二級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書

1、課程設(shè)計書2設(shè)計要求2設(shè)計步驟21。 傳動裝置總體設(shè)計方案32。 電動機(jī)的選擇43。 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比54。 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)55。 設(shè)計V帶和帶輪66。 齒輪的設(shè)計87。 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計198。 鍵聯(lián)接設(shè)計269。 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計2710。潤滑密封設(shè)計3011。聯(lián)軸器設(shè)計30設(shè)計小結(jié)31參考資料32一.課程設(shè)計書設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)上的兩級展開式圓柱齒輪減速器。運輸機(jī)連續(xù)單向運,減轉(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）速器小批量生產(chǎn)，使用期限8年（300天/年），兩班制工作，運輸容許速度誤差為5%,車間有三相

2、交流，電壓380/220V表題號參數(shù)、12345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（mm250250250300300二.設(shè)計要求1。減速器裝配圖一張（A1）.2。CA庶制軸、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(jī)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)軸器設(shè)計1。傳動裝置總體設(shè)計方案：1 .

3、組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)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(jī)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)計圖所示選才¥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a3232a12345=0。96X0.98X0.95X0O97X0。96=0。759;a1為V帶的效率，1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，油脂潤滑因是薄壁防護(hù)罩，采用

4、開式效率計算）。2.電動機(jī)的選擇電動機(jī)所需工作功率為：P/=曰/4足=1900X1.3/1000X0。759=3.25kW,執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n=100060v=82.76r/min,D經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24,二級圓柱斜齒輪減I速器傳動比i3=840,iI則總傳動比合理范圍為i口=16160,電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=產(chǎn)xn=（16160）X82。76=1324.1613241.6r/min。綜合考慮電動機(jī)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Y112MH4的三相異步電動機(jī)，額定功率為4。0額定電流8。8A,滿載轉(zhuǎn)速nm1440r/

5、min,同步轉(zhuǎn)速1500r/min.方案電動機(jī) 型號額定 功率 Ped kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速以in電動 機(jī)重 量N經(jīng)專 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1高中112471-L>4外乃1(AC/2+AD)X14HP酒i47京裝尺寸A230的栓孑116.1«1 2件3一寸D9表70方，位尺寸FXXB住KXEGD132515X 345 X315216 X1781236 x8010 X41置的總傳動比和分配傳動比3.確定傳動裝(1)總傳動比由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n貌和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為ia=n"7n=1440/82

6、.76=17.40(2)分配傳動裝置傳動比ia=ioXi式中io,ii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io=2。3,則減速器傳動比為i=ia/io=17。40/2.3=7.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為ii=3。24,則i2=i/ii=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/minnn=ni/i1=626。09/3。24=193.24r/minnw=nn/i2=193.24/2。33=82.93r/minn=nm=82.93r/min(2) 各軸輸入功率R=pdX=3。25X0o96=3。

7、12kWPu=piXr12X3=3.12X0。98X0o95=2.90kWPw=PuX42X3=2。97X0o98X0o95=2。70kWP1V=Pwxn2X44=2。77X0O98X0.97=2.57kW則各軸的輸出功率：R=Rx0.98=3.06kWPn=Pnx0.98=2.84kWPm=Prnx0.98=2.65kW%=%X0。98=2。52kW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=TdXi0X1N-m電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550旦=9550X3.25/1440=21.55N-nm所以：Ti=TdXi0X1=21.55X2.3X0.96=47.58N-mTTiXix1X2=47。58X3。24X

8、0.98X0.95=143。53N-mTw=Xi2x2X3=143.53X2。33X0。98X0.95=311。35NmTn=Tmx3X4=311.35X0。95X0。97=286.91N-m輸出轉(zhuǎn)矩：=TX0O98=46.63N-mTnX0.98=140。66N-mTm=TwX0O98=305。12NmTn=T1VX0O98=281.17N-m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率PKW轉(zhuǎn)矩TNm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸3。2521。5514401軸3.123.0647.5846.63626。092軸2。902。84143。53140。66193.243軸2。702。65311.35

9、305.1282.934軸2.572。52286.91281。1782.935.設(shè)計V帶和帶輪確定計算功率查課本已78表99得：KA1.2PCakAP1.244.8，式中心為工作情況系數(shù)，p為傳遞的額定功率，既電機(jī)的額定功率.選擇帶型號根據(jù)PCa4.8,kA1.3,查課本已2表8-8和P153表8-9選用帶型為A型帶.選取帶輪基準(zhǔn)直徑dd1,dd2查課本P145表83和P153表8-7得小帶輪基準(zhǔn)直徑dd190mm,則大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2i0dd12.390207mm，式中己為帶傳動的滑動率，通常取(1%2%,查課本P153表87后取dd2224mm.驗算帶速vV衛(wèi)場90_7.17m/s35m

10、/s在525m/s范圍內(nèi)，V601000601000帶充分發(fā)揮。確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度上。由于°.父十”小«X念十dQ,所以初步選取中心距a：a。1.5(dd1dd2)1.5(90224)471,初定中心距a。471mm，所以帶長，2(dd2dd)2Ld=2a0(dddd)-1444.76mm.查課本兒2表82選取基準(zhǔn)長2124a0度Ld1400mm得實際中心距LdLdaa0d47144.76/2448.62mm2取a450mm驗算小帶輪包角1i180d2dd .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

11、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)乙二24高速級大齒輪選用 45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS Z 2二i X180162.94，包角合適.a確定v帶根數(shù)z因ddi90mm,帶速v6.79m/s,傳動比i02.3,查課本Pi48表85a或8-5c和8-5b或8-5d,并由內(nèi)插值法得p010.7.p00.17。查課本P142表82得Kl=0.96。查課本P154表88,并由內(nèi)插值法得K=0.96由P154公式8-22得Zpca(P0Po) k kl故選Z=5根帶。4.8(1.07 0.17) 0.96 0.964.20計算預(yù)緊力Fo查課本已4

12、5表8-4可得q0.1kg/m,故：單根普通V帶張緊后的初拉力為Pca2.524.85002.52F0500-ca(1)qv(一1)0.17.17158.80Nzvk57.170.96計算作用在軸上的壓軸力Fpp利用P155公式8-24可得：162.94Fp2zF0sin25158.80sin1570.43Np226.齒輪的設(shè)計(一)高速級齒輪傳動的設(shè)計計算Z1=3.24X24=77.76取Z2=78。齒輪精度按GB/T10095-1998,選擇7級，齒根噴丸強(qiáng)化。2 .初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計dit2KtTi,ZhZe2h確定各參數(shù)的值:試選Kt=10 6查課本P2i5

13、圖 10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.433由課本P2i4 圖 102610.7820.82則0.780.821.6由課本P202公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1=60n1j。=60 X 626。=1。 4425X109h09X1 X(2 X8X300X 8)N2= =4.45 X 108h # (3.25查課本P203 10 19圖得：K為齒數(shù)比，即3。25=4 乙1=00 93 K 2=0.96齒輪的疲勞強(qiáng)度極限取失效卞S率為1%安全系數(shù)S=1,應(yīng)用P202公式1012彳3:HJim-1=0o93X550=511。5MPaH2=KHN屋而2=0.96X450=432MPa許用接觸應(yīng)力h(h

14、1h2)/2(511.5432)/2471.75MPa查課本由P198表106得：Ze=189。8Mpi由P201表10-7得：d=1T=95.5X105XP1/n1=95.5X105X3o19/626。09=4。86X104N。m3。設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d1tdit2KtTiu_1(ZhZe、2dU-一廠h134,21.64.86104.242.433189.8.2=L.()49.53mm11.63.25471.75計算圓周速度d1t»3.1449.53626.09,“，1.62m/s601000601000計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬bb=dd1t=49。53mm計算摸數(shù)

15、mn初選螺旋角二14mnt =d1t cos乙49.53 cos14242.00mm計算齒寬與高之比bh齒高h(yuǎn)=2.25mnt=2。25X2.00=4.50 mmbh=49.534.5=11.01計算縱向重合度=0O318d1tan0.318124tan14=1.903計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA=1根據(jù)v1.62m/s,7級精度，查課本由P192表10-8得動載系數(shù)KV=1007,查課本由P194表10-4得Kh的計算公式：Kh=1.120.18(10.6d2)d2+0。23X103Xb=1。12+0.18(1+0。61)X1+0023X103X49。53=1。42查課本由P195表10-13

16、得：Kf=1.35查課本由P193表103得：Kh=Kf=1。2故載荷系數(shù)：K=K4KKhKh=1X1。07X1.2X1.42=1。82按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d產(chǎn)ditK/Kt=49。53X=51。73mmd1 cos mn =Zi計算模數(shù)mn51.73cos142.09mm244。齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式mn2KTiYcos2dZ2la(YfYsf確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩方=48。6kNm確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取zi=24,za=C1z】=3。24X24=77。76傳動比誤差i=u=z=/z工=78/24=3.25Ai=0。032%<5%

17、,允許 計算當(dāng)量齒數(shù)zH=zi/cos戶=24/cos314=26.27zv=z/cos產(chǎn)=78/cos314=85。43 初選齒寬系數(shù)中廿按對稱布置，由表查得于d=1 初選螺旋角初定螺旋角#=14° 載荷系數(shù)KK=。K，K曰K期=1X1。07X1.2X1。35=1.73 查取齒形系數(shù)位和應(yīng)力校正系數(shù)卡查課本由P197表105得：齒形系數(shù)Y血=2。592Y皿=2。211應(yīng)力校正系數(shù)Y旬=1。596丫.=1.774 重合度系數(shù)Y11端面重合度近似為=1。88-3.2乂1一)cos=1.883。2ZiZ2義(1/24+1/78)Xcos14=1.655%=arctg(tg/cos尸)=a

18、rctg(tg20*/cos14)=20。64690禽二皿殖儂£必弭)=14。07609因為=%/cos同，則重合度系數(shù)為Y=0.25+0。75cos寓/q=0.673 螺旋角系數(shù)軸向重合度牛一疝酊-J=3sin14o=1.825,2.09Y=1=0.78一，YFFS 計算大小齒輪的二F安全系數(shù)由表查得S=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=60nktR=60X271.47X1X8X300X2X8=6.255X10,大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2=N1/u=6。255X10'/3.24=1.9305X10查課本由P204表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度

19、極限小齒輪FF1500MPa大齒輪FF2380MPa查課本由電7表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.86KFN2=0o93取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1o4_ KFN1 FF11 = S0.86 5001.4307.14K FN 2SFF20.93 3801.4252.43YF1FS1F12.592 1.596307.140.01347YF 2 Fs 2F 22.211 1.774252.430.01554大齒輪的數(shù)值大.選用.設(shè)計計算計算模數(shù)321.734.861040.78cos2140.01554mn.2mm1.26mm1241.655對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)以

20、大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1351987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取n=2mm且為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=5K73mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由：z1=51.738s14=25.097取z1=25mn那么z2=3.24X25=81幾何尺寸計算計算中心距a=(z一z22mn=(2581)2=109。25mm2cos2cos14將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角(12)mn(2581)2=arccosarccos-14.0122109.25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,z1mn252d1=51

21、。53mmcoscos14.01,z2mn812d2=-=166.97mmcoscos14.01計算齒輪寬度B=d1151.53mm51.53mm圓整的B250B155(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)Zi=30速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz2=2.33X30=69.9圓整取z2=70.齒輪精度按GB/T10095-1998,選擇7級，齒根噴丸強(qiáng)化。按齒面接觸強(qiáng)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1030選取區(qū)域系數(shù)Zh=2。45試選12°,查課本由P214圖1

22、026查得1=0.832=0。88=0o83+0。88=1.71應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60Xn2XjXLn=60X193。24X1X(2X8X300X8)=4。45X108N2=N14.451081。91X1082.33由課本P203圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0。94KHN2=0。97查課本由P207圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hiim1550MPa取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力K HN 1 H lim 1S0.94 600564 MPaKh2=0.98X550/1=517MPaSh(Hli

23、m1HJjm-2)540。5MPa2查課本由年8表106查材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8Mpl選取齒寬系數(shù)d1T=95.5X105XP2/n2=95.5X105X2.90/193.24=14。33X104Nomd1t2Ktu1(ZhZE)23.'21.614.3310411.713.332.45189.822.33(540.5)65.71 193.2460 10000.665 m/s=65。71mm2。 計算圓周速度dm6010003。 計算齒寬.物d1t cos模數(shù) m田=b=dd1t=1X65。71=65.71mm65.71cos12小2.142mm30齒高h(yuǎn)=2.25Xm1t

24、=2。25X2.142=5.4621mmb=65.71/5.4621=12.03h5。 計算縱向重合度0.318dZ1tan0.31830tan122.0286。 計算載荷系數(shù)KKh=1。12+0。18(1+0.6d2)；+0.23X10按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計3 22KT1Y cos2YfYsm>2F SdZ21 F確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1 )計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩n=143.3kN m(2 )確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 z1=30, z=i Xzi =2.33 X 30= 69.9傳動比誤差 i =u = za/ z 1 = 69.9/30 =2.33Ai =0。032%5%,允許(3)初

25、選齒寬系數(shù)中按對稱布置，由表查得=1Xb=1.12+0。18(1+0.6)+0。23X103X65。71=1。4231使用系數(shù)KA=1同高速齒輪的設(shè)計，查表選取各數(shù)值Kv=1004Kf=1。35Kh=Kf=1.2故載荷系數(shù)K=KAKvKHKh=1X1。04X1。2X1。4231=1.7767。 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑3:72.91mmKKt一公匚-7A11.776d1=d1tv=65o71XJ1.3計算模數(shù)mn電”Z172.91 cos12302.3772mm(4) 初選螺旋角初定螺旋角=12(5)載荷系數(shù)KK=心KvKfmK9=1X1.04X1.2X1.35=1。6848(6)

26、當(dāng)量齒數(shù)z】=zi/cos"戶=30/cos312=32.056zp3=z3cos&#=70/cos312=74。797由課本P197表10-5查得齒形系數(shù)Y曲和應(yīng)力修正系數(shù)YYF12.491,YF22.232YS11.636,YS21.751(7) 螺旋角系數(shù)Y軸向重合度皿都視氣=好抵§舊=2。03丫#=1例12b=0.797一,YfJ(8) 計算大小齒輪的上f查課本由P204圖1020c得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1500MPaFE2380MPa查課本由P202圖1018得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90Kfn2=0.93S=1。4Kfn1 FE1 0.90 5

27、001.4321.43MPaF 2K FN 2 FF 20.93 3801.4252.43MPa計算大小齒輪的YFa-FSaf,并加以比較YFa1 F Sa1f12.491 1.636 0.01268321.43YFa2 F Sa22.232 1.751 0.01548252.43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)21.68481.4331050.797cos2120.01548mn2mm1.5472mm1 301.71對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)以大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取以=3mrfi為了同時滿足接

28、觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=72.91mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).72.91 cos12 0工z產(chǎn)=27.77mn取 z1=30z2=2。33X30=69。9Mz2=70初算主要尺寸計算中心距a=G1z22m.=(3070)2=102.234mm2cos2cos12將中心距圓整為103mm修正螺旋角(12)mn(3070)2=arccosarccos-13.862 2103因值改變不多，故參數(shù)，k,Zh等不必修正分度圓直徑,z1mn302,d1=61。34mmcoscos12,z2mn702,d2=-=143.12mmcoscos12計算齒輪寬度bdd1172.9172.91

29、mm圓整后取B175mmB280mm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/min)(r/min)月J7(r/min)niv(r/min)626.09193.2482。9382。933.各軸輸入功率P弓(kw)%(kw)Qr(kw)Piv(kw)3.122.902.702.574.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T務(wù)(kNm)弓(kNm)(kN'm)Tn(kNnj)47.58143.53311。35286.915.帶輪主要參數(shù)小輪直徑】(mrm大輪直徑的(mrm中心距a(mrm基準(zhǔn)長度4(mrm帶的根數(shù)z90224471140

30、057.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)速轉(zhuǎn)矩T3P3=2.70KW口=82。93r/minT3=311035N.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。21mm而2 311.35rFt4348.16N143.21 10tan n4348.16costan 20ocos13.86o1630.06NFa=Fttan=4348。16X0。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153取Ao112

31、dminAo3P335.763mm:n3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑din,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141,選取Ka1.5TcaKaT31.5311.35467.0275Nm因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機(jī)械設(shè)計手冊22112選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器具公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d140mm,故取din40mm半聯(lián)軸器的長度L112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L184mm.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，I-n軸段右端需要制出一軸肩，故取H一m的直徑dnm47mm;左端

32、用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D50mm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-II的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取hn82mm 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)dnm47mm,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。47

33、7。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dDB50mm80mm16mm,故dmivdw皿50mm;而l皿皿16mmo右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊上查得7010c型軸承定位軸肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此d/v57mm 取安裝齒輪處的軸段dm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L皿72mm.齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高3。5,取dvvi65mm。軸環(huán)寬度b1.4h,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

34、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)軸器右端面間的距離l30mm,故取皿50mm0 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LwTsa(7572)(168163)mm43mm1ivvLsca1miv1vvi(5082016248)mm62mm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(jī)械設(shè)計手冊20-149表20。67.對于7010c型的

35、角接觸球軸承，a=16.7mm因此，做為簡支梁的軸的支承跨距。L9L,114.8mm60.8mm175.6mm23F NH1L3ZFtL360.84348.161506N175.6L2114.8FNH2Ft4348.16-2843NL2L3175.6Fr L3FaDF NV1L2 L3809NFNV 2Fr FNV2 1630 809 821NMH172888.8NmmMV1FNV1L2809114.892873.2NmmMV2FNV2L382160.849916.8NmmM1/M2M21v1728892928732196255NmmM2179951Nmm傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖（主動軸）從動軸的

36、載荷分析圖:根據(jù)_.M12(T3)2=1962552(1311.35)2ca10.82W0.127465前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表151彳#1=60MPaca1此軸合理安全7.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度。.判斷危險截面截面A,n,m，b只受扭矩作用。所以AnmB無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面VI和即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VI的應(yīng)力集中的影響和截面叩的相近，但是截面VI不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)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(qiáng)度校核，截面IV和V顯然更加不必要

37、做強(qiáng)度校核。由第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需膠合截面即左右兩側(cè)需驗證即可.。截面VU左側(cè)。抗彎系數(shù)W=0o1d3=0.1503=12500抗扭系數(shù)Wt=0.2d3=0o2503=25000截面叩的右側(cè)的彎矩M為M60.8 16M1-144609N mm60.8截面IV上的扭矩T3為丁3=311。35Nm截面上的彎曲應(yīng)力11.57MPaM144609bW12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力t=T3_=31135012.45MPaWT25000軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本P355表15-1查得：B 640MPa因匚0.04d 50經(jīng)插入后得275MPaT 1155

38、MPa58501.162.0T=1。31軸性系數(shù)為q0.82q=0。85K=1+q(1)=1.82K=1+q(T-1)=1。26所以0.670.820.92綜合系數(shù)為：K=2.8K=1。62碳鋼的特性系數(shù)0.10.2取0.10.050.1取0.05安全系數(shù)ScaS=_ T3 _ 294930T =Wt2500025。13KaamS113.71katmSS、一.一ScaJS10.5>S=1.5所以它是安全的caS2S2截面IV右側(cè)抗彎系數(shù)W=0。1d3=0.1503=12500抗扭系數(shù)wT=0.2d3=0.2503=25000截面IV左側(cè)的彎矩M為M=133560截面IV上的扭矩T3為T3

39、=295截面上的彎曲應(yīng)力bM鬻010.68截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力11.80K=K12.8K=11.62所以0.670.820.92綜合系數(shù)為：K=2。8K=1。62碳鋼的特性系數(shù)0.050.1取 0.05所以它是安全的0.10.2取0。1安全系數(shù)Sca25.13aamS113。71katmSSSca,10.5>S=1o5S2S28.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)d2=55d3=65查表61?。烘I寬b2=16h2=10L2=36b3=20h3=12L3=50校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查表62得p=110MPa工作長度12L2b236-16=20

40、13L3b350-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K2=0o5h2=5K3=0o5h3=6P2p32T2 103K212d22T3 103K313d32 143.53 10005 20 552 311.35 10006 30 6552.2053.22兩者都合適取鍵標(biāo)記為:鍵2:16X36AGB/T10961979鍵3:20X50AGB/T109619799。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(jī)體采用Hz配合.is61。 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2。 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速

41、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)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)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6.33。 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性。鑄件壁厚為10,圓角半徑為R=3機(jī)體外型簡單，拔模方便。4。 對附件設(shè)計A視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)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，放油孔用螺塞堵住，

42、因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.D通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。E蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G吊鉤：在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚0.025a3810箱蓋壁厚1i0.02a389箱蓋凸緣厚度bib11.5112箱座凸緣厚度bb1.515箱座底凸緣厚度b2b22.525地腳螺釘直徑dfdf0.036a12M24地腳螺釘數(shù)目n查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑did10.72dfM12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=（0.50。6）dfM10軸承端蓋螺釘直d3d3=（0.40。5）df10徑視孔蓋螺釘直徑d4d4=（0o30O4）df8定位銷直徑dd=（0o70.8）d28df,di,d2至外Ci查機(jī)械