機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計(二級-斜齒圓柱齒輪-減速器)品

1、一 課程設(shè)計書2二 設(shè)計要求2三 設(shè)計步驟21. 傳動裝置總體設(shè)計方案32. 電動機的選擇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,運輸容許

2、速度誤差為5%,車間有三相交流，電壓380/220V表、題號參數(shù)12345運輸帶工作拉力(kN)1.91.8運輸帶工作速度(m/s)1.01.4卷筒直徑(mm)250250250300300二. 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)

3、軸器設(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：58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）。傳動裝置的總效率耳a=nn3n2nn12345=0.96Xo.983X0.952X0.97X0.96=0.759；耳為V帶的效率,耳為第一對軸承的效率，11耳為第二對軸承的效率，耳為第三對軸承的效率，34耳為每對齒輪嚙合傳

4、動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.5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：=Pv/n=1900X1.3/1000X0.759=3.25kW,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n=1000x60v=82.76r/min，兀D經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i；=24,二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i；=840，則總傳動比合理范圍為id=16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為m=i；Xn=（16160）X82.76=1324.1613241.6r/min。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Y112M4的三相異步電動機，額定

5、功率為4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速n二1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。my7T7F:F:電動機型號M-4132額定功率Pedkw電動機轉(zhuǎn)速/min同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速4外型50雨LX(AC/2+AD)XHD515X345X315電動機重量N4底0腳7安裝尺寸AXB216X178參考價格元傳動裝置的傳動比總傳|V帶動比傳動栓孔直尺寸減®器徑KDXEFXGD1236X8010X413.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機滿載轉(zhuǎn)速z和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為i=»/n=1440/82.76=17.40a(2) 分配傳動

6、裝置傳動比i=iXia0式中i,i分別為帶傳動和減速器的傳動比。01為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i=2.3，則減速器傳動0比為i=i/i=17.40/2.3=7.57a0根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i=3.24，貝Ui=i/i=2.331214. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速n=n/i=1440/2.3=626.09r/minm0n=n/i=626.09/3.24=193.24r/minniin=n/i=193.24/2.33=82.93r/min皿n2n=n=82.93r/minwm（2）各軸輸入功率P=pXq=3.25X0.96=3.12kWI"d1P=

7、pXnXn=3.12X0.98X0.95=2.90kWn"I213p=pXnXq=2.97X0.98X0.95=2.70kWmn23p=pXnXn=2.77X0.98X0.97=2.57kWwm24則各軸的輸出功率：P-=pX0.98=3.06kWIiP=pX0.98=2.84kWnnp-=pX0.98=2.65kWmmp-=pX0.98=2.52kWww（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩T=TXiXqNm1d01電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩t=9550p=9550X3.25/1440=21.55Ndnm所以：t=TXiXq=21.55X2.3X0.96=47.58NmId01T=tXiXqXq=47.58X

8、3.24X0.98X0.95=143.53Nmni112T=tXiXqXq=143.53X2.33X0.98X0.95=311.35Nmmn223T=tXqXq=311.35X0.95X0.97=286.91Nmwm34輸出轉(zhuǎn)矩：t-=TX0.98=46.63NmiiT-=tX0.98=140.66NmnnT-=tX0.98=305.12NmmmT-=tX0.98=281.17Nmww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軸13.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.84143.53140.661

9、93.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.935.設(shè)計V帶和帶輪確定計算功率查課本P表9-9得：K=1.2178AP=kXP=1.2x4=4.8，式中匕為工作情況系數(shù)，p為傳遞的額定功caA率,既電機的額定功率.選擇帶型號根據(jù)P=4.8，k=1.3，查課本P表8-8和p表8-9選用帶型為AcaA152153型帶.選取帶輪基準直徑d,dd1d2查課本P表8-3和P表8-7得小帶輪基準直徑d=90mm，則大145153d1帶輪基準直徑d=iXd=2.3X90=207mm，式中E為帶傳動的滑動率，d20d1通常取(1%2%)，查

10、課本P表8-7后取d=224mm。153d2驗算帶速vV=dd1"m=nx90x1400=7.17m/s<35m/s在525m/s范圍60x100060x1000內(nèi)，V帶充分發(fā)揮。確定中心距a和帶的基準長度6由于0.7(僉+僉上血乞曲+僉)，所以初步選取中心距a:a=1.5(d+d)=1.5(90+224)=471，初定中心距a=471mm，所以帶長,0d1d20L=2a+1(d+d)+(2"J=1444.76mm查課本P表8-2選取基準d02did24a1420長度L二1400mm得實際中心距dLLa=a+d=47144.76/2=448.62mm02取a=450m

11、m驗算小帶輪包角a1a=180。dd2dd1x180=162.94。，包角合適。1a兀確定v帶根數(shù)z因d=90mm'帶速v=6.79m/s'傳動比i=2.3,d10查課本p表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由內(nèi)插值法得148p=10.7.Ap=0.1700查課本p表8-2得k=0.96.142L查課本p表8-8,并由內(nèi)插值法得k=0.96154d由P公式8-22得4.8154Z=ca=4.20(p+Ap)xkk(1.07+0.17)x0.96x0.9600al故選Z=5根帶。計算預(yù)緊力F0查課本P表8-4可得q=0.1kg/m，故：145單根普通V帶張緊后的初拉力為F

12、=500xJ(蘭1)+qv2=4.8X500(竺1)+0.1x7.172=158.80N0zvk5x7.170.96a計算作用在軸上的壓軸力FP利用p公式8-24可得：155a162.94F=2zxFsin1=2x5x158.80xsin=1570.43Np022&齒輪的設(shè)計(一)高速級齒輪傳動的設(shè)計計算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)z=241高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ二iXZ=3.24X2

13、4=77.76取Z=78.212 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。,3：2KTu土1d>iX1t©£人da確定各參數(shù)的值：試選K=1.6t查課本p圖10-30215由課本p圖10-262142.初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計X(HE)2uQZ=2.433H二0.82選取區(qū)域系數(shù)H£U2£=0.78al貝U£二0.78+0.82二1.6a 由課本P公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)202N=60njL=60X626.09X1X(2X8X300X8)11h=1.4425X109hN=4.45X108h#(

14、3.25為齒數(shù)比，即3.25=紅)2Z 查課本p10-19圖得：K=0.93K=0.96203HN1HN2 齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)s=l,應(yīng)用P公式10-12得:202MPab=KHNfHliml=0.93X550=511.5H1SMPab=Khn2Hlim2=0.96X450=432H2S許用接觸應(yīng)力b=(b+b)/2=(511.5+432)/2=471.75MPaHH1H2 查課本由p表10-6得：z=189.8MP198Ea由p表10-7得：o=1201dT=95.5X105Xp/n=95.5X105X3.19/626.0911=4.86X104N.m3. 設(shè)計計算

15、 小齒輪的分度圓直徑d1t3>-112x1.6x4.86x1044.242.433x189.8、xx()2=49.53mm3.25471.751x1.6計算圓周速度u兀dnU=160x1000 計算齒寬b和模數(shù)mnt3.14x49.53x626.09=1.62m/s60x1000計算齒寬bb=oxd=49.53mmd1t計算摸數(shù)mn初選螺旋角p=14。dcosp49.53xcos14m=j=2.00mmntZ1 計算齒寬與高之比bh齒高h=2.25m=2.25X2.00=4.50mmnt24bh=49%.5=ii.°i 計算縱向重合度s=0.318ztan0二0.318x1x2

16、4xtan14=1.903pd1 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)K=1A根據(jù)v二1.62m/s,7級精度，查課本由P表10-8得192動載系數(shù)K=1.07,V查課本由p表10-4得K的計算公式：194 H0K=1.12+0.18(1+0®2)x®2+0.23X10_3XbH0dd=1.12+0.18(1+0.6x1)X1+0.23X10一3X49.53=1.42查課本由p表10-13得：K=1.35195 F0查課本由p表10-3得：K=k=1.2193HaFa故載荷系數(shù)：K=KtlKvKK=1X1.07X1.2X1.42=1.82HaH0 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=

17、d3JK/Kt=49.53X3丄82=51.73mm11t'1.6 計算模數(shù)mn=dcosp51.73xcos14m=t=2.09mmnZ2414. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式>32KTYcos2pYYm乍L-0(FdSd)n®Z2SQ'd1aF(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩爲=48.6kNm確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取zi=24,Z2=詁zi=3.24X24=77.76傳動比誤差i=u=Z2/zi=78/24=3.25Ai=0.032%蘭5%，允許 計算當量齒數(shù)zvi=z/coSQ=24/cos314°=26.27zv2=

18、z/coSQ=78/cos314°=85.43 初選齒寬系數(shù)九按對稱布置，由表查得為=1 初選螺旋角初定螺旋角0=14口 載荷系數(shù)KK=K衛(wèi)K#K耶=1X1.07X1.2X1.35=1.73 查取齒形系數(shù)Y融和應(yīng)力校正系數(shù)Y壺查課本由p表10-5得：197齒形系數(shù)Y脳=2.592Y斑=2.211應(yīng)力校正系數(shù)Y泅=1.596Y沁=1.774 重合度系數(shù)Y端面重合度近似為6=1.88-3.2X(丄+丄)cos0=1.88ZZ123.2X(1/24+1/78)Xcos14°=1.655斶=arctg(tg/cosQ)=arctg(tg20-/cos14°)=20.646

19、90"燉=gfecos礙)=14.07609°因為疇=耳/cos'燉，則重合度系數(shù)為Y=0.25+0.75cos'燉/%=0.673 螺旋角系數(shù)Y蘆軸向重合度»=加血戲=4953xsinl4。=1.825,兀x2.09Y=10門20"=0.78計算大小齒輪的；bF13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用=60X271.47X1X8X300X2X8=6.255X10*大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2=N1/u=6.255X1/3.24=1.9305X10s查課本由p表10-20c得到

20、彎曲疲勞強度極204限小齒輪b二500MP大齒輪b二380MPFF1aFF2a查課本由p表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)：197K=0.86K=0.93FN1FN2取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4b=Kfn1bFF1=°86x500=307.14F1S1.4b=Kfn2bFF2=093X380=252.43F2S1.4bF1YFF丄二2592%1596二0.01347占二0.01554307.14o7abF2大齒輪的數(shù)值大.選用.設(shè)計計算計算模數(shù)3：2X1.73X4.86x104x0.78xcos214x0.01554m>mm=1.26mmn1x242x1.655對比計算結(jié)果，由齒面

21、接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎n曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取m=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n度圓直徑d=51.73mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由：151.73xcos14°m=25.097取z=251214n那么z=3.24X25=81 幾何尺寸計算計算中心距a二（Z1+z2）mn=（25+81）2=109.25mm2cosB2xcos14°將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角B二arccos（J"2）m“=arccos（25+81）x2=14.0122x109.2

22、5因p值改變不多,故參數(shù)8,k,Z等不必修正.aBh計算大小齒輪的分度圓直徑d=25x2=51.53mm1cosPcos14.01d=Hn二81x2=166.97mm2cosPcos14.01計算齒輪寬度B=d=1x51.53mm=51.53mm1圓整的B二502B二551（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)z=301速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz=2.332X30=69.9圓整取z=70.2齒輪精度按GB/T100951998，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

23、試選K=1.6t 查課本由p圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45215H 試選12o，查課本由p圖10-26查得2148=0.838=0.888=0.83+0.88=1.71a1aa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60XnXjXL=60X193.24X1X(2X8X300X8)1 2n=4.45X108N=N_4.45x108_1.91X1082 i2.33由課本P圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)203K=0.94K=0.97HN1HN2查課本由p圖10-21d207按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限b_600MPa,Hlim1大齒輪的接觸疲勞強度極限b_550MPaHlim1取失效概率為1%,安全系數(shù)s

24、=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力=Kb0.94x600b=HN1_Hlim1_564MPaH1S1b=KHN2Hlim2.=0.98X550/1=517MPaHT1x1.71Sb_Hlim1+_Hlim22_540.5MPah2查課本由p表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP198Ea選取齒寬系數(shù)0_1dT=95.5X105Xp/n=95.5X105X2.90/193.2422=14.33X104N.m193>-11TK'2_;2x1.6x14.33x104X空X嚴X喚)22.33540.5=65.71mm2.3.4.計算圓周速度計算齒寬兀dnU_1t-260x1000兀x65

25、.71x193.2460x1000_0.665m/sb=©d=1X65.71=65.71mmd1t模數(shù)齒高dcos065.71xcosl2m=j_2.142mmntZ301h=2.25Xm=2.25X2.142=5.4621mmntbh=65.71/5.4621=12.035. 計算縱向重合度8=0.318©ztanp=0.318x30xtan12=2.028卩d16. 計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6©2)©2+0.23X10仝Xb=1.12+0.18(1+0.6)+0.23X10一3X65.71=1.4231使用系數(shù)K=1A同高速齒輪

26、的設(shè)計，查表選取各數(shù)值K=1.04K=1.35K=K=1.2vfPHaFa故載荷系數(shù)K=kkkk=1X1.04X1.2X1.4231=1.776AvHdHP7. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑=72.91mmd=d3、亍=65.71X3:'177611t'1.3計算模數(shù)m=d1皿P=汕91XC0S12=2.3772mmnz3013.按齒根彎曲強度設(shè)計m>3：2KTYcos2pYYXFdSd©ZGd1af確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1)(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩爲=143.3kNm確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取zi=30,Z2=iXzi=2.33X30=69.9傳動比

27、誤差i=u=z2/zi=69.9/30=2.33Ai=0.032%蘭5%，允許初選齒寬系數(shù)兎按對稱布置，由表查得九=1（4）初選螺旋角初定螺旋角p=12"（5）載荷系數(shù)KK=K衛(wèi)©K耶=1X1.04X1.2X1.35=1.6848(6) 當量齒數(shù)zvi=zi/cosQ=30/cos312°=32.056zv2=z2/cos0=70/cos312°=74.797由課本p表10-5查得齒形系數(shù)Y塊和應(yīng)力修正系數(shù)Y%197Y二2.491,Y二2.232Y二1.636,Y二1.751Fa1Fa2Sa1Sa2(7) 螺旋角系數(shù)Y軸向重合度=加血戲淚=如肉戲汀=2.

28、03Y=1»0門2=0.797(8) 計算大小齒輪的H0F查課本由p圖10-20C得齒輪彎曲疲勞強度極限204q二500MPq二380MPFE1aFE2a查課本由p圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)202K=0.90K=0.93S=1.4FN1FN2KqFN1FE10.90x50014=321.43MP_Kq=FN2_FF22S0.93x38014=252.43MPFYFFa1Sa1QF1=2"491x1'636=0.01268321.43計算大小齒輪的工,并加以比較QYFFa2Sa2QF2二送護二°01548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)

29、;2x1.6848x1.433x105x0.797xcos212x0.01548i11x302x1.71mm=1.5472mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒n根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞n強度算得的分度圓直徑d=72.91mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).1z=72.91XC°S12。=27.77取z=301 m1nz=2.33X30=69.9取z=702 2 初算主要尺寸計算中心距a=（Z1+z2）mn=（3°+7°）X2=102.234mm2cos

30、B2xcos12°將中心距圓整為103mm修正螺旋角卩=arccos寶嚴一arccos竺叱=13.862x10344因B值改變不多,故參數(shù)e,k,Z等不必修正aBh分度圓直徑=z嚴30x2=61341n=mm1cosBcos12zmcosB70x2=143.12cos12mm計算齒輪寬度bd=1x72.91=72.91mmd1圓整后取B=75mmB=80mm12亠1.6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3巧(r/min)nIV2. 各軸轉(zhuǎn)速nr(r/min)芒刃"應(yīng)n”(r/min)(r/min)(r/min)6

31、26.09193.2482.9382.933.各軸輸入功率P號(kw)巴(kw)F止(kw)P(kw)3.122.902.702.574.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T寫(kNm)(kNm)(kNm)Tw(kNm)47.58143.53311.35286.915.帶輪主要參數(shù)小輪直徑叭(mm)大輪直徑(mm)中心距a(mm)基準長度5(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(1).求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n，轉(zhuǎn)矩T3333P=2.70KWn=82.93r/min3 3T=311.35N.m3.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d=143.21mm2F

32、=2T2x311.35F=3二=4348.16Ntd143.21x10-32F=F_tann二4348.16Xtan20二1630.06Nrtcospcos13.86oF=Ftanp=4348.16X0.246734=1072.84Nat圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示：tra.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P表15-3取A二112361od=A3：乂=35.763mmmino3n3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d,為了使所選的軸與I-II聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本P表14-1，選取K=1.5

33、343aT=KT=1.5x311.35=467.0275Nmcaa3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d=40mm,故取d=40mm半聯(lián)軸器的長度L=112mm半聯(lián)軸器1i-ii與軸配合的轂孔長度為L=84mm1.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，1-11軸段右端需要制出一軸肩，故取II-III的直徑d=47mm；左端用軸端擋圈定位，按II-III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-

34、II的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取l=82mmI-II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)d=47mm,由軸承產(chǎn)II-III品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.2.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dxDxB二50mmx80mmx16mm，故d=d=50mm；而l=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二3.5mm,因此d二57mm, 取安裝齒輪處的軸段d二58mm；齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的

35、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?。褐贫?2mm齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高3.5,取d二65mm軸環(huán)寬度b>1.4h,取b=8mm.V-VI 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)軸器右端面間的距離l二30mm，故取l二50mm 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/=T+s+a+(7

36、572)=(16+8+16+3)mm=43mm切-訓(xùn)l=L+s+c+allIV-VIII-IVVV=(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型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此，做為簡支梁的軸的支承跨距.L+L=114.8mm+60.8mm=1756mm23F=L3F=4348.16X=1506NNH1L+Lt175.623L1148F=2F=4348.16x=2843NNH2L+Lt175.623FDFL+aF=NV

37、1-3亠=809NL+L23F=F-F=1630-809=821NNV2rNV2M=172888.8N-mmHM=FL=809x114.8=92873.2NmmV1NV12M=FL=821x60.8=49916.8NmmV2NV23M=JM2+M2=<1728892+928732=196255Nmm11HV1M=179951Nmm傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:LLEIE丁§VVIK也eii斗心，C（從動軸）（中間軸）從動軸的載荷分析圖:b)6.根據(jù)按彎曲扭轉(zhuǎn)合FnheMhM2+(3T)2_13WF；滬Fa前已選軸材料為45鋼c查表15-1得b-60cacad7-(1).1962552+

38、(1x311.35)20.1x27465調(diào)質(zhì)處理。VI-1b此軸-1合理安全ttET精確校核軸的判斷危險截面疲勞強度.截面A,II,III,B只受扭矩作廠二理二FaD/2£。所以AFaF1IV2TnTrrrr-校核.從應(yīng)力集引起的應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面可和4處過盈配合,截面C上的應(yīng)力最大.截面可的應(yīng)力集中的影響和截面聊的相近,但是截面可不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大中最嚴重，從受載來看做強度校核截面C上也較大，故不必,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章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中

39、較系數(shù)比過盈配合的小,因而，該軸只需膠合截面訓(xùn)左右兩側(cè)需驗證即可.截面訓(xùn)左側(cè)?？箯澫禂?shù)W=0.1d3=0.1X503=12500抗扭系數(shù)w=0.2d3=0.2x503=25000T截面訓(xùn)的右側(cè)的彎矩M為M=MX60.816=144609N-mm160.8截面W上的扭矩T為T=311.35N-m33截面上的彎曲應(yīng)力b=M=144609=11.57MPabW12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T311350b=12.45MPaTW25000軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本P表15-1查得：355b二640MPBa因亠20=0.04d50經(jīng)插入后得b=275MPa-1T二155MP1a58=1.16d50=

40、1.31b二2.0d軸性系數(shù)為q=0.82bK=1+q(bbbK=1+qTT所以£=0.67bB二0.92b綜合系數(shù)為：q=0.85T1)=1.82a(b-1)=1.26£二0.82TK=2.8bK=1.62T碳鋼的特性系數(shù)取0.1甲二0.10.2b甲二0.050.1取0.05T安全系數(shù)ScaS=二=25.13bKoaamSI=13.71Tko+QTTatmS?oI_13.71Tko+QTTatmSSoST_10.5$s=1.5所以它是安全的ca、S2+S2TT=10.5$s=1.5所以它是安全的Ca/S2+S2中oT截面w右側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1d3=0.1X503=125

41、00抗扭系數(shù)w=0.2d3=0.2x503=25000T截面W左側(cè)的彎矩M為M=133560截面W上的扭矩T為3截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T=2949304=_11.80W25000TK=5+-L-1_1.62T8PTT所以8_0.67O綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62oT碳鋼的特性系數(shù)甲_0.10.2<5安全系數(shù)Sca取0.1T=2953_M_b_W_=K&8o躁=10.681+-1_2.8PO8_0.82P_P_0.92ToT甲_0.050.1取0.05TS=L25.13oKo+申ooaam8. 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

42、精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù)d=55d=65h=10l=3622h=12l=503323查表6-1?。烘I寬b=162b=203 校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得a=110MPpa工作長度l=L-b=36-16=20222l=l-b二50-20=30333 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=522K=0.5h=633由式（6T）得：VapVap2Tx1032x143.53x1000a二一2=52.20p2Kld5x20x552222Tx1032x311.35x1000a=3=53.22p3Kid6x30x65333兩者都合適取鍵標記為:鍵2：16X36AGB/T1096T979鍵3：20X50AGB/

43、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H7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)接统氐酌娴木嚯xH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6.33. 機體結(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蓋頂部開有窺視孔，能看到傳

44、動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，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，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C油標：油標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，以防油進入油尺座孔而溢出.D通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺

45、紋長度要大于機蓋聯(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：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(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.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下:名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚b二0.025a+3>810箱蓋壁厚C1b=0.02a+3>8i9箱蓋凸緣厚度bib=1.5bii12箱座凸緣厚度bb二1.5b15箱座底凸緣厚度b2b=2.5b225地腳螺釘直徑dfd=0.036a+12fM24地腳螺釘數(shù)目n查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑did=0.72d1fM12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2d=（0.50.6）d2fM10軸承端蓋螺釘直徑d3d=（0.40.5）d3f10視孔蓋螺釘直徑d4