二級同軸式減速器設計說明書：

1、-1 傳動裝置總體設計方案1.1 傳動裝置的組成和特點組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。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。1.2 傳動方案的擬定選擇V帶傳動和二級同軸式圓柱斜齒輪減速器?？紤]到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖1.1所示。圖1.1 傳動裝置總體設計圖 工作機所需功率Pwkw5.71030.75/10000.964.453 kw式中，F(xiàn)w為工作機的阻力，N；w為工作機的線速度，m/s；為帶式工作機的效率。 電動機至工作機的總效率320.960.9830.9820.990.859為V帶的效率,為

2、第一、二、三三對軸承的效率，為每對齒輪齒輪為7級精度，油潤滑，因是薄壁防護罩,采用開式效率計算嚙合傳動的效率，為聯(lián)軸器的效率。2 電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/4.453/0.8595.184 kw , 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為33.33 r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理圍，V帶傳動的傳動比24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比35，則925，則總傳動比合理圍為18100，電動機轉(zhuǎn)速的可選圍為：1810033.33599.943333.3 r/min按電動機的額定功率P，要滿足PP以及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Y132M26的三相異步電動

3、機，額定功率P為5.5 kw，額定電流8.8 A，滿載轉(zhuǎn)速960 r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。ab圖2.1 電動機的安裝及外形尺寸示意圖表2.1 電動機的技術(shù)參數(shù)方案電動機型號額定功率P/kw額定轉(zhuǎn)速r/min同步轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/Kg價格/元1Y132M2-65.596010002.02.084230表2.2 電動機的安裝技術(shù)參數(shù)中心高/mm 外型尺寸/mm LAC/2+ADHD 底腳安裝 尺寸AB地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸DE 裝鍵部位 尺寸FGD132515 345 315216 1781238 8010 433確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3

4、.1 總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置總傳動比為：/960/33.3328.803.2 分配傳動裝置的傳動比式中、分別為帶傳動和減速器的傳動比。對于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動比按下式分配：式中為高速級圓柱齒輪的傳動比，為低速級圓柱齒輪的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.3，則減速器傳動比為：3.544 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4.1 各軸轉(zhuǎn)速高速軸的轉(zhuǎn)速 960/2.3417.39 r/min中間軸的轉(zhuǎn)速 417.39/3.54117.91 r/min低速軸的轉(zhuǎn)速 /117.91/3.5433.30 r/min 滾筒軸的轉(zhuǎn)速 =33.30 r/m

5、in4.2 各軸輸入、輸出功率 各軸的輸入功率Pkw 高速軸的輸入功率 P5.50.965.28 kW 中間軸的輸入功率 25.280.980.985.12 kW 低速軸的輸入功率 25.280.980.984.92 kW滾筒軸的輸入功率 24=4.920.980.994.77 kW 各軸的輸出功率Pkw高速軸的輸出功率 0.985.17 kW中間軸的輸出功率 0.985.02 kW低速軸的輸出功率 0.994.87 kW滾筒軸的輸出功率 0.964.67 kW4.3 各軸輸入、輸出轉(zhuǎn)矩各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 Nm轉(zhuǎn)矩公式：9550P/Nm電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 955095505.5/960254.71

6、 Nm高速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 955095505.28/417.39120.81 Nm中間軸的輸入轉(zhuǎn)矩 955095505.12/117.91414.69 Nm低速軸的輸入轉(zhuǎn)矩 955095504.92/33.301410.99 Nm 滾筒軸的輸入轉(zhuǎn)矩 955095504.77/33.301367.97 Nm各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 高速軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0.98118.39 Nm中間軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0.98406.40 Nm低速軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0.991396.88 Nm滾筒軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0.961313.25 Nm 軸 參數(shù) 電機軸 軸 軸 軸滾筒軸功率P/KW5.55.285.124.924.77轉(zhuǎn)矩T/Nm5

7、4.71120.81414.691410.991369.97轉(zhuǎn)速n/r/min960417.39117.9133.3033.30傳動比i2.33.543.54效率0.960.97020.97600.9702表2.3傳動和動力參數(shù)結(jié)果5 設計帶和帶輪5.1 確定計算功率查機械設計課本表8-7選取工作情況系數(shù)：1.21.25.56.6 kw 式中為工作情況系數(shù)，為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.5.2 選擇V帶的帶型根據(jù)6.6 kw，1.2 ,查課本圖8-11選用帶型為A型帶。5.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速 初選小帶輪的基準直徑查課本表8-6和表8-8得小帶輪基準直徑100 mm。 驗算帶速

8、5.024 m/s 因為5 m/s30 m/s ，故帶速適宜。 計算大帶輪的的基準直徑大帶輪基準直徑2.3100230 mm ，式中為帶傳動的傳動比，根據(jù)課本表8-8，圓整為250 mm 。5.4 確定V帶的中心距和帶的基準長度由于0.72，所以初選帶傳動的中心距為：1.5525 mm 所以帶長為：=1610.49 mm 查課本表8-2選取v帶基準長度1600 mm，傳動的實際中心距近似為：+519.76 mm圓整為520 mm，中心距的變動圍為：-0.015496 mm+0.03568 mm故中心距的變化圍為496568 mm 。5.5 驗算小帶輪上的包角163.47o90o，包角適宜。5.

9、6計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率 Pr (kw)因100 mm，帶速v5.024 m/s，傳動比,則查課本、表8-4a、表8-4b,并由插值法得單根普通V帶的根本額定功率0.95 kw，額定功率增量0.11 kw 。查課本表8-2得帶長修正系數(shù)0.96 。查課本表8-5,并由插值法得小帶輪包角修正系數(shù)0.96 ，于是(0.95+0.11)0.960.991.007 kw 計算V帶的根數(shù)Z由公式8-26得6.55故取7根。5.7計算單根V帶的初拉力的最小值查課本表8-3可得V帶單位長度的質(zhì)量 0.10 kg/m,故:單根普通帶緊后的初拉力為155.17 N5.8計算壓軸力壓軸力的最小值為:

10、22122.07 N表5.1 V帶的設計參數(shù)總匯帶型基準直徑/mm帶速V/m/s基準長度/mm包角V帶根數(shù)Z最小壓軸力/NA1002505.0241610.49163.47o72122.075.9 V帶輪的設計 帶輪的材料。由于減速器的轉(zhuǎn)速不是很高，應選用HT150型。 帶輪的構(gòu)造形式V帶由輪緣、輪輻、和輪轂組成。根據(jù)V帶根數(shù)Z7，小帶輪基準直徑100 mm，大帶輪基準直徑250 mm。故由課本圖8-14小帶輪選擇腹板式。大帶輪選擇孔板式。 V帶輪的輪槽V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號相對應，見課本表8-10。V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作外表的夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與帶

11、輪的輪槽工作面嚴密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40o。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應超出帶輪外圈，也不應與輪槽底部接觸。具體參數(shù)見表5.2。.9.4 V帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的外表缺陷進展修補；由于帶輪的轉(zhuǎn)速低于極限轉(zhuǎn)速，故要做動平衡。表5.2 輪槽的截面尺寸槽型Bd/mm/mm/mmeFmin/mmA11.0 2.758.7150.3938o6 齒輪的設計因減速器為同軸式，低速級齒輪比高速級齒輪的強度要求高，所以應優(yōu)先校準低速級齒輪。6.1低速級齒輪

12、傳動的設計計算選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角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 運輸機為一般工作機器，速度不高，應選用7級精度GB1009588)。2 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS。3 選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i2243.5484.96，取Z285。4 初選螺旋角14o。按齒面接觸強度設計由機械設計課本設計計算公式10-21進展計算，即1確定公式的各計算數(shù)值 試選=1.6。 小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩為 T414.69103 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)1。

13、 查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8 由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為Hlim2550 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)。60nj 60117.91128300155.091081.44108由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95。查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。 由課本P215圖10-26查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度0.77 ，0.855。則+1.625。 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,應用公式10-

14、12得:=0.96005400.95550522.5則許用接觸應力為：531.25 2設計計算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得84.555 mm計算圓周速度。0.522m/s計算齒寬b和模數(shù)。計算齒寬b b84.555 mm計算摸數(shù)m=3.42 mm計算齒寬與高之比。 齒高 h2.25 2.253.427.695 10.99計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數(shù)K。使用系數(shù)=1，根據(jù)0.522 m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)K0.95；由課本表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K1.423；由10.99，K1.423查圖10-13得

15、K1.35；由課本表10-3 得: K1.4。故載荷系數(shù)K KK K10.951.41.4231.893按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd84.55589.430 計算模數(shù)3.62 mm按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式1確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)。K K K10.71.41.351.323 根據(jù)縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.88小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩414.69 kNm。確定齒數(shù)z。因為是硬齒面，故取Z124，Z2i21Z13.542484.96，取Z285。傳動比誤差 iuZ2/Z185/243.54，i0.0175，允許。計算當量齒數(shù)。26.279

16、3.05查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)。查課本表10-5得齒形系數(shù)2.592；2.211 應力校正系數(shù)1.596；1.774查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.88；K0.90。 取彎曲疲勞平安系數(shù) S=1.4 計算接觸疲勞許用應力。314.29 MPa244.29 MPa計算大小齒輪的 并加以比擬。0.013 160.017 49大齒輪的數(shù)值大，應選用。（2） 設計計算2.56 mm比照計算結(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m3

17、 mm，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d89.430來計算應有的齒數(shù).于是由:z28.9 取z29則zuz13.5429102 幾何尺寸計算1計算中心距 a202.516 將中心距圓整為203。2按圓整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。3計算大、小齒輪的分度圓直徑d89.879 d316.125 4計算齒輪寬度B189.87989.879 mm圓整后取90 mm；95 mm。（5） 修正齒輪圓周速度0.555m/s6.2 高速級齒輪傳動的設計計算選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小

18、齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。1 運輸機為一般工作機器，速度不高，應選用7級精度GB1009588)。2 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS。3 考慮到此設計減速器為同軸式，故仍選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i2243.5484.96，取Z285。4 初選螺旋角仍為14o。按齒面接觸強度設計由機械設計課本設計計算公式10-21進展計算，即1確定公式的各計算數(shù)值 試選=1.6。 小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩為 T120.81103 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)0.8。 查課本P201表10-6得材料的彈性影響系數(shù)Z

19、E189.8 由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為Hlim2550 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)。60nj 60417.39128300151.8031095.093108由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95。查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。 由課本P215圖10-26查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度0.77 ，0.855。則+1.625 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,應用公式10-12得:=0.96005400.9555052

20、2.5則許用接觸應力為：531.25 2設計計算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得66.049 mm計算圓周速度。1.443m/s計算齒寬b和模數(shù)。計算齒寬b b52.839 mm計算摸數(shù)m=2.67 mm計算齒寬與高之比。 齒高 h2.252.252.676.008 10.99計算縱向重合度0.3181.522計算載荷系數(shù)K。使用系數(shù)=1，根據(jù)1.443 m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)K1.07；由課本表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K1.423；由10.99，K1.423查圖10-13得 K1.35；由課本表10-3 得: K1.4。故載荷

21、系數(shù)K KK K11.071.41.4232.13按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd66.04972.658 計算模數(shù)2.94 mm 按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式1確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)。K K K11.071.41.352.02 根據(jù)縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.88小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩120.81 kNm。確定齒數(shù)z。因為是硬齒面，故取Z124，Z2i21Z13.542484.96，取Z285。傳動比誤差 iuZ2/Z185/243.54，i0.0175，允許。計算當量齒數(shù)。26.2793.05查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)。查課本表10-5

22、得齒形系數(shù)2.592；2.193 應力校正系數(shù)1.596；1.783查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.85；K0.88。 取彎曲疲勞平安系數(shù) S=1.4 計算接觸疲勞許用應力。303.57 MPa238.86 MPa計算大小齒輪的 并加以比擬。0.013 160.016 40大齒輪的數(shù)值大，應選用。（3） 設計計算2.16 mm比照計算結(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m2.5 mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲

23、勞強度算得的分度圓直徑d66.049來計算應有的齒數(shù).于是由:z25.63 取z26則zuz13.542692.04，取 z292。 幾何尺寸計算1算中心距 a141.906 將中心距圓整為141。為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強度，故按低速級圓柱齒輪的中心距計算。即a203 mm。并調(diào)整小齒輪齒數(shù)Z135，則Z2ui3.5435123.9，圓整為124。2按要求設計的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角arccosarccos3計算大、小齒輪的分度圓直徑d89.370 d316.628 4計算齒輪寬度B0.889.37071.496 mm圓整后取 B275 mm；B1

24、80 mm。5修正齒輪的圓周速度1.952m/s表6.1 各齒輪的設計參數(shù) 齒輪參數(shù)高速級齒輪1中間軸齒輪2中間軸齒輪3低速級齒輪4材料40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS45鋼調(diào)質(zhì) 硬度為240HBS40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS45鋼調(diào)質(zhì)硬度為240HBS齒數(shù)3512429102螺旋角模數(shù)2.53齒寬/mm80759590中心距/mm203齒輪圓周速/m/s1.9520.555修正傳動比3.546.3 齒輪的構(gòu)造設計高速軸齒輪1做成實心式如圖6.1b，中間軸齒輪3做成齒輪軸，中間軸齒輪2和低速軸齒輪4兩個大齒輪使用腹板式構(gòu)造如圖6.1a圖6.1 齒輪構(gòu)造設計示意圖7 傳動軸和傳動軸承的設計7

25、.1 低速軸、傳動軸承以及聯(lián)軸器的設計 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P4.92 KW 33.30 r/min 1410.99 Nm 求作用在齒輪上的力因低速級大齒輪的分度圓直徑為316.125而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。圖7.1 軸的載荷分布圖 初步確定軸的最小直徑1先按課本式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，取，于是得11261.322聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑圖7.2。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需

26、同時選取聯(lián)軸器的型號。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，則：1.31410.991091834.287 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查?機械設計手冊?表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器GB/T43232002，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d165 mm，故取65 mm，半聯(lián)軸器的長度L142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1107 mm。 軸的構(gòu)造設計1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,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D85 mm。半聯(lián)軸器

27、與軸配合的轂孔長度L1107 mm，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-的長度應比L1略短一些,現(xiàn)取105 mm。 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,應選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承GB/T 297199430217型，其尺寸為dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進展軸向定位，取套筒寬為14 mm，則44.5 mm。 取安裝齒輪處的軸段90 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠

28、地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取86 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h7 mm，則104 mm。軸環(huán)寬度,取b12 mm。 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的構(gòu)造設計而定)。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,故取67.5 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。圖7.2 低速軸的構(gòu)造設計示意圖表 7.1 低速軸構(gòu)造設計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6長度/mm10567.546861244.5鍵bhL/mm20 12 9025

29、1470C或R/mm處245o處R2處R2.5處R2.5處R2.5處R2.5處2.545o（2） 軸上的零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按90 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh25 mm14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm12 mm90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為2，右端倒角為2.5。各軸肩處的圓角半徑為:

30、處為R2，其余為R2.5。 求軸上的載荷 首先根據(jù)構(gòu)造圖(圖7.2作出軸的計算簡圖圖7.1。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖圖7.1。從軸的構(gòu)造圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。計算步驟如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.11

31、52 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表7.2 低速軸設計受力參數(shù) 載 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N彎矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 總彎矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度進展校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險截面C的強度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應

32、力 MPa12.4 MPa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸平安。 準確校核軸的疲勞強度1判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端，而且這里軸的直徑最大,故截面

33、C也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。2截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.10.161 412.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.2122 825 截面的右側(cè)的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應力1.48 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應力11.49 MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因經(jīng)插值后查得1.9 1.29又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為0.88故有效應力集中系數(shù)按式(課本附表

34、3-4為1.756由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得外表質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)外表強化處理，即，則按課本式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算平安系數(shù)值，按課本式15-6(15-8)則得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其平安。（3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.10.172 900 抗扭截面系數(shù) 0.20.2145 800 截面的右側(cè)的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應力1.25 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應力9.68 MPa過盈配合處的

35、，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59軸按磨削加工，由課本附圖3-4得外表質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)外表強化處理，即，則按課本式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為3.332.68又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算平安系數(shù)值，按課本式15-6(15-8)則得S66.07S16.9211.73S1.5 故該軸的截面右側(cè)的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告完畢。7.2 高速軸以及傳動軸承的設計 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩5.28 KW 417.39 r/min 120.81

36、Nm 求作用在齒輪上的力因低速級小齒輪的分度圓直徑為89.370而 F2703.59 N FF2703.591014.15 N FFtan2703.59984.03 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。 初步確定軸的最小直徑先按課本式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，取，于是得11226.10 mm故圓整取30 mm，輸出軸的最小直徑顯然是V帶輪處的直徑圖7.3。V帶輪與軸配合的轂孔長度L1108 mm。 軸的構(gòu)造設計1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V帶輪的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑40

37、mm。V與軸配合的轂孔長度L1108 mm，故-的長度取108 mm。 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,應選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)35 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承GB/T 297199430209型，其尺寸為dDT45 mm85 mm20.75 mm，故45 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進展軸向定位，取套筒寬為14 mm，則34.75 mm。 取安裝齒輪處的軸段50 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪的寬度為75 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取70 mm。齒輪的右

38、端采用軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h4 mm，則58 mm。軸環(huán)寬度,取b10 mm。 軸承端蓋的總寬度為27.25 mm(由減速器及軸承端蓋的構(gòu)造設計而定)。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,故取57.25 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。圖7.3 高速軸的構(gòu)造設計示意圖表 7.3 高速軸構(gòu)造設計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm30 H7/k64045 m650 H7/n65845 m6長度/mm10857.2539.75701034.75鍵bhL/mm10 8 90161056C或R/mm處1.245o處R1.2處R1.

39、6處R1.6處R1.6處R1.6處1.645o2軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按50 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh16 mm10 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，V帶輪與軸的連接，選用平鍵為10 mm8 mm90 mm，V帶輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。3確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.2，右端倒角為1.6。各軸肩處的圓角半徑為:處為R1.2，其余為R1.5。 求軸上的載荷 首先根據(jù)構(gòu)造圖

40、(圖7.3作出軸的計算簡圖圖7.1。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30209型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a18.6 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距53.65+63.65117.3 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖圖7.1。從軸的構(gòu)造圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C出的、及的值列于下表參看圖7.1。表7.4 高速軸設計受力參數(shù) 載 荷水平面H垂直面V支反力1 467.04 N，1 236.55 N760.03 N，254.12 N彎矩M78 706.696 40 775.6095 16 174.738 總彎矩88 641.94

41、5 ,80 351.516扭矩T120 810 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度進展校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險截面C的強度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 MPa9.2 MPa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸平安。 準確校核軸的疲勞強度準確校核高速軸的疲勞強度具體步驟通同。經(jīng)計算該軸在截面左右兩側(cè)的強度平安系數(shù)S1.5。故該軸的強度是足夠的。 7.3 中間軸以及傳動軸承的設計 求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩5.12 KW 117.91 r/min 414

42、.69 Nm 求作用在齒輪上的力因高速級大齒輪的分度圓直徑為=316.628 F N FF2619.41973.84 N FFtan2619.410.207818544.36 N低速級小齒輪的分度圓直徑=89.880 mm9227.64 N FF9227.643462.46 N Ftan9227.460.2593632393.26 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.5所示。 初步確定軸的最小直徑先按課本式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，取，于是得11239.37 mm 軸的構(gòu)造設計1根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了保證軸的強度要求

43、，故取50 mm。 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,應選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)50 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承GB/T 297199430210型，其尺寸為dDT50 mm90 mm21.75 mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進展軸向定位，取套筒寬為14 mm，則35.75 mm。 取安裝齒輪處的軸段60 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取86 mm，則39.75。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h7 m

44、m，則74 mm。-段為小齒輪，其寬度為95 mm，分度圓直徑為89.880 mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長度。圖7.4 中間軸的構(gòu)造設計示意圖表 7.5 中間軸構(gòu)造設計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm50 m660 H7/n67489.880 50 m6長度/mm39.758691.259535.75鍵bhL/mm181180C或R/mm處245o處R2處R2處R2處R2處R22軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按60 mm由課本表6-1查得平鍵截面bh18 mm11 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，應選擇

45、齒輪轂與軸的配合為；同樣，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。3確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為2。各軸肩處的圓角半徑為R2。 求軸上的載荷 首先根據(jù)構(gòu)造圖(圖7.4作出軸的計算簡圖圖7.5。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30210型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a20 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L160.75 mm L2183.75 mm L363.25 mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下：圖7.5 中間軸的載荷分析圖軸的受力分析如下：+60.75+183.75+63.25307.75 mm

46、3970.84 N N N973.84+3462.46-2108.322291.98 N3970.8460.75241228.53 7848.2162.25488551.07 2108.3260.75122612.94 2291.9862.25142675.76 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度取=0.6 ，軸的計算應力=7.8 MPa查表15-1得=60MP。因 ，故此軸合理平安。 準確校核軸的疲勞強度準確校核高速軸的疲勞強度具體步驟通同。經(jīng)計算該軸在截面左右兩側(cè)的強度平安系數(shù)S1.5。故該軸的強度是足夠的。 8 鍵的設計和計算8.1 選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求

47、，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，應選用圓頭普通平鍵A型。根據(jù)已經(jīng)選擇的鍵的根本參數(shù)列如下表：表8.1 鍵的根本參數(shù) 鍵參數(shù)高速軸中間軸低速軸bhL10890161056181180201290251470 工作長度8040627045455.567軸的直徑d/mm3050606590轉(zhuǎn)矩T/120.81414.691410.998.2 校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本表6-2查得許用擠壓應力100120 MP。取其平均值，110 MPa。鍵的工作長度和鍵與輪轂鍵槽的接觸高度均見表8.1。由課本式6-1即分別得： MPa； MPa； MPa； MPa； MPa故110 MPa

48、，均適宜。取鍵標記分別為：鍵1：108 A GB/T1096-1979鍵2：1610 A GB/T1096-1979鍵3：1811 A GB/T1096-1979鍵4：2012 A GB/T1096-1979鍵5：2514 A GB/T1096-19799 箱體構(gòu)造的設計9.1 箱體的材料和性能 箱體的材料減速器的箱體采用鑄造HT200制成，采用剖分式構(gòu)造。為了保證齒輪配合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合。 箱體的性能(1) 機體有足夠的剛度在機體外加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。(2) 考慮到機體零件的潤滑，密封散熱因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了防止油攪得沉渣濺起，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)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接外表應精創(chuàng)，其外表粗糙度為。(3) 機體構(gòu)造有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便。9.2 設計 視孔蓋和窺視