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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 jA@ uV,w  
                 a~VW?wq  
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         b*Hk} !qH  
                 ^eV  K.  
专        业：机械设计制造及自动化（模具方向） Rc@lGq9  
B'B0e`  
目   录 LEg|R+ 6E  
     4 q % Gc  
一    课程设计书                            2 K)Ya%%6[U#  
>_\]c-~<  
二    设计要求                              2 E^w0X,0XlE  
} ?+0s=Z  
三    设计步骤                              2 I?q- :9:  
     &"1_n]JO  
    1. 传动装置总体设计方案                        3 h^."wv  
    2. 电动机的选择                                4 FD8  
    3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 su60j^e*  
    4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 :-2sKD y  
    5. 设计V带和带轮                              6 Vn^8nS  
    6. 齿轮的设计                                  8 /byF:iYI  
    7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 K(NP%:  
    8. 键联接设计                                  26 rd(-2,$4  
    9. 箱体结构的设计                              27 @71y:)W<  
    10.润滑密封设计                                30 c!$~_?]  
    11.联轴器设计                                  30 v49 i.c9  
     #b&=CsW`  
四    设计小结                              31 MA 6uJT  
五    参考资料                              32 c)QOgXv  
#\}xyPS  
一. 课程设计书 2Y}A9Veb  
设计课题: #KLW&A  
    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 JS >"j d#  
表一: Nc(A5*  
         题号 AUU(fy#<  
%CrpUx  
参数    1     SwH#=hg  
运输带工作拉力（kN）    1.5     "W}+~Sn  
运输带工作速度（m/s）    1.1     1(VskFtZF  
卷筒直径（mm）    200     HM\}C.u  
Je#3   
二. 设计要求 tgrZs8?  
1.减速器装配图一张(A1)。 yAJrdY"  
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 51>OwEf<R  
3.设计说明书一份。 cPl$N5/5  
KXo[;Db)k  
三. 设计步骤 Nu; 9  
    1.  传动装置总体设计方案 BLo=@C%w5  
    2.  电动机的选择 yA<\?Ps  
    3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 %G]WOq=q  
    4.  计算传动装置的运动和动力参数 VB+y9$Y'  
    5.  “V”带轮的材料和结构 WZ@$bf}f0  
    6.  齿轮的设计 n*qn8Dq  
    7.  滚动轴承和传动轴的设计 ]@ms jz'  
    8、校核轴的疲劳强度 `$VnB  
    9.  键联接设计 s.!gsCQme  
    10.  箱体结构设计 M`G#cEc  
    11. 润滑密封设计 a&`Lfw"  
    12. 联轴器设计 _4t  
     Znh<r[p<  
1.传动装置总体设计方案: DB+.<  
5bprhq-7  
    1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 mLeK7?GL  
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， L8KMMYh[  
要求轴有较大的刚度。 R?kyJ4S  
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。 K~\Ocl  
其传动方案如下： @(e/Y/  
        #Ic-?2Gn4<  
图一:(传动装置总体设计图) k`,>52  
NFb<fD[C  
    初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 O ;B[ZMV  
     选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 <3b Ft[  
     传动装置的总效率 :\G`}_db'  
        η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759； ncij)7c)u  
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率， y)+l U  
η3为联轴器的效率，为球轴承的效率， <a%RKjQvT  
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。 8<X; 8R  
(, uW-  
  2.电动机的选择 s ` +cQ  
#; >v,Jo  
    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， ~fF;GtP  
    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，  r(c8P6_  
    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。 ^9?IS<N0]  
     kR;Hb3hb  
    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， 4#w Z#}  
     kG3m1: :  
    选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 |jTRIMj%,_  
     @L5s.]vg=  
    额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 05o 1  
                                                  xU;;@9X  
45tQ$jr`1  
方案    电动机型号    额定功率 /~;om\7r  
P :5BVVa0oR  
kw    电动机转速 o0F&,|'  
    电动机重量 uBfSS\SX|  
N    参考价格 '@,M 'H{  
元    传动装置的传动比     W(,3j{d2i  
            同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     Lk1e{! a  
1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     EHX/XM  
  C7 T}:V](q  
   中心高 Q}:#H z?U  
        外型尺寸 2"!s8x1$  
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     J'Y;j^  
    132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     (E]q>'X  
3/ 0E9'  
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 bGe@yXId5  
*VgiJ  
（1）       总传动比 R&]#@PW^  
    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 $irF  
    （2）       分配传动装置传动比 Ni-@El99  
    ＝× %oHK=],|1  
    式中分别为带传动和减速器的传动比。 I7e.p m  
    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 zM2 _z  
4.计算传动装置的运动和动力参数 |kh7F0';"  
（1）　各轴转速 %{;1i  
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min $ucA.9pJ  
  ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min Y2Y)|<FH  
（2）　各轴输入功率 IcP\#zhEv  
    ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW .l$:0a  
  ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW b,uu dtlH  
    则各轴的输出功率：   ![9um sx  
＝×0.98=2.989kW =`Lci1#pu}  
＝×0.98=2.929kW r: M>/Z/  
各轴输入转矩 F;sZc,Y,^  
   =××  N·m kBg8:bo~  
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 0Tq=nYZA  
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m P:&X1MC  
＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 6,a:s:$>}R  
输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m  aK33bn'j  
＝×0.98=242.86N·m JK'FJ}Z4  
运动和动力参数结果如下表 R]<N";-  
轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     ,u_ Z0S M  
    输入    输出    输入    输出         z1S p'h$  
电动机轴        3.03        20.23    1440     < wi9   
1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     H<Ik.]m  
2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     K$/&C:,Q  
;7E c'nC4  
5、“V”带轮的材料和结构 WJj5dqatV  
  确定V带的截型 7m:ZG  
      工况系数     由表6-4                         KA=1.2 Lv UQ&NmY  
       设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 uN8RG_Mb  
      V带截型      由图6-13                        B型 '8w>=9Xl  
   |wINb~trz  
  确定V带轮的直径 #g=  
       小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm ! G3Gr  
        验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s WT63ve  
        大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm SNtk1pG>  
   ^:~!@$*;6  
  确定中心距及V带基准长度 e2qSU[  
        初定中心距  由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知 yQ0:M/r;0  
                          360<a<1030 %y_{?|+  
           要求结构紧凑，可初取中心距    a0=700mm ?k dan  
     7>lM^ :A  
  初定V带基准长度 ir|c<~_=  
          Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm hjD%=Ri0Z  
       N@0cn q:"  
   V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm ZeLed[J^xJ  
        传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm CorV!H4  
        小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 %+^Qs\j  
   IGNU_w4j  
   确定V带的根数 # /Bg5:  
        单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw V]NCFG  
        额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 ! k 1 Ge+  
        包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 s  }Ql9  
        带长修正系数             由表6-2       KL=1 }i{A4f `  
         Wh)!Ha}  
     V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 niqknqW<t  
                             N "}N>xe2  
                       取Z=2 P; h8  
V带齿轮各设计参数附表 6H=gura&   
X|-[i hp;  
各传动比 :V1j*)  
u}b%-:-  
    V带        齿轮     dci<Rz`h  
    2.3        5.96     b~qH/A}h  
  yzT4D>1,  
2. 各轴转速n 1yVhO2`7]  
    (r/min)        (r/min)     YjH~8==  
    626.09        105.05     "}V_.I* +  
^t:dcY7  
3. 各轴输入功率 P #_{Q&QUk  
    （kw）        （kw）     o7 t{?|  
    2.93       2.71     h+ud[atk.  
|]?zH~L  
4. 各轴输入转矩 T vA}_x7}n(  
    (kN·m)        (kN·m)     M*f]d`B  
43.77        242.86     ?~b(iZ  
cPv(VjS1;  
5. 带轮主要参数 h aApw(.%  
小轮直径（mm）    大轮直径（mm）         wZs 2 aa  
    中心距a（mm）    基准长度（mm）    V带型号     f ,4erTBH  
带的根数z     6tFi\,)E  
    160        368        708        2232        B        2     ]IEZ?+F,  
'%82pZ,?  
6.齿轮的设计 K_@?Q@#YhR  
@$~IPg[J  
（一）齿轮传动的设计计算 K|YB)y  
2?SbkU/3|P  
齿轮材料，热处理及精度 `CI_zc=jx  
    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 $ dF3@(p  
    （1）       齿轮材料及热处理 5dB62dqN  
       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 1)MDnODJ  
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 JJM<ywPGp  
      ② 齿轮精度 X\/M(byn  
    按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 }z x ~  
     |-G2pu;  
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 QeG9CS)E}j  
按齿面接触强度设计 Mx$&{.LFJ  
tM^4K r~o,  
确定各参数的值: A4cOnG,  
①试选=1.6 >W;NMcN~  
选取区域系数 Z=2.433   L-!1ybB^  
     31@Lr[!  
    则 {eV8h}KIl  
    ②计算应力值环数 .z.4E:Iq  
    N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） C!a1.&HHZ7  
    =1.4425×10h bD{k=jum  
    N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) ~y2zl  
    ③查得：K=0.93   K=0.96 zD79M  
    ④齿轮的疲劳强度极限 r]UF<*$  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: i*Ldec^  
    []==0.93×550=511.5 4] uj+J  
AoeRoqg&#  
    []==0.96×450=432         m$kQbPlatN  
许用接触应力   yB2h/~+  
         =I'3C']Z W  
    ⑤查课本表3-5得： =189.8MP   S k~"-HL|  
         =1 `X}:(O^GO  
    T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 %^pi  
    =4.47×10N.m r~lZ8$KC  
    3.设计计算 :t{~Mi=T  
①小齿轮的分度圆直径d R<Lf>p>_  
     Z0jgUq`r  
    =46.42 :Iv;%a0 -  
    ②计算圆周速度 w8UuwFG?<  
    1.52 /v8Q17O?e  
    ③计算齿宽b和模数 q8 ?kBKP  
计算齿宽b g4$(%]  
       b==46.42mm OegeZV  
计算摸数m kkF)Tro\  
  初选螺旋角=14 *[3xc*5F/A  
    = ^taN?5  
    ④计算齿宽与高之比 V@G#U[D  
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 3KkfQ{  
=46.42/4.5 =10.32 jC9us>b  
⑤计算纵向重合度 _*fNa!@hY  
=0.318=1.903 ^Tm`motzh  
⑥计算载荷系数K .$%p0Yx+  
使用系数=1 d]pb1ECuu  
根据,7级精度, 查课本得 8AuBs;i  
动载系数K=1.07, xzm]v9k&  
查课本K的计算公式: aa`(2%(:  
K= +0.23×10×b " B#|C'   
  =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 hfaU-IPcFX  
查课本得: K=1.35 /x6p  
查课本得: K==1.2  ?pTX4a&>  
故载荷系数: L>1hiD&  
    K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 *?rWS"B  
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 YAr6 cl  
    d=d=50.64 QF#w $%7  
    ⑧计算模数 h[ DNhR  
    = W)In.?>]W  
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 r9i? H  
    由弯曲强度的设计公式 (^d7K:-'  
    ≥ Tlsh[@Q  
1F^Q*t{  
⑴   确定公式内各计算数值 = xO03|T;6  
    ①   小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m Km` SR^&\  
         确定齿数z ~~tTr $  
    因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04 Ts5)r(  
    传动比误差  i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96 t4WB^dHYp  
    Δi＝0.032％5％，允许 2$JGhgDI  
    ②      计算当量齿数 zX>W 8P  
    z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27  ti\ ${C3  
    z＝z/cos＝144/ cos14＝158 Zv u6/#  
    ③       初选齿宽系数 "|SMRc  
     按对称布置，由表查得＝1 RP4/:sO  
    ④       初选螺旋角 LKIMT  
    初定螺旋角 ＝14 =)[m[@,c  
    ⑤       载荷系数K :C~Ar]  
    K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 Td=4V,BN  
    ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y 'wND  
    查得: _pvB$&  
    齿形系数Y＝2.592  Y＝2.211 Mt[yY|Ec|  
     应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774 7L{1S v  
     h0GoF A<  
    ⑦       重合度系数Y Kc/1LeAik  
    端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7 ) r2Y@+.FN  
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 8+zW:0"[  
＝14.07609 3nq?Y8yac  
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ejROJXB  
    ⑧       螺旋角系数Y jEc_!Q  
 轴向重合度 ＝1.675, D'"  T'@  
    Y＝1－＝0.82 |VBt:dd<  
     SK<Rk  
    ⑨       计算大小齿轮的 b$G{^  
 安全系数由表查得S＝1.25 XH%L]  
工作寿命两班制，8年，每年工作300天 t&r.Kf9Z\  
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 WJShN~ E  
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10 d+9V% T  
    查课本得到弯曲疲劳强度极限                   a~$XD(w^  
    小齿轮     大齿轮 b+rxin".  
$*Ucfw1T  
   查课本得弯曲疲劳寿命系数: p@ <Q?  
    K=0.86        K=0.93   /x<g$!`X  
wu41Mz7  
     取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 vCzZjGBY  
      []= C"hN2Z!CD|  
      []= j{@O %fv=  
       *Rgr4-eS  
       xEb>6+-F@  
        大齿轮的数值大.选用. DeO-@4+qKd  
     U( YAI%O  
⑵   设计计算  *}?[tR5  
     计算模数 wq)*bIv  
{15j'Qwm  
3uL f0D  
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: -^_m(@A<~  
<_EKCk  
z==24.57  取z=25 VUb>{&F[  
 ~?ab_CY  
那么z=5.96×25=149           5{ c;I<0  
  cc@W 6W  
②   几何尺寸计算 |;ztK[(  
    计算中心距     a===147.2 (jc@8@Wo.  
将中心距圆整为110 lZFu|(  
2g.lb&3W  
按圆整后的中心距修正螺旋角 &D, Iwq  
]#tB[G  
=arccos r`H}f#.KR  
qBA)5Sv\V  
因值改变不多,故参数,,等不必修正. C{exvLQ  
8-Abg:)  
计算大.小齿轮的分度圆直径 *a9cBl'_  
     !09)WtsEfx  
    d==42.4 *PJH&g#Ge  
OO:S2-]Y>e  
d==252.5 6'qkD<  
^y+k6bE  
计算齿轮宽度 Fmk:[h Mw  
mF4W4~"  
B= A8{jEJ=)P  
.OPknC  
圆整的       *?)MJ@  
m`yvZ4K!  
                                            大齿轮如上图： 3efOgP=L  
M2$/x`\-~  
E`HoJhB  
c%&,(NJ]K  
7.传动轴承和传动轴的设计 ]OAU&t{  
5Rbl.5. A  
1.  传动轴承的设计 >xWS>  
m=l>8  
⑴.  求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 7?.uAiM'zT  
P1=2.93KW            n1=626.9r/min bz*@[NQ  
T1=43.77kn．m _@5Xmr  
⑵.  求作用在齿轮上的力 r!r08y f  
    已知小齿轮的分度圆直径为 HqGI.  
        d1=42.4 corm'AJ/  
而  F= )g pN 5TDd  
     F= F ]_KWN$pd  
LjKxznn o  
     F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N eI8o#4nT  
NdK`-RT  
u>XXKlW:  
*G"hjc$L  
⑶.   初步确定轴的最小直径 7nt(Rtbsu  
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 5'!fi]Z  
Gb')a/  
z#{Y>.b  
             d59rq<yI  
     从动轴的设计 [P2>KQ\  
       r=j?0k '}]  
        求输出轴上的功率P2，转速n2,  T2， ;qmnG3;Q  
            P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M x[ A|@\Z  
    ⑵.  求作用在齿轮上的力 :ez76oGyc  
    已知大齿轮的分度圆直径为 ~d*Q{v~3  
        d2=252.5 }Qo]~/  
而  F= RDps{),E;d  
     F= F S|tD8A  
`zoHgn7B9q  
     F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N (Mv~0ShakO  
/_{-~0Z=@B  
Tv%7=P;r  
\8(Je"S  
⑶.   初步确定轴的最小直径 EU(e5vO  
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 r^k+D<k[7  
f2.=1)u.  
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 ("`"?G  
查表,选取 >s<Bu'r  
/qdvzv%T  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 Csyh 'v  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 jV% VN  
:k9T`Aa]  
⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 VEV?$R7;  
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  。 J;sQvPHV8  
EH".ki=e  
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. @tT`s^e  
 II'.vp  
            D        B                轴承代号     u<j;+-]8h  
   45        85        19        58.8    73.2    7209AC     5Q"yn2b4  
   45        85        19        60.5    70.2    7209B     ?;#Q3Y+  
   50      80      16      59.2    70.9    7010C     &5}YTKe}|  
   50      80      16      59.2    70.9    7010AC     k7uX!}  
NG3?OAQTw  
     5,xPB5pK  
Up Z 9g"  
     6TRLHL~B  
   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 4{>r_^8  
    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, zE;|MU@|  
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.     WOPIF~1v  
i59 }6u_f  
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. F=5+JjrX  
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, l#uF%;GDX  
高速齿轮轮毂长L=50,则 0L;,\&*u  
pZ Uy (  
L=16+16+16+8+8=64 ESviWCh0Fl  
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. Cuylozj$&  
k8G4CFg}wP  
5.    求轴上的载荷   =lv(  
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, yR5XcPoKI  
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. HRTNIx  
!- [ ZQ  
^/%o I;O{  
;nlJ D#  
HFB>0<$  
-8)C6"V{  
Q>[{9bI4QP  
6l,6k~Z9  
WiZkIZ  
     N[9o6Nl|a  
 Ju5Dd\  
传动轴总体设计结构图: zEjl@Kf  
     ;\"5)S  
                             N9ipwr'P  
q'fOlq  
                             (主动轴) xqdkc^b  
T6SYXQd>.  
PL"=>  
        从动轴的载荷分析图: wo62R&ac  
|5(CzXR]  
6.     校核轴的强度 AW;xlY= g  
根据 `C7pM  
== "#36-  
前已选轴材料为45钢，调质处理。 ^0"fPG`  
查表15-1得[]=60MP n[BYBg1yG  
〈 []    此轴合理安全 m Urb  
Mg0ai6KD  
8、校核轴的疲劳强度. ^69(V LK  
⑴.   判断危险截面 E Id>%0s5  
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. #_Uo^Mw  
⑵.  截面Ⅶ左侧。 ys)  
抗弯系数   W=0.1=0.1=12500 EWl9rF@I  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 ;B< rw ^h5  
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 dM,{:eID  
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 E690'\)31  
截面上的弯曲应力 y)fz\wk  
BGNZE{K4"  
截面上的扭转应力 )4o k@^.  
== ]}S9KP  
轴的材料为45钢。调质处理。 zWN]#W`  
由课本得： 3Zz_wr6  
           p]e.E`'S  
因             7u1o>a %9  
经插入后得 /2r&ga&  
2.0         =1.31 W`[7|8(6!  
轴性系数为 `&)  
       =0.85 F)l1%F Cm  
K=1+=1.82 lq 1223  
    K=1+（-1）=1.26 ko{&~   
所以               zzC{I@b  
%YuFw|wO  
综合系数为：    K=2.8 !!6@r|.  
K=1.62 u9 *ic~Nh  
碳钢的特性系数        取0.1 EE9eG31|r  
   取0.05 t|&hXh{  
安全系数 E)'T;%  
S=25.13 .i7"qq.M  
S13.71 wlwgYAD  
≥S=1.5    所以它是安全的 aTaL|&(  
截面Ⅳ右侧 p:| 7d\r  
抗弯系数    W=0.1=0.1=12500 BL0xSNE**  
5:~ zlg  
抗扭系数   =0.2=0.2=25000 bHDZ=Ik  
P=ubCS'  
截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560 M(} T\R  
!}d_$U$  
截面Ⅳ上的扭矩为   =295 HT_nxe`E  
截面上的弯曲应力   I'J-)D`  
截面上的扭转应力 [MAvU?;  
==K= | m#"  
    K= q)"yP\  
所以                 N]I::  
综合系数为： lo7>$`Q  
K=2.8    K=1.62 "NV~lJS%  
碳钢的特性系数 tB0f+ wC  
    取0.1       取0.05 ;MO,HdP;  
安全系数 }dq)d.c  
S=25.13 }.A \;FDyj  
S13.71 f 0/q{*  
≥S=1.5    所以它是安全的 ` b)i;m  
;%/}(&E2  
9.键的设计和计算 Jk`0yJi$q  
SG)|4$"  
①选择键联接的类型和尺寸 ;3 =RM\  
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. 'V4B{n7 h  
根据    d=55    d=65 q] '2'"k  
查表6-1取：   键宽  b=16     h=10     =36 _nIt4l7  
                     b=20     h=12     =50 KctbNMU]k  
e1H2w? s  
②校和键联接的强度 ?J5E.7o  
  查表6-2得      []=110MP %G, d&%f  
工作长度  36-16=20 P.Qz>c^-C  
    50-20=30 ,/-DAo~O  
③键与轮毂键槽的接触高度 "2 qivJ  
     K=0.5 h=5 kI~; 'M  
    K=0.5 h=6 xf3/J{n3  
    由式（6-1）得： )4FW~o<i  
           ＜[] _WBWFGj  
           ＜[] XTq+  9  
    两者都合适 *5" )3\/  
    取键标记为： qc/)l~]?g{  
               键2：16×36 A GB/T1096-1979 ]2mfby  
    键3：20×50 A GB/T1096-1979 q:P44`Aq  
10、箱体结构的设计 V}/AQe2m&  
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， $*+`;PG-  
大端盖分机体采用配合. AgJPtzs  
)#Id=c  
1.   机体有足够的刚度 7;ddzxR4  
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 NvJ}|w,Z  
KD8,a+GL  
2.   考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 Nj}-"R\u  
Y-P?t+l  
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 bSk)GZyH\d  
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 SuJ4)f;'0  
_vOSOnU  
3.   机体结构有良好的工艺性. R5r CCp  
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. ;TCT%j`^o  
%H7H0 %qW  
4.   对附件设计 9y*pn|A[F  
A  视孔盖和窥视孔 =R||c  
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 6z1>(Za7>  
B  油螺塞： I~>Ye<g#  
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。 0 t0m?rVW  
C  油标： e`t-:~'  
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 i/q1>  
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. /~_,p,:aP  
MOu=  
D  通气孔： L[}Ak1 A  
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. I :o.%5)  
E  盖螺钉： K7] +. f  
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 3/RNStd<L!  
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. e~Z>C>J  
F  位销： -e_L2<7  
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. Qg gx:  
G  吊钩： 8i?:aN[.1b  
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. u|M_O5^  
S0p[Kt  
减速器机体结构尺寸如下： {h}e 9  
,&rHBNS  
名称    符号    计算公式    结果     bjB4  
箱座壁厚                10     c>yqq'  
箱盖壁厚                9     Huho|6ohH  
箱盖凸缘厚度                12     +jGSD@32>  
箱座凸缘厚度                15     C?7I(b:  
箱座底凸缘厚度                25     hd_<J]C  
地脚螺钉直径                M24     6,Y<1b*|Vo  
地脚螺钉数目        查手册        6     4Y4QR[>IU3  
轴承旁联接螺栓直径                M12     H 5'Ke+4.e  
机盖与机座联接螺栓直径        =（0.5~0.6）        M10     :B5M#D!dO  
轴承端盖螺钉直径        =（0.4~0.5）        10     M}xyW"yp  
视孔盖螺钉直径        =（0.3~0.4）        8     yDe#,|-p  
定位销直径        =（0.7~0.8）        8     n8'#'^|  
，，至外机壁距离        查机械课程设计指导书表4        34 Q*8=^[x  
    22 b=Oec%Adx  
    18     TAKv E=a;  
，至凸缘边缘距离        查机械课程设计指导书表4        28 Kz2s{y~?  
    16     FR? \H"'x  
外机壁至轴承座端面距离        =++（8~12）        50     %g{<EuK]p  
大齿轮顶圆与内机壁距离        >1.2        15     ad,pHJ`  
齿轮端面与内机壁距离        >        10     1_6oM/?'  
机盖，机座肋厚                9    8.5     Tt\G y  
轴承端盖外径        +（5~5.5）    120（1轴）125（2轴） =p 7eP  
150（3轴）     jP"l5  
轴承旁联结螺栓距离            120（1轴）125（2轴） .GOF0puiM  
150（3轴）     db0]D\  
     ~mK|~x01@  
11. 润滑密封设计 K%RjWX=H  
e)A-.SRiO$  
    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. F*j0o +B5  
    油的深度为H+ ="__*J#nze  
         H=30  =34 |%c"Avc  
所以H+=30+34=64 xdkC>o4>  
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 /O&{fo  
     .<kbYo:MV  
    密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接 ERz{, >G?  
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为     s\3OqJo%)  
    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 qpXsQim$~  
    大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 0mi$_Ld+  
     P&}J (;Lbl  
12.联轴器设计 Auk#pO#  
}?^5L7n  
1.类型选择. 5><KTya?=  
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 R gTrj  
2.载荷计算. w  
公称转矩：T=95509550333.5 c-q=Ct  
查课本,选取 m)Sdo gt_  
所以转矩   Dwuao`~Xm  
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 =dDr:Y<@*  
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm A#KfG1K>  
6&s" "J)3  
四、设计小结 $s"{C"4q  
    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。 g8L{xwx<  
    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。 =Cg1I\  
五、参考资料目录 cyPJ( &;  
[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； 32x[6"T  
[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； =]m,7v Rq  
[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； -cP7`.a  
[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" R= ;n  
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 w~wg[d  
[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； <tT.m[qg  
[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*=_vl3  
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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