二級斜齒圓柱齒輪減速器軸的設(shè)計說明書

二級斜齒圓柱齒輪減速器軸的設(shè)計說明書課程設(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,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一:設(shè)計要求1?減速器裝配圖一張(A1)。CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3?設(shè)計說明書一份。設(shè)計步驟傳動裝置總體設(shè)計方案電動機的選擇確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)設(shè)計V帶和帶輪齒輪的設(shè)計滾動軸承和傳動軸的設(shè)計鍵聯(lián)接設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計潤滑密封設(shè)計聯(lián)軸器設(shè)計傳動裝置總體設(shè)計方案: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。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）X XI I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aq=耳耳3耳2耳耳=0.96X0.993X0.972X0.99X0.96=0.825；a12 3 45q為V帶的效率，耳為第一對軸承的效率，11q為第二對軸承的效率，q為第三對軸承的效率，34q為每對齒輪嚙合傳動的效率（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）。電動機的選擇電動機所需工作功率為：P=P//=7O00X0.48/(1000X0.825)=4.O75kW,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)1000x60v ..速為n= =22.918r/mm,nD經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i=2?4,二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i=16?160,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=iXn=(16?160)X82.76=1324.16?13241.6r/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Y112M—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n 960r/min,同步轉(zhuǎn)速960r/min。m方案電動機型號額定功率Pedkw電動機轉(zhuǎn)速/4in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-44100096023041.892.67.02中心高外型尺寸LX(AC/2+AD)XHD底腳安裝尺寸AXB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DXE裝鍵部位尺寸FXGD132515X345X315216X1781236X8010X41確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為i=n/n=a960/22.918=41.89(2)分配傳動裝置傳動比=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=2.6，則減速器傳動比為i=i/i=17.40/2.6=0a07.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i=4.5,則i=i/i=3.5121計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速n=n/i=369.23r/minI m0n=n/i=80.68r/minn iin=n/i=22.92r/minmn2n=n=22.92r/minwm（2） 各軸輸入功率P=pXn=3.25X0.96=3.91kWid1P=p1Xn2X =3.12X0.98X0.95=3.76kWP=PXn2Xn=2.97X0.98X0.95=3.61kWmn2 3軋=PmXn2Xn4=2.77X0.98X0.97=3.54kW則各軸的輸出功率：P'=PX0.98=3.87kWiiP-=PX0.98=3.65kWnnP=PX0.98=3.57kWmmP=PX0.98=3.40kWww（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T=TXiXnN?mTOC\o"1-5"\h\z1d 0 1所以：T=TXiXn=21.55X2.3X0.96=101.17N?mi d 0 1T=TXiXnXn=47.58X3.24X0.98X0.95=444.62N?mni1 1 2T=TXiXnXn=143.53X2.33X0.98X0.95=1503.8N?mm n 2 2 3T=TXnXn=311.35X0.95X0.97=1473.17N?mwm 3 4輸出轉(zhuǎn)矩：T=TX0.98=77.04N?miiT=TX0.98=304.46N?mnnT=TX0.98=1488.05N?mmmT=TX0.98=1414.24N?mww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4.0840.539601軸3.913.87101.1777.04369.232軸3.763.65444.62304.4680.683軸3.613.571503.081488.0522.92

4軸3.543.401473.171414.2422.92齒輪的設(shè)計一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算齒輪材料，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=201高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ=iXZ=3.6X24=91.5取21Z=93.2齒輪精度按GB/T10095—1998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸(ZZ)(ZZ)X(—H_E)2

Q]H選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433Hs=0.78 ￡二0.82al a2,32KTu土1d> jxitesu'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10-26214貝Vs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=1.4425X109hZN==4.45X108h#(3.25為齒數(shù)比，即3.25二亠)Z1查課本P 10-19圖得：K=0.93K=0.96203 HN1 HN2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P公式10-12得:202KQ9]=—HN1―Hlim1=0.93X550=511.5MPaH1 SKb9hVhn2hiim2一0.96X450=432MPaS許用接觸應(yīng)力

Q]=(Q]+Q])/2=(511.5+432)/2=471.75MPaHH1H2查課本由P表10-6得：Z=189.8MP198 E a由P表10-7得：0=1201dT=95.5X105XP/n=95.5X105X3.19/626.0911=4.86X104N.m3.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d1td,3.it丫o：2KTu+1ZZ、—t—^x x(—H_E)d,3.it丫o8uQ]da H,'2x1.6x4.86x104 4.24 2.433x189.8、xx( )2=51.33mmI 1x1.6 3.25 471.75兀dnU兀dnU= 1—1—=60x10003.14x49.53x626.09=2.57m/s60x1000計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬bb=0xd=67mmd 1t計算摸數(shù)mn初選螺旋角0=13.06。dcos0 49.53xcosl4m=i = =2.00mmntZ 241計算齒寬與高之比bh齒咼h=2.25m=2.25X2.00=4.50mmntbh=49罵.5=11.01計算縱向重合度8=0.318①Ztan0=0.318x1x24xtan14o=1.9030 d1計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)K=1A根據(jù)v=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儀的計算公式：TOC\o"1-5"\h\zH0K=1.12+0.18(1+0.602) 2+0.23X10-3XbH0 d d=1.12+0.18(1+0.6x1)X1+0.23X10-3X49.53=1.42查課本由P表10-13得：K=1.35F0查課本由P表10-3得：K=K=1.2193 Ha Fa故載荷系數(shù)：K=KKKK=1X1.07X1.2X1.42=1.82Ha按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑'182d=d3十k/Kt=49.53X =51.73mm1 1t 1.6計算模數(shù)mndcosB 51.73xcos14m二t = =2.5mmnZ 2414.齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式32KTYcos2pYYm三 (Fdsd)n 0Z2店 Q]耳 d1a F⑴確定公式內(nèi)各計算數(shù)值小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩一48.6kN?m確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z=24,z=iz=3.24X24=77.76傳動比誤差i=u=z/z=78/24=3.25A=0.032%5%，允許計算當(dāng)量齒數(shù)z=z/cos=24/cos314=26.27z=z/cos=78/cos314=85.43初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得=1初選螺旋角初定螺旋角=14載荷系數(shù)KK=KKKK=1X1.07X1.2X1.35=1.73查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由P表10-5得：197齒形系數(shù)Y=2.592Y=2.211應(yīng)力校正系數(shù)Y=1.596Y=1.774重合度系數(shù)Y11端面重合度近似為=[1.88-3.2X(一+一)]cosp=[1.88—3.2X(1/24+1/78)]Xcos14。ZZ12=1.655=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14°)=20.64690=14.07609因為=/cos，則重合度系數(shù)為Y=0.25+0.75cos/=0.673

螺旋角系數(shù)Y49.53xsinl4o軸向重合度= =1.825,兀x2.09Y=1－=0.78YF計算大小齒輪的 -F令0]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=60nkt=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P表10-20c得到彎曲疲勞強度極限204小齒輪b 二500MP 大齒輪b 二380MPFF1 a FF2 a查課本由P表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):197K=0.86K=0.93FN1 FN2取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[b]F[b]FKb二―FN1―FF11S0.86x50014=307.14KbKb[b]二一FN2_FF2=

F2S晉=252.43F 2.592x1.596F1Sq1二 二0.01347[b] 307.14F1F 2.211x1.774耳』二 二0.01554[b] 252.43F2大齒輪的數(shù)值大.選用.⑵設(shè)計計算①計算模數(shù).'2x1.73x4.86x104x0.78xcos214x0.01554 ._,1x242x1.655I1x242x1.655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大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),n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n度算得的分度圓直徑d廠51.73mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由：51.73xcos1451.73xcos14°z二1m=25.097取z=251n那么z=3.24X25=812②幾何尺寸計算計算中心距=144.41mma=('1+'2)代=(25+81)2計算中心距=144.41mm2cosB2xcos14°將中心距圓整為145

按圓整后的中心距修正螺旋角mm(Z+Z)m (25+81)X2 “B=arccos1 2n=arccos =13.2 2x109.25因B值改變不多,故參數(shù)￡,k,Z等不必修正.aBh計算大.小齒輪的分度圓直徑d=空-=25X2=51.33mm1cosBcos14.01zmd——zmd——2——n2cosB81x2cos14.01=238.67mm計算齒輪寬度B=①d=1x51.53mm=51.33mm1圓整的B=50 B=5521(二)低速級齒輪傳動的設(shè)計計算(1) 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=281=100.速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz=2.33X30=98.6圓整取z=100.22⑵齒輪精度按GB/T10095—1998，選擇7級，齒根噴丸強化。⑶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K=1.6t查課本由P圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45TOC\o"1-5"\h\z215 H試選B=12o，查課本由P圖10-26查得214￡=0.83 ￡ =0.88 ￡=0.83+0.88=1.71a1 a2 a應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60XnXjXL=60X193.24X1X(2X8X300X8)1 2 n=4.45X108=1.91X108n=N=4?45X108=1.91X1082i2.33由課本P圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)203K=0.94 K=0.97HN1 HN2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a =570MPa,Hlim1大齒輪的接觸疲勞強度極限a =390MPaHlim1取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力[aH]1[aH]1=Ka―HN1_Hlim1=S0.94x6001=564MPa[a]=Khn2aHIim2=0.98X550/1=517MPaH2 SQ+c)9]=——H4im! Hlim2=540.5MPaH2查課本由P表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP198 E a選取齒寬系數(shù)?=1dT=95.5X105XP/n=95.5X105X2.90/193.2422=14.33X104N.m'u土1xx8u'u土1xx8uda=65.71mm計算圓周速度d＞羅11 ?2.(ZZ(H—

Q]HE)2:3；2x】.6x山33x104x型xA45x189?8)23 1x1.71 2.33 540.5兀dnu=兀dnu= —60x1000兀X65.71x193.24 …/= =3.01m/s60x10003.計算齒寬4.b=?d=1X65.71=60mmd1t計算齒寬與齒高之比bhdcos3.計算齒寬4.b=?d=1X65.71=60mmd1t計算齒寬與齒高之比bhdcosp 65.71xcos12模數(shù)m二t = =2.5mmntZ1齒高h=2.25Xm=2.25X2.5=5.4621mmnt305.86.bh=65.71/5.4621=12.03計算縱向重合度=0.318?ztan0.318x30xtan12=2.028d1計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6?2)02+0.23X10-3XbHB dd=1.12+0.18(1+0.6)+0.23X10-3X65.71=1.4231使用系數(shù)K=1A同高速齒輪的設(shè)計,查表選取各數(shù)值K=1.04K=1.35K=K=1.2

v fP Ha Fa故載荷系數(shù)K=KKKKc=1X1.04X1.2X1.4231=1.776AvHdHp7.按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑| 3丨1776d=d kKt=65.71X =72.91mm1 1t 1.3dcosp 72.91xcos12計算模數(shù)m=t= =2.5mmnz13.按齒根彎曲強度設(shè)計3032KTYcos2p__YYm三 XFdSd?Z28Q]' d1d F㈠確定公式內(nèi)各計算數(shù)值確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z=28,z=iXz=確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z=28,z=iXz=3.52X28=98.8傳動比誤差i=u=z/z=69.9/30=2.33A匸0.032%5%，允許初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得=1初選螺旋角初定螺旋角0=12載荷系數(shù)KK=KKKK=1X1.04X1.2X1.35=1.6848當(dāng)量齒數(shù)oz=z/cos=28/cos312=32.056oz=z/cos=100/cos312=74.797由課本P表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y197Y二2.491,Y二2.232Fa1 Fa2(7) 螺旋角系數(shù)Y軸向重合度==2.03Y二1.636,Y二1.751Sa1 Sa2Y=1－=0.797YF(8) 計算大小齒輪的 -FaSa[]F查課本由P圖10-20C得齒輪彎曲疲勞強度極限204c=500MPFE1

查課本由P202K=0.90FN1c =380MPa FE2 a圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)S=1.4[c]=-F1c-FN1_FE1sK=0.93FN2=0.9°X500=321.43MP1.4 a[c]=Kfn2Cff2=0.93X380=252.43MPF2S 1.4 aYF計算大小齒輪的7宀亠，并加以比較[c]FF 2..491x1.636Fa1Sa1= =0.01268[c] 321.43F1F 2.232x1.751Fa2Sa2= =0.01548[c] 252.43F2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)■2x1.6848x1.433x105x0.797xcos212x0.015481X302X1.71 1X302X1.71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大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面n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n接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).172.91xcos12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大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面n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n接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).172.91xcos12°z二1m=27.77取z=281nz=2.33X30=69.92②初算主要尺寸取z=1002(z+z)m(30+70)x2[計算中心距 a二1 2n= =163.57mm2cosB 2xcos12°將中心距圓整為165mm修正螺旋角B=arccos因B值改變不多,故參數(shù)￡,k,Z等不必修正aBh分度圓直徑(Z+Z)m1 2n2a=arccos(30+70)X2=14.142x103d=1cosB30x2cos12=72.19mmzmcosB70x2cos12=257.81mm計算齒輪寬度bd=1x72.91=72.91mmd1圓整后取 B=75mmB=80mm121.6■■'b低速級大齒輪如上圖：V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪

2.64.5763.5202.64.5763.520各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)(r/min)EMBEDEquation.3nnww(r/min3.各軸輸入功率P(kw)(kw)(kw)Pw(kw)3.913.763.613.544.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(kN?m)(kN?m)(kN?m)EMBEDEquation.3T(kN?m)w101.17444.621503.081473.175.帶輪主要參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準長度（mm）帶的根數(shù)z12532536814005傳動軸承和傳動軸的設(shè)計傳動軸承的設(shè)計（1）.求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩T3

P=3.61KWn=22.92r/min33T=1503.08N．m3⑵.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=257.81mm2x2x311.35143.21x10-3=4348.16NF=FrttananCOSP二4348.16xtan20F=FrttananCOSPCOS13.86oF=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:t r a⑶. 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361A二112o[Pd=A=20.93mmmin o\n3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取I-II聯(lián)軸器的型號查課本P表14-1，選取K=1.5343 aT=KT=1.5x311.35=467.0275N?mcaa3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1 I-I與軸配合的轂孔長度為L=84mm1⑷.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-II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，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm半聯(lián)軸器與II-III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l=82mmI-I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)品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列II-III角接觸球軸承7010C型.dDBd2D2軸承代號

45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210CLu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=50mmx80mmx16mm,故d=d =50mm;而l=16mm.iii=w 切-訓(xùn) 切-訓(xùn)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,因此d =57mm,w-v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vi-ra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 二72mm?齒輪v-ra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-v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=50mm.ii-iii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l =T+s+a+(75-72)=(16+8+16+3)mm=43mm切-w

l =L+s+c+a—l —lIV-V III-IVV-w二(50+8+20+16—24—8)mm二62mm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=175?6mm2FNH1FNH23二L3F=4348.16x^608二1506NL+Lt 175.623L2F=NV1114.8F二4348.16x一二2843NL+Lt 175.623FDFL+-^—亠2 亠=809NL+L23F二F—F二1630—809二821NNV2rNV2M二172888.8N-mmHM=FL二809x114.8二92873.2N-mmV1 NV12M=FL二821x60.8二49916.8N-mmV2 -NV2 3 M=Jm2+M2=、1728892+928732=196255N-mm'H V1M二179951N-mm傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:'ll1^.7114.9'll1^.7114.9（從動軸）（中間軸）（主動軸）從動軸的載荷分析圖:%Fa)DffHlL-icd)MeP1IH2FnviFr二%Fa)DffHlL-icd)MeP1IH2FnviFr二FaD/26.按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)Jm2+@T)2 11962552+(1X311.35)2b=丄 3 = 二10.82ca W 0.1x27465前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得[b]=60MP—1 ab〈[b]此軸合理安全ca -17. 精確校核軸的疲勞強度.⑴.判斷危險截面截面A,II,III,B只受扭矩作用。所以AIIIIIB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⑷處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重，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W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⑷左右兩側(cè)需驗證即可.⑵.截面⑷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W的右側(cè)的彎矩M為M=Mx— =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—―— =12.45_MPatW25000軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本P表15-1查得：355b=640MP b=275MP T=155MPB a —1 a —1 ar 2.0因=.=0.04d 50D~d581161.1650經(jīng)插入后得b=2.0b=1.31aT軸性系數(shù)為q=0.82bq=0.85TK=1+q(b—1)=1.82b baK=1+q(bTT-1)=1.26T所以e=0.67￡=0.82bTP=P=0.92bT綜合系數(shù)為：K=2.8bK=1.62T碳鋼的特性系數(shù) Q=0.1?0.2 取0.1bQ=0.05?0.1 取0.05T安全系數(shù)SGS= -i 二25.13GKG+QGGaamTS -1 二13.71TkG+pTTatmSSSGT =10.5三S=1.5 所以它是安全的ca；S2+S2'G T截面w右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1d3=0.1x503=12500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上的扭矩截面W上的扭矩T為3截面上的彎曲應(yīng)力T=2953=M=空型=10.68bW12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=T=294930門80K=T=294930門80Kt—— =11.80KtW25000TK1K——+ —1=1.62￡P(guān)T T所以￡=0.67G綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62G T碳鋼的特性系數(shù)Q=0.1?0.2 取0.1G安全系數(shù)ScaK1匚+ —1二￡P(guān)GG二0.82TQ二0.05?0.1T2.8二B二0.92T取0.05GS= -1 =25.13GKG+QGGaamTS -1 =13.71TkG+QTTa tmSSSGT=10.5三S-1.5 所以它是安全的cafS2+S27G T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=55d=6523查表6-1?。烘I寬b=16h=10L=8022

b=20h=12L=50333校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得 [Q]=110MPpa工作長度l二L-b二36-16=20222l=L—b=50-20=3033鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=522K3=0.5h3=62Tx102Tx103Q=——3—p2Kid222V[Q]pV[Q]p2X心 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V[Q]pV[Q]p 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. 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5x20x552TX103 2X311.35X1000q= 3二 =53.22p3 Kid 6x30x6533 3兩者都合適取鍵標記為：鍵2：16X36AGB/T1096-1979鍵3：20X50AGB/T1096-1979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,大端蓋分機體采用譽配合.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5.3V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