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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 &l$Q^g  
                 (b?{xf'G  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         lis/`B\x  
                 u2oKH{/z  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） m)V/L]4  
y4h=Lki@  
目   录 Vpy 2\wZWb  
     'r(1Nj  
一    课程设计书                            2 %r&-gWTQ,  
q$1PG+-  
二    设计要求                              2 hcVJBK  
i)#:qAtP*  
三    设计步骤                              2 %WqNiF0-  
     {t};-q!v$j  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 A:(*y 2  
    2. 电动机的选择                                4 eC5$#,HiC  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 rc+C?)S  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 1B),A~Ip  
    5. 设计V带和带轮                              6 ;8!Z5H  
    6. 齿轮的设计                                  8 G-9iowS/A  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 ARcv;H 5  
    8. 键联接设计                                  26 VMoSLFp^R  
    9. 箱体结构的设计                              27 BpX6aAx  
    10.润滑密封设计                                30 *yl>T^DjTC  
    11.联轴器设计                                  30 >]o}}KF?  
     VqL.iZ-  
四    设计小结                              31  L4uFNM]  
五    参考资料                              32 8M@BG8  
qY\f'K}Q*  
一. 课程设计书 qfcYE=  
设计课题: 5*[2yKsTi  
    设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V L 8{\r$  
表一: g$. \  
         题号 ]%Zz \Q  
EUsI%p  
参数    1     j~j\\Y  
运输带工作拉力（kN）    1.5     *T0q|P~o%  
运输带工作速度（m/s）    1.1     E( us'9c   
卷筒直径（mm）    200     @ 49nJi  
npRS Ev  
二. 设计要求 E^U0f/5 m  
1.减速器装配图一张(A1)。 @ P|LLG'  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 !mXxAo  
3.设计说明书一份。 |yo\R{&6  
Y.^=]-n,  
三. 设计步骤 m7T)m0  
    1.  传动装置总体设计方案 Qp`gswvE  
    2.  电动机的选择 :$MG*/Q  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 &@ JvnO:  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 1:Si,d,wh  
    5.  “V”带轮的材料和结构 > x IJE2  
    6.  齿轮的设计 nC{%quwh{  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 0a"igq9t  
    8、校核轴的疲劳强度 ')GSAY7  
    9.  键联接设计 Vb BPB5 $q  
    10.  箱体结构设计 h$L"8#  
    11. 润滑密封设计 # p[',$cC  
    12. 联轴器设计 q\\gpCgp  
     xeGb?DPu  
1.传动装置总体设计方案: klUQkz |<a  
kA7mLrON  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 v@#b}N0n  
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， #nh|=X  
要求轴有较大的刚度。 Ytgj|@jsp  
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 O9:U8$*  
其传动方案如下： 0Ia($.1mY  
        u+{a8=  
图一:(传动装置总体设计图) ?k(\ApVHj  
tDAhyy73  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 trE{FT  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 KN-avu_Ix  
     传动装置的总效率 ;NlWb =  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； z2Z^~, i  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， 'w1YFdW  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， n("0%@ov  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 41SGWAd#:  
}%D^8>S  
  2.电动机的选择 >ooZj9:'  
zRPeNdX  
    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， 0@AAulRl  
    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， "W(Q%1!Wi  
    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。 0T46sm r  
     kY'T{Sm1^  
    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， /a6Xa&(B  
     ES40?o*]x  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 O(_[ayE  
     +>4;Zd!@d  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 )XWP\ h  
                                                  rSrIEP,c'  
Uo2GK3nT  
方案    电动机型号    额定功率 tY <Z'xA?  
P V <bd;m  
kw    电动机转速 Qqlup  
    电动机重量 RVeEkv[qp  
N    参考价格 tr7<]Hm:  
元    传动装置的传动比     zhf.NCSt(  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     a+Ac[>  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     Y/7 $1k  
  <^$<#K d  
   中心高 H9CS*|q6r  
        外型尺寸 rylzcN9RM$  
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     JY6 Q p  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     &~W:xg(jN  
q&d~ \{J  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 nMJ#<'v^!2  
[}&Sxgv  
（1）       总传动比 G\(|N9^:  
    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 H<3I 5Kgt  
    （2）       分配传动装置传动比 M|R b&6O  
    ＝× k-}b{  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 7.`fJf?  
    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 Phke`3tth  
4.计算传动装置的运动和动力参数 f;b[w   
（1）　各轴转速 h*v8#\b$J_  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min nvPwngEQm  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min g1( IR)U!z  
（2）　各轴输入功率 =W'Ae,&  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW RU\/j%^  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW S9#)A->  
    则各轴的输出功率：   qT^I?g"!  
＝×0.98=2.989kW o>VVsH  
＝×0.98=2.929kW /bVoErf  
各轴输入转矩 `*shF9.\C  
   =××  N·m Sm5H_m!  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· q|),`.eh\  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m D"D<+ ;S#  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m F|!){=   
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m 5D'\b}*lJ}  
＝×0.98=242.86N·m ctGL-kp  
运动和动力参数结果如下表 ?F3h)(}  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     r >nG@A  
    输入    输出    输入    输出         VzVc37 Z>6  
电动机轴        3.03        20.23    1440     *Em,*!  
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     *I0T{~  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     Ct>GYk$  
% oo2/aF  
5、“V”带轮的材料和结构 <.? jc%  
  确定V带的截型 _D+J!f^  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 O`<KwUx !  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 SBS3?hw  
      V带截型      由图6-13                        B型 \7'+h5a  
   Bf8jPa/  
  确定V带轮的直径 ?pd8w#O  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm :n-]>Q>5=k  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s [;J>bi;3N  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm mV pMh#zw  
   y9Usn8  
  确定中心距及V带基准长度 b"{'T]"*j  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 2_Z ? #Y  
                          360<a<1030 <Pi|J-Y  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm :w^Ed%>y7  
     )z28=%g  
  初定V带基准长度 1bn^.768l  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm |Ur"& Z{  
       ZG&>:Si;  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm jJPGrkr  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm "9Q40w\  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 Z '7  
   <d$x.in  
   确定V带的根数 XMu9Uk{|  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw j=r P:#  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 /x p|  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 oc>{?.^  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 G\+L~t  
         M]2]\km  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 2$ze= /l  
                             z)r =+ -  
                       取Z=2 z?*w8kU&>  
V带齿轮各设计参数附表 Tq[kl'_  
/Y2}a<3&0  
各传动比 8b;1F Q'  
BdH-9n~,  
    V带        齿轮     S(*sw 0O@+  
    2.3        5.96     ^Xq 6:  
  ^Dn D>h@q  
2. 各轴转速n U!*M*s  
    (r/min)        (r/min)     Ku} Z  
    626.09        105.05     2$g6}A`r  
\=ux atw  
3. 各轴输入功率 P aGtf z)  
    （kw）        （kw）     mQ|v26R  
    2.93       2.71     %1xb,g KO  
_n50C"X=&(  
4. 各轴输入转矩 T ,NyY>~+  
    (kN·m)        (kN·m)     TU,s*D&e  
43.77        242.86     tne ST.  
>\P@^ h]  
5. 带轮主要参数 oldA#sA$  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         K1+)4!}%U  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     i/`m`qdg  
带的根数z     qGB{7-ru  
    160        368        708        2232        B        2     ?kH8Lw~{5W  
2j}\3Pi  
6.齿轮的设计 Rnr(g;2  
7'W%blg!V  
（一）齿轮传动的设计计算 `tA" }1;ka  
( +Q&[E"87  
齿轮材料，热处理及精度 Uyg5i[&X@  
    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 $!-c-0ub  
    （1）       齿轮材料及热处理 IYS)7`{]  
       ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数=24 rrBsb -  
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 ( u\._Gwsx  
      ② 齿轮精度 #FCnA  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 [S9K6%w_!  
     4~Vx3gEV:  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 KWowN;  
按齿面接触强度设计 8<pzb}xK  
pz\ +U7  
确定各参数的值: ~obqG!2m  
①试选=1.6 |y!=J$ $_H  
选取区域系数 Z=2.433   ?mFv0_!O  
     [B#R94  
    则 jET{Le8i  
    ②计算应力值环数 ~962i#&4  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） N`5,\TR2f  
    =1.4425×10h j,lT>/  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) nYR#  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 bLij7K 2H  
    ④齿轮的疲劳强度极限 )_syZ1j  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: Ui_8)z _  
    []==0.93×550=511.5 Ai=s e2  
f_jo+z{-ik  
    []==0.96×450=432         "GMBjT8  
许用接触应力    *'.|9W  
         5cL83FQh  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   Z_};|B}  
         =1 ZM !CaR  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 dx5#\"KX=,  
    =4.47×10N.m R_W+Ylob  
    3.设计计算 GK )?YM  
①小齿轮的分度圆直径d z;{iM/Xe  
     =9'RM>  
    =46.42 #>b3"[ |  
    ②计算圆周速度 v5!d$Vctu  
    1.52 tZ: _ag)o  
    ③计算齿宽b和模数 u]<,,  
计算齿宽b w28o}$b`  
       b==46.42mm E4`N-3  
计算摸数m X@ +{5%  
  初选螺旋角=14 [,t*Pfq'W8  
    = L[oui,}_  
    ④计算齿宽与高之比 @Owb?(6?  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 dt \TQJc~  
=46.42/4.5 =10.32 >Ea8G,  
⑤计算纵向重合度 fxgPhnaC>  
=0.318=1.903 `18qbot  
⑥计算载荷系数K Bn=by{i  
使用系数=1 <Swt);  
根据,7级精度, 查课本得 T6O::o6  
动载系数K=1.07, 3GaQk-  
查课本K的计算公式: 8p^bD}lN7  
K= +0.23×10×b bR*-Ht+wd  
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 *xx'@e|<;  
查课本得: K=1.35 @TLS<~  
查课本得: K==1.2 wa<MRt W=  
故载荷系数: BWeA@v  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 dsb`xw  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 6Z>FTz_  
    d=d=50.64 ypbe!Y<i]  
    ⑧计算模数 9Tg IB  
    = "9ZID-~]  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 0LPig[  
    由弯曲强度的设计公式 y6ECdVF  
    ≥ )IP,;<  
ciFmaM.  
⑴   确定公式内各计算数值 Ye"o6_U "  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m Ttu2skcv  
         确定齿数z $*^kY;  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 (yu/l 6[  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 p#01gB  
    Δi＝0.032％5％，允许 iqC|G/  
    ②      计算当量齿数 H{@Yo\J  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  I?h)OvWd  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 iQ tN Aj  
    ③       初选齿宽系数 a=1NED'  
     按对称布置，由表查得＝1 #+:9T /*>0  
    ④       初选螺旋角 =}lh_  
    初定螺旋角 ＝14 RHaI~jb  
    ⑤       载荷系数K .GsV>H  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 :=}US}H$  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y Ee)T1~;W  
    查得: wg7V-+@i  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 Qi ua  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 .R) D3NZp  
     S'|,oUWDb  
    ⑦       重合度系数Y nim*/LC[:  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 HFKf kAl  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 @E;=*9ek{u  
＝14.07609  J}htu  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 4H,`]B8(D  
    ⑧       螺旋角系数Y *EOdEFsR/  
 轴向重合度 ＝1.675, Lrta/SU*  
    Y＝1－＝0.82 d:ARf  
     |*oZ _gI  
    ⑨       计算大小齿轮的 un)4eo!7  
 安全系数由表查得S＝1.25 aO]ZZleNS  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 =+/eLKG  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10  tR}MrM  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 1 9&<|qTz  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   1%EBd%`#  
    小齿轮     大齿轮 w:%o?pKet1  
k&&2Tq  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: s:OFVlC%\  
    K=0.86        K=0.93   t0/p]=+.p/  
{\S+#W\  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 Ozw;(fDaU  
      []= QP@%(]fG  
      []= kjW+QT?T&  
       r#+d&.|  
       NV)!7~r}:  
        大齿轮的数值大.选用. R%Qf7Q  
     RS"H8P 4W  
⑵   设计计算 0@ yXi  
     计算模数 ?i)f^O  
$56Z#'(D  
/mXBvY  
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: vqnw#U4`  
pM^9c7@!:  
z==24.57  取z=25 g'p K  
VGfMN|h  
那么z=5.96×25=149           @AK n@T5  
  c;%_EN%  
②   几何尺寸计算 $"`- ^  
    计算中心距     a===147.2 O#x*iI%  
将中心距圆整为110 Vx(B{5>Vu  
J1/?JfF  
按圆整后的中心距修正螺旋角 X'wE7=29M  
Jpj}@,  
=arccos YCdS!&^UN  
YsG%6&zEq  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. 3b*cU}go  
6,"IDH|ND  
计算大.小齿轮的分度圆直径 e`@ # *}A  
     -mC0+}h  
    d==42.4 h "Xg;(K  
n?A6u\sQ  
d==252.5 A:>01ZJ5S+  
kv8Fko  
计算齿轮宽度 4A@NxihH  
FjK3 .>'  
B= m*ISa(#(,  
'HT7_$?*  
圆整的       UUSq$~Ct  
%dJX-sm@  
                                            大齿轮如上图： U3 */v4/  
BsBK@+ZyI  
bQE};wM,  
Uh.oErHQD  
7.传动轴承和传动轴的设计 7 ]^M>#  
VK}fsOnj0  
1.  传动轴承的设计 aF)1Nm[  
-0?~  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 :Mb%A  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min U2{ dN>  
T1=43.77kn．m .9R [ *<  
⑵.  求作用在齿轮上的力 zEs>b(5u  
    已知小齿轮的分度圆直径为 I*LknU@  
        d1=42.4 el2bd :  
而  F= P6!jRC"52'  
     F= F M9EfU  
N U|d  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N D-8O+.@  
< XP9@t&  
/3A^I{e74  
Sczc5FG  
⑶.   初步确定轴的最小直径 Ne#WI'  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 FQT~pfY  
S M!Txe#  
r~N"ere26  
             ~vs}.kb  
     从动轴的设计 5Ycco,x  
       }-ftyl7  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， [`p=(/I&L  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M +#GQ,  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 |3F02  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ?z}=B  
        d2=252.5 x;-. ZVF  
而  F= ELBa}h;  
     F= F 7s"< 'cx_F  
K3m]%m2\  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N !lEY=1nHOJ  
G:<`moKgL  
u`y><w4i  
C K:y?  
⑶.   初步确定轴的最小直径 +6UVn\9Q  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 U Z.=aQ}M  
/GIxR6i  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 8#(Q_  
查表,选取 mocI&=EF2X  
JAAI_gSR3  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 Q>/C*@  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 Ynp{u`?  
Jj,U RD&0R  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d*A*y^OD  
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与  。 4D[ '^q  
(7XCA,KTGI  
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. A$#p%y b  
=i_-F$pV  
            D        B                轴承代号     a["2VY6Eq@  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     1U^A56CN  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     43={Xy   
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     |~'IM3Jw(Y  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     {.Z}5K  
.mDM[e@'  
     8'<-:KG  
c7tfRq n+  
     pX&pLaF  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 v-yde >(  
    右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, T.Ryy"%F  
③   取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.     } b=}uiR#  
e*@{%S  
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. MS0Fl|YA  
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, sXi=70o  
高速齿轮轮毂长L=50,则 '~ ,p[  
X5X?&* %{  
L=16+16+16+8+8=64 e&>;*$)  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. qw@puw@D  
p"l3e9&'j  
5.    求轴上的载荷   i/~1F_  
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, L3 G \  
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. _Qh z3'I1  
]4R[<<hd  
\[gReaI  
h~(G$':^  
6U[4%(  
t5'V6nv  
n) k1  
UJfEC0  
x~GQV^(l3  
     KN t t  
ZQ_xDKqRV  
传动轴总体设计结构图: 87:!C5e}  
     DXa=|T  
                             *xON W  
~er\~kp  
                             (主动轴) ;9~6_@,@o  
 .&9 i  
wjh=Q  
        从动轴的载荷分析图: VQ0fS!5'  
Qu} W/j|3  
6.     校核轴的强度 &}?$i7x5  
根据 2gzou|Y  
== M/):e$S  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 W?eu!wL#p  
查表15-1得[]=60MP 34wkzu  
〈 []    此轴合理安全 ={5#fgK>  
F B?UZ  
8、校核轴的疲劳强度. ;=<-5;rI  
⑴.   判断危险截面 ' v\L @"  
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. HcedE3Rg  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 H"C[&r  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 6I!7c^]t  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 I!>\#K  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 }';D]c  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 W -  
截面上的弯曲应力 `ORECg)  
$2M#qkik-  
截面上的扭转应力 -s|}Rh?Y  
== 3/b;7\M  
轴的材料为45钢。调质处理。 Pfm_@'8  
由课本得： '0\@McU]  
           TYlbU<  
因             "Ae@lINn[y  
经插入后得 IBQ@{QB  
2.0         =1.31 zH>hx5,k'X  
轴性系数为 ^{xeij/  
       =0.85 hSK;V<$[Z  
K=1+=1.82 rQEyD  
    K=1+（-1）=1.26 zCOgBT~p   
所以               PH*\AZJCl  
vTaJqEE  
综合系数为：    K=2.8 7C$ 5  
K=1.62 G NS`.fS  
碳钢的特性系数        取0.1 A8q;q2  
   取0.05 H-3Eo#b#  
安全系数 {0;3W7  
S=25.13 H)aQ3T4N5  
S13.71 w|CZ7|6  
≥S=1.5    所以它是安全的 quvanx V-L  
截面Ⅳ右侧 /sr2mt-Q  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 hzI|A~MFB  
ALEnI@0  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000  f>s?4  
6<'rG''  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 e#,~,W.H  
Fbu5PWhlc  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 qim 'dp:  
截面上的弯曲应力   =1P6Vk  
截面上的扭转应力 6Z`R#d #I  
==K= avy"r$v_&  
    K=  Ug:\  
所以                 dgDy5{_  
综合系数为： $ ''9K  
K=2.8    K=1.62 })w*m  
碳钢的特性系数 'S[++w?Qq  
    取0.1       取0.05 T \CCF  
安全系数 .TE?KI   
S=25.13 %?aS#4jI  
S13.71 (mtoA#X1:h  
≥S=1.5    所以它是安全的 >6oOZbUY0  
~V/?H!r'{}  
9.键的设计和计算 GZ{]0$9I'  
H33i*][H  
①选择键联接的类型和尺寸 pDQ}*   
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. ,v&L:a  
根据    d=55    d=65 >|6iR%"f#  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 f30Pi1/h=c  
                     b=20     h=12     =50 O$kq`'9  
AW#<i_Ybf  
②校和键联接的强度 %+ FG,d  
  查表6-2得      []=110MP >HPdzLY?  
工作长度  36-16=20 Fb/XC:AD  
    50-20=30 }|B=h  
③键与轮毂键槽的接触高度 SxK:]Aw  
     K=0.5 h=5 SlSM+F  
    K=0.5 h=6 zZiJ 9 e  
    由式（6-1）得： R.LL#u};  
           ＜[] s/:Fwr4q#a  
           ＜[] A:y.s;<L 0  
    两者都合适 #q3l!3\mW  
    取键标记为： `:O\dN>ON  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 eZr&x~] -w  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 l{VSb92f  
10、箱体结构的设计 /%A;mlf{  
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， $ n,Z  
大端盖分机体采用配合. ~^ ^ NHq  
c9j*n;Q  
1.   机体有足够的刚度 /H:I 68~  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 htm{!Z]s0  
kkvtB<<Y  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 ri1C-TJM)  
+,50q N:%[  
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 NZN-^ >  
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 ]O{u tm  
_MWM;f`b  
3.   机体结构有良好的工艺性. N~pIC2Woo  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. &x-TW,#Ks  
+>7$4`Nb2  
4.   对附件设计 XJ!(F#zc  
A  视孔盖和窥视孔 (-NHx o  
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 dbS +  
B  油螺塞： *?yJkJ"  
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 #'OaKt?Z)  
C  油标： #a| L3zR5v  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 hJ5z/5aE;  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. uhV0J97  
nK3 k]gLc{  
D  通气孔： ED$DSz)x  
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. j<pw\k{i  
E  盖螺钉： JK#vkCkyM  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 Sd IX-k.  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. IMQ]1uq0$  
F  位销： [oc~iDx%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. 4R>zPEo  
G  吊钩： Je4Z(kj 0  
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. 9umGIQHnil  
5j"1z1_&  
减速器机体结构尺寸如下： Lc<eRVNd,  
E?PGu!&u  
名称    符号    计算公式    结果     Bn]K+h\E  
箱座壁厚                10     IGFGa@C  
箱盖壁厚                9     tLm867`c7  
箱盖凸缘厚度                12     '?o9VrO  
箱座凸缘厚度                15     {OT:3SS7  
箱座底凸缘厚度                25     5 waw`F  
地脚螺钉直径                M24     K#K\-TR|$  
地脚螺钉数目        查手册        6     GR'Ti*Qi  
轴承旁联接螺栓直径                M12     2aw&F Z?  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     dMl+ko  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     l{P\No  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     DE{h5-g  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     *i$ePVU  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 H L<s@kEZ  
    22 Nq8@Nyp  
    18     ,D80/2U^  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 mnF}S5[9  
    16     v4*rPGv  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     3Rl,GWK  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     1 [z'G)v  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     `GQ{*_-  
机盖，机座肋厚                9    8.5     w#G2-?aj  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） 9x~-*8aw  
150（3轴）     -E&e1u,Mi  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） |bZM/U=  
150（3轴）     E\2Ml@J  
     us)*2`?6t  
11. 润滑密封设计 ,*,sw:=2  
#P2;K dDO  
    对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. /k:$l9C[  
    油的深度为H+ SKXBrD=-  
         H=30  =34 =N.!k Vkl  
所以H+=30+34=64 v:ER 4  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 z>vtEV))  
     va{#RnU  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接  v%{0 Tyk  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     9\O(n>  
    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 EU`T6M  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 LhJa)jFQ  
     eS!C3xC;J]  
12.联轴器设计 V+B71\x<  
b^V'BC3  
1.类型选择. "-i#BjZl/  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 %l9$a`&  
2.载荷计算. :.IN?X  
公称转矩：T=95509550333.5 p6 xPheD  
查课本,选取 EZr6oO@Nc  
所以转矩   Z>A{i?#m  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 2:v<qX  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm ~a+NJ6e1  
y8s=\`~PR  
四、设计小结 ^)\+l%M  
    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。 i Q`]ms+  
    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。 ,jh~;, w2  
五、参考资料目录 f{Qp  
[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； z:G}>fk5  
[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； oKKz4  
[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； 13f<0wg  
[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； x*8O*!ZZ  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 CvTwBJy1  
[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； r+g jc?Ol  
[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？ ?aJ6ug  
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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