華南理工汽車?yán)碚摍C械設(shè)計說明書

1、機械課程設(shè)計目錄課程設(shè)計書223455設(shè)計要求設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6819262730305. 設(shè)計 V 帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計四 設(shè)計小結(jié)31五 參考資料32一.課程設(shè)計書設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器 運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大, 空載起動,卷筒效率為0.96（包括其支承軸承效率的損失）,減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年（300 天/年）,兩班制工作，

2、運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表題號參數(shù)J12345運輸帶工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8運輸帶工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直徑（mr）250250250300300設(shè)計要求1. 減速器裝配圖一張（A1）。2. CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3）3. 設(shè)計說明書一份。三.設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸

3、器設(shè)計1. 傳動裝置總體設(shè)計方案1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級其傳動方案如下：圖一：（傳動裝置總體設(shè)計圖）初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如：傳動裝置總體設(shè)計圖所示 選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率a=0.96X 0.983 X 0.952 X 0.97X 0.96= 0.759;!為V帶的效率，!為第一對軸承的效率，3為第二對軸承的效率，4為第三對軸承的效率，5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為 7級精度，

4、油脂潤滑 因是薄壁防護罩，采用開式效率計算）。2. 電動機的選擇電動機所需工作功率為：P' = P/ n = 1900X 1.3/1000X 0.759= 3.25kW,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)=82.76r/min，速為n=1000 60vD經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比U = 24,二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i-=8 40，則總傳動比合理范圍為 "=16160,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n = k x n =(16160)x 82.76 =1324.1613241.6r/mi n。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為丫112

5、M 4的三相異步電動機，額定功率為 4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速nm 1440 r/min,同步轉(zhuǎn)速1500r/min。方案電動機型號額定功率Pedkw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步 轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V 帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底腳安裝尺寸A X B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D X E裝鍵部位尺寸 F X GD132515 X 345X 315216 X 1781236 X 8010 X 413. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1) 總傳動比由選定的電動

6、機滿載轉(zhuǎn)速n注和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為ia = n /n =1440/82.76= 17.40(2) 分配傳動裝置傳動比ia = i 0 X i式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i。= 2.3,貝U減速器傳動比為i= ia/i。= 17.40/2.3=7.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為 h = 3.24,則i2 = i/h = 2.334. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1) 各軸轉(zhuǎn)速n = nm / i0 = 1440/2.3= 626.09r/min=山 /i 1 = 626.09/3.24= 193.24r/minn

7、m = nn / i2 = 193.24/2.33=82.93 r/minn iv = nm =82.93 r/min(2) 各軸輸入功率P = pd X 1 = 3.25X 0.96= 3.12kWPn = pi X n X 3 = 3.12X 0.98X 0.95= 2.90kWPm = Ph X nx 3 = 2.97X 0.98X 0.95 = 2.70kWPv = Pm X nx n=2.77X 0.98X 0.97= 2.57kW則各軸的輸出功率：P = P X 0.98=3.06 kWPh = Ph X 0.98=2.84 kWPm = Pm X 0.98=2.65 kWPv =

8、 Pv X 0.98=2.52 kW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1 = Td X i° X 1 N *m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550旦 =9550X 3.25/1440=21.55 N - nm所以：Ti = Td X io X 1 =21.55X 2.3X 0.96=47.58 N m-Th = Ti X i1 X 1 X 2=47.58X 3.24X 0.98X 0.95=143.53 N m-Tm = Th X i2 X 2 X 3=143.53X 2.33X 0.98X 0.95=311.35N mTv =Tm X 3 X 4=311.35X 0.95 X 0.97=286.

9、91 N m輸出轉(zhuǎn)矩：Ti = Ti X 0.98=46.63 N mTh = Th X 0.98=140.66 N mTm = Tm X 0.98=305.12 N -mTv = Tv X 0.98=281.17 N m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.84143.53140.66193.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.936. 齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算

10、1齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24高速級大齒輪選用 45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS Z 2 =i X乙=3.24 X 24=77.76取 Z2=78. 齒輪精度按GB/T10095- 1998,選擇7級，齒根噴丸強化2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計確定各參數(shù)的值： 試選Kt =1.6查課本P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z H =2.433由課本 P214 圖 10-2610.7820.82貝 U0.78

11、 0.82 1.6 由課本P202公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1 =60nj L, =60 X 626.09 X 1X( 2X 8X 300X 8) =1.4425 X 109hN2 = =4.45 X 108h #(3.25 為齒數(shù)比，即 3.25=玉)乙 查課本 P203 1 0-19 圖得：K 1 =0.93 K 2 =0.96 齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用P202公式10-12得:h1=Khn1 Hlim1=0.93X 550=511.5 MPaSh2=KhN2 Hlim2 =0.96X 450=432 MPa S許用接觸應(yīng)力h( hi h2)/2(511

12、.5432)/2471.75MPa1 1.6d1tm60 1000計算齒寬314 g 626.°91.62m/s60 1000b和模數(shù)mnt 查課本由P98表10-6得：Ze =189.8MPa由 P201 表 10-7 得:d=1T=95.5X 105 X p1 /n1=95.5 X 105 X 3.19/626.09=4.86 X 104 N.m3.設(shè)計計算 小齒輪的分度圓直徑d1td1t2KtT1u 1( Z H Z E )2廠(h)計算齒寬b=d d1t =49.53mm計算摸數(shù)初選螺旋角=14d1t cosmnt 4953 COS14 2.00mm24計算齒寬與高之比bh齒

13、高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mmbh = 49% =11.01計算縱向重合度=0.318 d 1 tan0.318 1 24 tan14 =1.903 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)Ka=1根據(jù)v 1.62m/s,7級精度,查課本由R92表10-8得動載系數(shù)Kv=1.07,查課本由P194表10-4得Kh的計算公式：Kh =1.12 0.18(10.6 d34 1.6 4.86 104.242.433 189.8.2()249.53mm3.25471.75) d2 +0.23 X 10 計算圓周速度 X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 1

14、0 3 X 49.53=1.42查課本由P195表10-13得：K F =1.35查課本由P193表10-3得：K H =Kf =1.2故載荷系數(shù)：K = KK Kh Kh =1 X 1.07X 1.2X 1.42=1.82 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑3 ,3 麗d1=d1t . K/Kt =49.53X '=51.73mm1.6 計算模數(shù)mn4.d1 cosmn 5173 COS14 2.09mm24齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式3 ：2小1丫 cos2YfYs)dZ21 a(F 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=48.6 kN -m確定齒數(shù)z因為是硬齒面，

15、故取 z = 24, z =匸 z = 3.24X 24= 77.76 傳動比誤差 i = u = z< / zi = 78/24= 3.25 = 0.032% 三 5%,允許 計算當(dāng)量齒數(shù)z'i = z'- /cos= 24/ cos314 = 26.27z: = z：/cos * = 78/ cos314 = 85.43 初選齒寬系數(shù)I按對稱布置，由表查得I = 1 初選螺旋角初定螺旋角- = 14 載荷系數(shù)KK = a K* 心 KFX 1.07X 1.2X 1.35= 1.73 查取齒形系數(shù)丫咒和應(yīng)力校正系數(shù)丫立查課本由P197表10-5得：齒形系數(shù)丫疋=2.59

16、2 丫空=2.211應(yīng)力校正系數(shù) 丫沁=1.596 丫遠(yuǎn)=1.774 重合度系數(shù)丫：1 1端面重合度近似為1.8832X()cos = 1.88 3.2X( 1/24+ 1/78) X cos14Zi Z2=1.655=arctg (tg =/cos)= arctg (tg20 /cos14 )= 20.64690A 二應(yīng)Eg辰0c識駕)=14.07609因為：=1 /cos；":，則重合度系數(shù)為 Y； = 0.25+0.75 cos，； /二=0.673 螺旋角系數(shù)丫丁軸向重合度 >"：1 ' 二 49.53 弘14° 二 1.825,2.09丫

17、= 1二八=0.78計算大小齒輪的Yf FsTTi安全系數(shù)由表查得SF = 1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60nkt= 60X 271.47X 1 X 8X 300X 2X 8= 6.255X 10大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2= N1/u= 6.255X 10 /3.24= 1.9305X 10查課本由P204表10-20c得到彎曲疲勞強度極限 小齒輪 FF1 500MPa大齒輪 FF2 380MPa查課本由P197表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1 =0.86 K FN2 =0.93取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4fKfN1 FF1S0.86 50

18、0307.14f 2=-廠N 2廠廠2S252.431.4Yf 1Fs 12.592 1.5960.01347f1307.14Yf2Fs22.211 1.7740.01554F 2252.43大齒輪的數(shù)值大.選用.1.4K fn 2 ff 20.93 380 設(shè)計計算計算模數(shù)mn2 1.73 4.86 1040.78 cos214 0.01554V1 242 1.655mm1.26mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) g大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù), 按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取g=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強 度算得的分度圓直徑d

19、1=51.73 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由：51.73 cos14 »cc-7 怖 朋 z1=25.097 取 z1=25mn那么 z2=3.24 X 25=81幾何尺寸計算計算中心距 a= 0 Z2）mn =_812 =109.25 mm2 cos2 cos14將中心距圓整為110mm=arccos2)mn2按圓整后的中心距修正螺旋角arccos(25 81)214.012 109.25因 值改變不多，故參數(shù)，k , Zh等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d1 =zmcos25 2cos14.01=51.53 mmd2 = Z2mn81 2 =166.97 mmcos cos

20、14.01計算齒輪寬度B= d11 51.53mm51.53mm圓整的B2 50B1 55（二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算材料：低速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)Z1 =30速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z 2=2.33 X 30=69.9 圓整取z2=70. 齒輪精度 按GB/T10095 1998,選擇7級，齒根噴丸強化按齒面接觸強度設(shè)計1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選Kt=1.6 查課本由P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.45 試選12°,查課本由P214圖10-26查得1 =0.832 =0.88應(yīng)力循

21、環(huán)次數(shù)=0.83+0.88=1.71N1 =60X n2 X j X Ln=60X 193.24 X 1 X (2 X 8X 300X 8)=4.45 X 108N184.45 102.331.91 X 108由課本P203圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN2 = 0.97K hni=0.94查課本由P207圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hiimi 600MPa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限 Himi 550MPa取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力H1 =K hn1 Him 1 = 0.94 600564 MPaKh2 = -hn=0.98x 550

22、/1=517MPa h ( Hlim12 2 540.5MPa查課本由P198表10-6查材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa 選取齒寬系數(shù)d 1T=95.5 X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X 2.90/193.24=14.33 X 104 N.md1tZH ZE、2h)1 1.71nJ2 化體33 10 竺(2.45 189.8)22.33540.5=65.71 mm2.計算圓周速度d1t 門260 10006571 193240.665m/s60 10003.計算齒寬b= d d1t=1 X 65.71=65.71mm4. 計算齒寬與齒高之比b hd1t cos6

23、5.71 cos12模數(shù)mnt =2.142mmZ130齒高 h=2.25X gt=2.25 X 2.142=5.4621 mmbh =65.71/5.4621=12.035. 計算縱向重合度0.318 dz1 tan0.318 30 tan 12 2.0286. 計算載荷系數(shù)K223Kh =1.12+0.18(1+0.6 d) d +0.23X 10 X b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10 3 X 65.71=1.4231 使用系數(shù)K A=1同高速齒輪的設(shè)計，查表選取各數(shù)值Kv=1.04 Kf =1.35 Kh =Kf =1.2故載荷系數(shù)K = KAKvKH Kh =

24、1 X 1.04X 1.2X 1.4231=1.7767.按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑3.311.776d!=dit =65.71 X 1.372.91mm計算模數(shù)mnd1 cosZ172.91 cos122.3772mm303.按齒根彎曲強度設(shè)計3 2i2KY cos2 m >:dZ21確定公式內(nèi)各計算數(shù)值Yf Ysf(1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩-=143.3 kN -m(2) 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 z = 30, z； = i X z = 2.33X 30= 69.9傳動比誤差 i = u = z； / z = 69.9/30= 2.33 = 0.032% 蘭 5%,允

25、許(3) 初選齒寬系數(shù)I 按對稱布置，由表查得丫=1(4) 初選螺旋角初定螺旋角=12(5) 載荷系數(shù)KK = K上 O' KF£ K=1X 1.04X 1.2X 1.35= 1.6848(6) 當(dāng)量齒數(shù)z" = z：/cos = 30/ cos312 = 32.056 z'： = z：/cos= 70/ cos312 = 74.797由課本P197表10-5查得齒形系數(shù)丫巳和應(yīng)力修正系數(shù)丫立Yf 1 2.491,Yf 22.232YS 11.636,YS 21.751(7) 螺旋角系數(shù)Y，軸向重合度%處沁01耐札環(huán)邸以=2.03=0.797(8)計算大小齒

26、輪的查課本由P204圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限FE1 500MPaFE2 380 MPa查課本由P202圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 =0.90K FN2 =0.93 S=1.4f_ K fn 1 FE11 =一S0.90 500321.43MPa1.4fK FN2SFF 20.93 3801.4252.43MPaYFa1F Sa1f12.491636 0.01268321.43計算大小齒輪的嗇,并加以比較YFa2 FSa2F)20.015482.232 1.751252.43大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算計算模數(shù)3 5 22 1.6848 1.433 1050.

27、797 cos212 0.01548mn 2mm,1 3021.711.5472mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) g大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取g =3mM旦為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按 接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 =72.91 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).72.91 cos12 Z1 =mn=27.77取 z1=30z 2 =2.33 X 30=69.9初算主要尺寸取 z2 =70計算中心距 a=z2)mn =70) 2 =102.234 mm2 cos將中心距圓整為103 mm 修正螺旋角(1 2皿=arcco

28、s2因值改變不多，故參數(shù)2 cos12(3070)2arccos13.862 103k , Zh等不必修正分度圓直徑.ZE30 2 宀“d 1 = 1n=61.34 mmcos cos12,z2mn70 2 一 小d2 =143.12 mmcoscos 12計算齒輪寬度bdd1 1 72.91 72.91mm圓整后取B1 75mm B2 80mm1.6低速級大齒輪如上圖:V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.332. 各軸轉(zhuǎn)速n町(r/mi n)血應(yīng)(r/min)丹邁(r/min)n(r/mi n)626.09193.2482.9382.933. 各軸輸入功

29、率P馬(kw)& (kw)甩(kw)Piv (kw)3.122.902.702.574. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T石(kN m)Tn (kN 為(kN Tvm)m)(kN m)47.58143.53311.35286.915. 帶輪主要參數(shù)小輪直徑"1(mm)大輪直徑(mm)中心距a (mm)基準(zhǔn)長度(mm)帶的根數(shù)z90224471140057. 傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1. 傳動軸承的設(shè)計.求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3P3=2.70KWn3=82.93r/mi nT3=311.35N. m.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2 =143.21 mmFt2T

30、32 311.35d2143.2110 34348.16Ntan ntan 20oFr= Ft -4348.16-1630.06Ncoscos13.86Fa = Fttan =4348.16X 0.246734=1072.84N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示：.初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)課本P361表15 3取Ao 112d min 3 '35.763mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑di 口 ,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本P343表14 1,選取Ka 1.5Te

31、aKaT3 1.5 311.35 467.0275N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機械設(shè)計手冊22 112選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d1 40mm,故取di 口 40mm半聯(lián)軸器的長度L 112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L1 84mm.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求，1 - U軸段右端需要制出一軸肩，故取U -川的直徑dn m 47mm ;左端用軸 端擋圈 定位，按軸端 直徑取 擋圈直徑D 50mm半聯(lián)軸器與 軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上，故I - U的

32、長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取I n 82mm 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列角接觸球軸承.參照 工作要求并根據(jù)dn m 47mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列 角接觸球軸承7010C型.dDBd2D2軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 從動軸的設(shè)計對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的d D B 50mm 80mm 16mm ,故

33、d皿即 d町麵 50mm ；而1町麵 16mm .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 h 0.07d,取 h 3.5mm,因止匕 d 八 57 mm, 取安裝齒輪處的軸段d在皿58mm;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位 .已知齒輪轂的 寬度為75mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取1刑町72mm.齒輪 的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取dv在65mm .軸環(huán)寬度b 1.4h,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端

34、面間的距離I 30mm ,故取1n 皿 50mm. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離c=20mm.考慮到箱體的鑄造誤差， 在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=16mm,高速齒輪輪轂長L=50mm,則I 町麵 T s a (7572)(16 8163) mm 43mm1 iv v L SC a l 皿即 l vw(50 8 20 16 24 8)mm 62mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5.求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時，查機械設(shè)計手冊20-149表20.6-7.對于7010C型的角接

35、觸球軸承,a=16.7mm,因此，做為簡支梁的軸的支承跨距L2 L3114.8mm 60.8mm175.6mmF NH1士 Ft 4348.16L2 L36081506N175.6FnH 2L2Ft 4348.16L2 L3114.82843N175.6FrL3空F NV1L2 L3809NF NV 2F r FNV21630 809821NMhM v 1172888.8NmmF nv1 L2809114.892873.2N mmQI仏7MV2Fnv2L3 821 60.8 49916.8N mmM1MH、1728892 928732 196255N mmM 2179951 N mm傳動軸總體

36、設(shè)計結(jié)構(gòu)圖11 ¥從動軸）（中間軸）fD1TH11 Cb)Ma 二氏 D/2d)hlTF»hzFrrnTorrnca< l此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強度.判斷危險截面截面A, n,川,b只受扭矩作用。所以a n m b無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來 看，截面切和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來看，截面C上的應(yīng)力最大.截面切的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但是截面切不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核.截 面c上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大，而且這里的直徑最大，故c截面也不必做強度校核，截面w 和v顯然更加不必要做強度校核.由第3章

37、的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因 而，該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗證即可.截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1 d3= 0.1503=12500抗扭系數(shù)Wt =0.2d3=0.2 503=25000截面的右側(cè)的彎矩M為M M1608 蘭 144609N mm60.8截面W上的扭矩T3為T3=311.35N截面上的彎曲應(yīng)力M 144609b11.57MPaW 1250031135012.45MPa25000截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力_T3 T =Wt調(diào)質(zhì)處理。查得：軸的材料為45鋼。由課本P355表15-1B 640MPa275MPaT 1155MPa因-20d 50經(jīng)插入后得2.00.045

38、8 1.1650t=1.31軸性系數(shù)為q 0.82K =1+q (=0.85q1)=1.82K =1+q (所以 0.67T -1 )=1.260.820.92綜合系數(shù)為：K=2.8K =1.62碳鋼的特性系數(shù)0.1 0.2取0.10.050.1取 0.05安全系數(shù)SeaS =1 25.13K a amS1 13.71k a t mS SSea 10.5 >S=1.5所以它是安全的S2 S2截面W右側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1 d3= 0.1 503 =12500抗扭系數(shù)wT=0.2d3=0.2 503=25000截面W左側(cè)的彎矩 M為 M=133560截面W上的扭矩T3為T3=295截面上的彎

39、曲應(yīng)力 b 空56010.68W 12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T3 =294930Wt2500011.80k=K1 2.8K1K =11.62所以 0.670.820.92綜合系數(shù)為：K =2.8 K =1.62碳鋼的特性系數(shù)0.1 0.2安全系數(shù)Sca取0.10.050.1取 0.05ScaS Ss2 s225.1313.7110.5 >S=1.5所以它是安全的8. 鍵的設(shè)計和計算選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵根據(jù) d 2=55 d 3=65查表 6-1 取： 鍵寬 b 2=16 h 2=10 L2=36b3=20 h 3=12Ls=50 校和

40、鍵聯(lián)接的強度查表 6-2 得p=110MPa工作長度 丨2 L2 b236-16=20l3 L3 b350-20=30 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K 2 =0.5 h 2=5K3=0.5 h 3=6由式（6-1 ）得:2T2 103K 2丨 2d22 143.53 10005 20 5552.202T3 103 *«3丨 3d32 311.35 100053.226 30 65<p<p兩者都合適 取鍵標(biāo)記為:鍵 2: 16X 36 A GB/T1096-1979鍵 3: 20X 50 A GB/T1096-19799. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量, 大端蓋分機體采用也配合.is61. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴?距離H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強 密封，蓋板用鑄鐵制成，用 M6緊固B油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)， 以便放油，放油孔用螺塞