n  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m /a s+ TU`A  
＝×0.98=242.86N·m :0p$r pJP  
运动和动力参数结果如下表 0 > QqsQ  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     dJ~Occ1~r  
    输入    输出    输入    输出         D4*_/,}  
电动机轴        3.03        20.23    1440      WfQZ7e  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     i]& >+R<6  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     ;8cTy8  
zL3I!& z2  
5、“V”带轮的材料和结构 10tTV3`IM  
  确定V带的截型 #-l+c u{  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 7gREcL2  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 T*k}E  
      V带截型      由图6-13                        B型 IV%Rph>d  
   4}0Ry\ 6  
  确定V带轮的直径 ^~s!*T)\  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm &&C'\,ZK5  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 3!8u  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm H%{k.#O  
   azG"Mt |7Z  
  确定中心距及V带基准长度 J 2k4k  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 M]xfH*  
                          360<a<1030 f67t.6Vw2+  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm W)L*zVj~  
     xrkR)~ E  
  初定V带基准长度 xEufbFAN?  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm k|$?b7)"@  
       eKRE1DK  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm HIda%D  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm <VhD>4f{]  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 .u]d5z BR  
   Kp19dp}'b  
   确定V带的根数 "YVr/u  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw z~ua#(z1S  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 /Eu|Jg=I  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 1JV-X G6  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 B[d%?L_  
         :mt<]Oy3  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 r-a0XNS*  
                             7@&kPh}PG  
                       取Z=2 ^OK;swDW  
V带齿轮各设计参数附表 w17CZa 6  
8YQ7XB  
各传动比 9)uJ\NMy  
I/u>Gt  
    V带        齿轮     wM}AWmH  
    2.3        5.96     i/ PL!'oq  
  H;#C NB<e  
2. 各轴转速n CtZOIx.;|  
    (r/min)        (r/min)     )!;20Po  
    626.09        105.05     Az/B/BLB  
0 qW"b`9R  
3. 各轴输入功率 P arvKJmD  
    （kw）        （kw）     FM|3'a-z  
    2.93       2.71     EXR6Vb,  
o ^ 08<  
4. 各轴输入转矩 T V5gr-^E  
    (kN·m)        (kN·m)     4~2 9,  
43.77        242.86     w%(D4ldp   
bk]g}s  
5. 带轮主要参数 fZQ2<*)pqO  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         Bq,MTzxD  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     z'\BZ5riX<  
带的根数z     :k2 J &@8  
    160        368        708        2232        B        2     5Ha(i [d  
EA z>`~  
6.齿轮的设计 yh'*eli  
A o@WTs9  
（一）齿轮传动的设计计算 dJ>tM'G  
@.,'A[D!K  
齿轮材料，热处理及精度 !Z0S@]C  
    考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 %g69kizoWi  
    （1）       齿轮材料及热处理 V(Cxd.u   
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 &PX!'%X68h  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 .pH 4[~  
      ② 齿轮精度 qC q?`0&#  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 2iC BF-,  
     ]ZH6 .@|  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 ,rOh*ebF  
按齿面接触强度设计 .N7&Jy  
mRN[l j  
确定各参数的值: w }8=sw  
①试选=1.6 t{`uN  
选取区域系数 Z=2.433   ($ gmN 4  
     ),$^h7[n  
    则 t| B<F t^  
    ②计算应力值环数 s~k62  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） M XuHA?  
    =1.4425×10h <SdOb#2  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) M0hR]4T  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 :*-O;Yw?S@  
    ④齿轮的疲劳强度极限 >f D%lq;  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 5i'KGL  
    []==0.93×550=511.5 [8vqw(2Tm(  
bNHs jx@  
    []==0.96×450=432         *z]P|_:&G  
许用接触应力   3TN'1D ei  
         5!jt^i]O  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   @Ph'!  
         =1 -6^Ee?"  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 SQN{/")T  
    =4.47×10N.m q?8#D  
    3.设计计算 lq?N>~PG  
①小齿轮的分度圆直径d %D7'7E8.  
     ob/HO (h3  
    =46.42 YVk +zt~S  
    ②计算圆周速度 \aN5:Yy  
    1.52 QaXdO=3  
    ③计算齿宽b和模数 ca[*#xiJ  
计算齿宽b rLbFaLeQ  
       b==46.42mm )ri'W <l  
计算摸数m (e9hp2m  
  初选螺旋角=14 }ee3'LUPX  
    =  [geT u  
    ④计算齿宽与高之比 "V,dH%&j  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50  h}}7_I9  
=46.42/4.5 =10.32 QRF:6bAxsL  
⑤计算纵向重合度 9QkssI  
=0.318=1.903 c~6ywuq+M`  
⑥计算载荷系数K Y"dTm;&  
使用系数=1 $H6ngL  
根据,7级精度, 查课本得 d8WEsQ+)A  
动载系数K=1.07, R^.c  
查课本K的计算公式: . :(gg  
K= +0.23×10×b VotI5O $  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 :]* =f].  
查课本得: K=1.35 =wa5\p/  
查课本得: K==1.2 5^Lbc.h  
故载荷系数: Z#K0a'  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 @s\}ER3  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 VD{_6  
    d=d=50.64 }-&#vP~I  
    ⑧计算模数 ~\zIb/ #  
    = /#}%c'  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 t'C9;  
    由弯曲强度的设计公式 t2qWB[r  
    ≥ RC!T1o~L  
eqpnh^0}d  
⑴   确定公式内各计算数值 @2\UjEo~  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m 5jTA6s9zA  
         确定齿数z myB!\ WY   
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 Fd._D"  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 l_(4CimOZ  
    Δi＝0.032％5％，允许 k7z{q/]M  
    ②      计算当量齿数 e XmYw^n  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  O)r>AdLGn  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 ,qhv(  
    ③       初选齿宽系数 &<C&(g{Z  
     按对称布置，由表查得＝1 ^Ux*"\/Es  
    ④       初选螺旋角 UZE%!OWpeK  
    初定螺旋角 ＝14 dw7h@9\ y  
    ⑤       载荷系数K ` $[`C/h  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 `y.i(~^1  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y v2mqM5Z  
    查得: ";59,\6  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 jLBwPI_g  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 opCQ=G1  
     !i=k=l=  
    ⑦       重合度系数Y td2bL4  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 _?>f9K$1  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 zrur-i$N+  
＝14.07609 zx5t gZd,N  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 9K{0x7~  
    ⑧       螺旋角系数Y ~|e H8@o  
 轴向重合度 ＝1.675, @wXo{p@W  
    Y＝1－＝0.82 H, O_l%  
     JZcW?Or  
    ⑨       计算大小齿轮的 GZ"J6/0-|  
 安全系数由表查得S＝1.25 OH~I+=}.  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 h,'m*@Eg  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 ~Q 1%DV.  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 [0n&?<<  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   1 BVpv7@  
    小齿轮     大齿轮 lb#`f,r>  
@nF#\  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: N~ M-|^L  
    K=0.86        K=0.93   L|w}#|-  
O.P:~  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 h&?tF~h  
      []= TM$`J  
      []= +JL"Z4b@R}  
       t8b,@J`R  
       L+" 5g@  
        大齿轮的数值大.选用. gOA]..lh  
     )Y,>cg:z~  
⑵   设计计算 `]g}M,  
     计算模数 ;+]GyDgVq  
}U7 ><I  
p\7(IhW@  
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: 9#niMv9  
<lVW; l7  
z==24.57  取z=25 w.H\j9E l  
K)t+lJ  
那么z=5.96×25=149           B (dq$+4  
  HzF]hm,  
②   几何尺寸计算 }c*6|B@f  
    计算中心距     a===147.2 1PJ8O|Z t8  
将中心距圆整为110 KcX] g*wy  
A ZYu/k  
按圆整后的中心距修正螺旋角 t6O/Q0_  
uia-w^F e  
=arccos DcQsdeuQ  
c)fTI,.$  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. w0^T-O`<  
I- X|-  
计算大.小齿轮的分度圆直径 !B{N:?r  
     *.9.BD9  
    d==42.4 "J%/xj  
3pKr {U92  
d==252.5 w/HGmVa  
r$~ f[cA  
计算齿轮宽度 v-@xO&<  
Yj^n4G(h  
B= M&iA^Wrs  
,kKMUshBi  
圆整的       wA<#E6^vG  
kiFTx &gf  
                                            大齿轮如上图： 0UvN ws  
NPM}w!  
v='h  
e&(Di,%:  
7.传动轴承和传动轴的设计 [/ E_v gZ  
3yu{Q z5y,  
1.  传动轴承的设计 -\!"Kz/  
wZm=h8d  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 ^w XXx=Xf  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min 48BPo,nWR  
T1=43.77kn．m 8j} CP  
⑵.  求作用在齿轮上的力 fN TPW]  
    已知小齿轮的分度圆直径为 ;Qc_Tf=,  
        d1=42.4 Q1Sf7)  
而  F= ?B2 T'}~  
     F= F  %Ln7{w  
;$\d^i{N  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N T&=1IoOg  
1e>,QX  
'o2x7~C@  
do9@6[{Sv  
⑶.   初步确定轴的最小直径 ~E=.*: 5(  
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 YmR<^  
;w,g|=RQ  
.h2K$(/  
             q8 ;WHfGf  
     从动轴的设计 o5\nqw^  
       }F1|& A  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， ]3C&l+m$ot  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M V11Zl{uOl  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 8#w}wGV*  
    已知大齿轮的分度圆直径为 shwKB 5  
        d2=252.5 D^Bd>Ey4  
而  F= E3\O?+ h#  
     F= F 3 n/U4fn_  
XU Hu=2F  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 2 fX-J  
H/p<lp  
9Kw4K#IqQ  
y8Bi5Ae,+1  
⑶.   初步确定轴的最小直径 Oc;0*v[I  
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 fMn7E8.  
B1oy,'  
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 9qe6hF/29  
查表,选取 HPAd@5d(  
k, )7v  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 50oNN+; =R  
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 jZcjiOX  
?]081l7cd  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 yG5T;O&  
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  。 cy)gN g  
&>Q_  
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. i8w(G<Y=  
+pJ;}+  
            D        B                轴承代号     Dcq\1V.e`W  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     ur-&- G^  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     7'_zJI^  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     SeBbI&Ju  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     `Y-uNJ'.N  
UK2Y<\vD  
     Rx*T7*xg{  
*Wv]DV=\  
     P$Y< g/s 4  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 o_p//S#q  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, A+3@N99HeH  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     I.j`h2  
 gM20n^  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. EVMhc"L  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, EN()dCQHr  
高速齿轮轮毂长L=50,则 '8~7Ru\KyX  
G8@({EY  
L=16+16+16+8+8=64 o;mXk2  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. -<a~kVv  
="RDcf/  
5.    求轴上的载荷   4_J* 0=U  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, Xvm.Un< N  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. Gd`qZqx#  
A5tY4?|  
)+Wx!c,mb  
kssS,Ogf\_  
gk~.u  
B5u0 6O  
{IJV(%E   
JQ'NFl9<  
`f}c 1  
     @0?Mwy!  
q(e&{pbM)  
传动轴总体设计结构图: %up ]"L&i  
      pzezN  
                             Q2PY( #  
m,$oV?y>j  
                             (主动轴) FZz\z p  
BD[XP`[{  
q"'^W<i  
        从动轴的载荷分析图: #O z<<G<  
;_M .(8L  
6.     校核轴的强度 m;lwMrY\7>  
根据 Ttb @98  
== 1?`,h6d*=  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 V{@<Z8sW#  
查表15-1得[]=60MP Miqu  
〈 []    此轴合理安全 M ZZ4  
?C//UN;  
8、校核轴的疲劳强度. Y.3]vno?X  
⑴.   判断危险截面 ]<A|GY0q1  
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. 6DD^h:*>  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 3Tg  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 7qV_QZ!.  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 K7Kd{9-2  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 "wmQ,=  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 Z_D8}$!  
截面上的弯曲应力 /}-]n81m  
[#kfl  
截面上的扭转应力 %+i g7a:  
== F*o{dLJ)  
轴的材料为45钢。调质处理。 bKYLBu:  
由课本得： "X g@X5BG  
           NQ !t`  
因             FAJ\9  
经插入后得 5Y#yz>B@ ]  
2.0         =1.31 .6+j&{WNo!  
轴性系数为 R8F[ 7&(  
       =0.85 Pon 2!$  
K=1+=1.82 5Az=)q4Q  
    K=1+（-1）=1.26 bv5,Yk  
所以               :h=];^/E  
l|^p;z: d  
综合系数为：    K=2.8 E< "aUnI  
K=1.62 !>Db  
碳钢的特性系数        取0.1 wo$9$~(  
   取0.05 :"g^y6i  
安全系数 oh-Y  
S=25.13 *4Y1((1k  
S13.71 N\l\ M  
≥S=1.5    所以它是安全的 $GNN* WmHw  
截面Ⅳ右侧 y/h~oGxy  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 z*>"I  
Ovv~ymj  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 ]C3{ _?=  
Oj\lg2Ck  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 Q}d6+C  
%N7b XKDP  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 L&MR%5  
截面上的弯曲应力   E#v}//  
截面上的扭转应力 SGre[+m~m  
==K= G`9Ud  
    K= I!dA{INN  
所以                 G)]'>m<y  
综合系数为： f)l:^/WP+  
K=2.8    K=1.62 t,M _  
碳钢的特性系数 fPZt*A__  
    取0.1       取0.05 bdZ[`uMD  
安全系数 F$ShhZgi  
S=25.13 P{i\x#  
S13.71 #wK {G)J  
≥S=1.5    所以它是安全的 I?uU }NK  
%B}Q.'  
9.键的设计和计算 9u^PM  
I'HPy.PV  
①选择键联接的类型和尺寸 >8D!K0?E  
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. u)Y~+ [Q  
根据    d=55    d=65 BaZ$pO^  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 M(KsLu1   
                     b=20     h=12     =50 )=;GQ*<8Zs  
t'|A0r$  
②校和键联接的强度 N4I`6uDgD  
  查表6-2得      []=110MP kfr' P u  
工作长度  36-16=20 p:Ry F4{b2  
    50-20=30 }(A`aB_  
③键与轮毂键槽的接触高度 6=U81  
     K=0.5 h=5 _v bCC7Bf8  
    K=0.5 h=6 px8988X  
    由式（6-1）得： ug{@rt/"Z  
           ＜[] *`Swv`  
           ＜[] qq.M]?Z  
    两者都合适 1DgR V7  
    取键标记为： g"ha1<y<  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 AD K)p?  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 rR]U Ff  
10、箱体结构的设计 :+NZW9_  
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， pFgpAxl  
大端盖分机体采用配合. m0QE S  
WfpQ   
1.   机体有足够的刚度 J9eOBom8e<  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 pqe7a3jr  
w^z5O6   
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 w\,N}'G  
vz5x{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 uP, iGA  
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 (VD Y]Q)  
lC/1,Z/M  
3.   机体结构有良好的工艺性. OL]P(HRm]~  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 2(LF @xb  
x1H1[0w,i  
4.   对附件设计 |y9(qcKn$  
A  视孔盖和窥视孔 }py)EI,U  
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 ,1/O2aQ%\0  
B  油螺塞： W*S}^6ZT`  
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。 yN[aBYJx,M  
C  油标： oCfO:7  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 YBh|\  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. Y`F)UwKK  
R !g'zS'  
D  通气孔： (xpt_]Q!H  
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~Y;ZvB  
E  盖螺钉： /]j^a:#"6t  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 ! Gob `# r  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. r$[`A_  
F  位销： "5<:Dj/W  
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. i>z_6Gax*[  
G  吊钩： S[ch/  
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. -t]3 gCLb  
#($~e|  
减速器机体结构尺寸如下： @)#EZQix  
F m?j-'  
名称    符号    计算公式    结果     yFoPCA86y  
箱座壁厚                10     mR["xDHD  
箱盖壁厚                9     Ri>4:V3K  
箱盖凸缘厚度                12     dG&^M ".(  
箱座凸缘厚度                15     "C0?s7Y  
箱座底凸缘厚度                25     nuKcq!L  
地脚螺钉直径                M24     mR|L'[l  
地脚螺钉数目        查手册        6     vB74r]'F  
轴承旁联接螺栓直径                M12     j,n\`7dD$  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     {W+IUvn  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     9xi nX-x;n  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     s&hJ[$i  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     k5M5bH',  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 BP4xXdG  
    22 kEgpF{"%n  
    18     0$A^ .M;  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 za%gD  
    16     u6nO\.TTtY  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     :KmnwYm  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     arIEd VfNa  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     l-Be5?|{_  
机盖，机座肋厚                9    8.5     3Ccy %;  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） .k:heN2-x  
150（3轴）     Brts ig,4  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） "(r%`.l=I  
150（3轴）     "1YwV~M5  
     5?MaKNm}  
11. 润滑密封设计 Rk,'ujc  
]A ;.}1'  
    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. %pIP#y[4  
    油的深度为H+ -MRX@a^1  
         H=30  =34 NbC2N)L4  
所以H+=30+34=64 5cGQ`l  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 C}#$wge  
     t"zi'9$t  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 @9eN\b%I^H  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     ^@3,/dH1 t  
    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 yR? ./M!  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 ZIKSHC9  
     Jd^Lnp6?  
12.联轴器设计 ]1FLG* sB  
MuJP.]5>`  
1.类型选择. j7U&a}(  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 ;4U"y8PVTh  
2.载荷计算. Esu {c9,  
公称转矩：T=95509550333.5 hq&|   
查课本,选取 ),CKuq>  
所以转矩   [YP{%1*RM  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 CT5s`v!s  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm CY*o"@-o5)  
[UXN= 76N  
四、设计小结 dB6['z)2  
    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。 *Y?oAVkz  
    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。 (H5#r2h%Y  
五、参考资料目录 &<x.D]FA]  
[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； q}+zN eC  
[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； d<+hQ\BF,  
[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； F^$;hMh%  
[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； obE8iG@H  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 Pz34a@%"  
[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； 9/! 1J  
[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？ Vi:^bv  
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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