齒輪減速器的設(shè)計

1、機電設(shè)備管理 課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：齒輪減速器的設(shè)計與改造助學院校：平頂山工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院自考助學專業(yè)：機電設(shè)備與管理姓 名： 熊艷哲自考助學學號：成 績:指導教師簽名：河南理工大學成人高等教育2O 年 月審閱意見及評語:總評成績:指導教師（簽名）第1章緒論 11.1 課程設(shè)計書 11.2 設(shè)計步驟 1第2章電動機的選擇和計算 32.1 傳動裝置總體設(shè)計方案 32.2 電動機的選擇 42.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 52.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5第3章齒輪的設(shè)計 83.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 83.1.1 齒輪材料，熱處理及精度 83.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計

2、算 13第4章V帶齒輪設(shè)計 204.1 各設(shè)計參數(shù)附表 204.1.1 各傳動比 204.1.2 各軸轉(zhuǎn)速n 204.1.3 各軸輸入功率P 204.1.4 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T 204.1.5 帶輪主要參數(shù) 20第5章傳動軸承和傳動軸的設(shè)計 215.1 傳動軸承的設(shè)計 215.2 從動軸的設(shè)計 235.3 求軸上的載荷 245.5 精確校核軸的疲勞強度 27第6章鍵的設(shè)計和計算 306.1 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 306.2 校和鍵聯(lián)接的強度 306.3 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 30第7章聯(lián)軸器設(shè)計 317.1 類型選擇 317.2 載荷計算 31第8章箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 328.1 機體有足夠的剛度

3、 328.2 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱 328.3 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性 328.4 對附件設(shè)計 32第9章潤滑密封設(shè)計 35參考文獻 37第1章緒論由于減速器是當今世界上最常用的傳動裝置，所以世界各國都不斷的在改進它，尋 求新的突破，降低其成本，提高其效率，擴大其應(yīng)用范圍。為了更好的適應(yīng)現(xiàn)代市場的 需求，就必須運用計算機輔助設(shè)計技術(shù)解決過去計算繁瑣， 繪圖工作量大及工作效率低， 速度慢的問題。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用 壽命長的方向發(fā)展。運用PROECAXA AUTOCAD軟件實現(xiàn)了二維、三維繪圖，通過這 些軟件的三維設(shè)計功能優(yōu)化設(shè)計方案，實現(xiàn)減

4、速器的運動仿真并完成減速器的模擬設(shè) 計，使其布局更合理，便于對生產(chǎn)進行嚴格的分工與科學管理，實現(xiàn)機械化和自動化生 產(chǎn)。1.1 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1-1設(shè)計任務(wù)參數(shù)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（mm25025025030030

5、01.2 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)軸器設(shè)計第2章電動機的選擇和計算2.1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1-1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

6、5; 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立=，%3徇/5 = 0.96 X 0.983X 0.952 X0.97 X 0.96 =0.759 ; a，為V帶的效率；，為第一對軸承的效率，工為第二對軸承的效率，L為第三對軸承的效率，Z為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為 7級精度，油脂潤滑，因為是薄壁防護罩 采用開式效率計算）。2.2電動機的選擇電動機所需工作功率為：P d =PV/=1900X 1.3/1000 X 0.759 =3.25kW,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n= 1000M60v=82.76r/min ,經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳二 DI動的傳動比i： =

7、 24,二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i 2 =8-40,則總傳動比合理范圍 VVI為i a =16160,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=iaXn= ( 16160) X 82.76 =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Y112MH4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。表2-1電動機參數(shù)方案電動機型號額定功率Pedkw電動機轉(zhuǎn)速4n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Y112M-44150

8、0144047023016.152.37.02中心高外型尺寸LX ( AC/2+AD)X HD底腳安裝尺寸AX B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DX E裝鍵部位尺寸FXGD132515 X 345 X 315216 X1781236 X 8010 X41圖2-1電動機外觀圖2.3 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nN和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為：ia =nR/n =1440/82.76 =17.402、分配傳動裝置傳動比ia=ioXi式中ioj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

9、/io = 17.40/2.3 =7.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i = 3.24,則i2 = i/i1 =2.33。2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸轉(zhuǎn)速ni=nm/i0 = 1440/2.3 =626.09r/minnn =匹/i1 =626.09/3.24 =193.24r/minnm = nn / i2 = 193.24/2.33=82.93 r/minn1V =nw =82.93 r/min2、各軸輸入功率Pi = Pd X t = 3.25 X0.96 =3.12kWPu = 5 X 邛 X = 3.12 X0.98 X 0.95 = 2.90kWPw = R X

10、 鏟 “3=2.97 X 0.98 X 0.95 = 2.70kWPiv =員 X邛=2.77 X 0.98 X0.97 =2.57kW則各軸的輸出功率：R'= Pl X 0.98=3.06 kWP； = R X 0.98=2.84 kWPrn = Prn X 0.98=2.65kWP： = P1Vx 0.98=2.52 kW各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=Td X i0 X 2 N m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550曳 =9550X3.25/1440=21.55 N 所以: nmT = Td X i0 X 7 =21.55 X 2.3 X 0.96=47.58 N mTTi X > X，X

11、% =47.58 X 3.24 X 0.98 X 0.95=143.53 N mTw =五 X i2 X L X % =143.53X2.33 X 0.98 X 0.95=311.35N mTn =Tm X % X =311.35 義 0.95 義 0.97=286.91 N m輸出轉(zhuǎn)矩：T=Ti X 0.98=46.63 N mT； = Tn X 0.98=140.66 N mT； = Tm X0.98=305.12N mTn = Tn X 0.98=281.17 N m表2-2運動和動力參數(shù)結(jié)果軸名功率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

12、3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.84143.53140.66193.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.93第3章齒輪的設(shè)計3.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算3.1.1 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1）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)Z1二24。高速級大齒輪選用45耳岡正火，齒面硬度為大齒輪240HBS Z 2nx乙=3.24X 24=77.76取 乙=78。2）齒輪

13、精度按GB/T1009 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3 1d1t-.2KtT1 u-1（ZHZE）2:d u二 h確定各參數(shù)的值:1）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 10-26 汨=0.78 , % =0.82則 二= 0.78 0.82 =1.62）由課本P202公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1=60n1j L, =60 X 626.09 X 1 X （2X8X300X 8） =1.4425 X 109hN2 =4.45 X 108h #（3.25 為齒數(shù)比，即 3.2

14、5=2） Zi3）查課本 P203 10-19 圖得：Km=0.93 K 如2=0.964）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:二H K HN 10 H limlS=0.93 X550=511.5 MPa0H 2 = Khn2t5Hlim2 =0.96 義 450=432 MPa S許用接觸應(yīng)力 入K入1 0H2)/2 =(511.5 432)/2 =471.75MPa5)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 義 105 X 3.1

15、9/626.09=4.86 X 104 N.m 3、設(shè)計計算1）小齒輪的分度圓直徑d1t2K1u 1 ,ZhZe 2-() d ；：. u 二 h32 1.6 4.86 104 4.242.433 189.8.2. : () = 49.53mm1 1.63.25471.752）計算圓周速度u二d宜n60 1000= 1.62m/s3.14 49.53 626.0960 10003）計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬bb= d d1t =49.53mm計算摸數(shù)mn 初選螺旋角:=14d1t cos ：49.53 cos14 小”mnt = = 2.00mmZ1244）計算齒寬與高之比b/齒高 h=2

16、.25 mnt =2.25 乂 2.00=4.50 mmbh49.534.5=11.015）計算縱向重合度；=0.318 31 tan =0.318 1 24 tan14 =1.9036）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，查課本由年2表10-8得動載系數(shù)Kv=1.07,查課本由P94表10-4得KHg的計算公式：223.KhP=1.12+0.18（1+0.6心）x% +0.23X10 Xb =1.12+0.18（1+0.6 父1） X 1+0.23 X 10 * X 49.53 =1.42查課本由P95表10-13得：K浮=1.35查課本由P93表10-3彳3:

17、K Ha=KFa=1.2故載荷系數(shù)：K= K kI KHa KHp =1 X1.07 X1.2 X 1.42=1.827）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=d1t 3 尸=49.53乂妙！ =51.73 mm.1.68）計算模數(shù)mnd1 cos -51.73 cos14 -mn = = = 2.09mmZ1244、齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式m以黑2（富）1、確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 工= 48.6kN m確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 zl = 24, z1=i1l z 1 = 3.24 X24= 77.76傳動比誤差 i =u = z?/ z 1 = 78

18、/24 =3.25Ai =0.032 % <5%,允許2）計算當量齒數(shù)zH=z/cos3 0 = 24/ cos 314 0= 26.27zT】 = z1/cos 產(chǎn)=78/ cos 314 °= 85.433）初選齒寬系數(shù)個d按對稱布置，由表查得 中d = 14）初選螺旋角初定螺旋角£=14【5）載荷系數(shù)KK= Kjk! kF4 k¥=1X1.07 X 1.2 X 1.35 =1.736）查取齒形系數(shù)丫和應(yīng)力校正系數(shù)Y以查課本由P97表10-5彳3:齒形系數(shù)丫跳=2.592 丫 船=2.211應(yīng)力校正系數(shù)丫的=1.596 丫切=1.7747）重合度系數(shù)丫1

19、1 1端面重合度近似為 =1.88-3.2 X （一十一）cosP =1.88 3.2 X （ 1/24 +乙 Z21/78） Xcos14 0= 1.655%=arctg （tg %/cos £） =arctg （tg20l/cos14 °） =20.646901其二附網(wǎng)（應(yīng)伊仍編=14.076091因為 Q = /cos '肉，則重合度系數(shù)為 y! =0.25+0.75 cos '同/片=0.6738）螺旋角系數(shù)Y夕軸向重合度、=加 例幽=49.53Msin14o =1.825,二 2.09丫4=1 療/12Q =0.78一，一Yf Fs9）計算大小齒輪

20、的««二 f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 1 = 60X 271.47 X 1 X 8 X 300X 2X 8= 6.255 乂 10大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N2= N1/u = 6.255 乂 10/3.24 =1.9305 乂 10查課本由P204表10-20C得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 仃FF1 =500MPa大齒輪 仃FF2 =380MPa查課本由P97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=1.4Kfn1、f1 = 0.86 500

21、 =307.14S1.4二F 2KFN2oFF2 0.93 380=252.431.4YFtFs：12.592 1.596T-Fl -307.14= 0.01347YF?fs;22.211 1.774不工 一一 252.43= 0.015542、設(shè)計計算1）計算模數(shù)32 1.73 4.86 104 0.78 cos214 0.01554mn : - 2mm = 1.26mm1 24 2 1.655對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)以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mZmnfi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

22、直徑di=51.73mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是占 51.73 cos14由：z 產(chǎn)=25.097 取 z1=25mn那么 z2 =3.24 X25=812）幾何尺寸計算計算中心距a=（z1 Z2）mn=（25 81）2=109.25 mm2 cos :2 cos14將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(乙二 arccos(25 81) 2 :14.012：2 109.25因B值改變不多，故參數(shù)、,kp, Zh等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d z1mn d1=cor25 2 =51.53 mmcos14.01,z2mln81 2d2=166.97 mmcos

23、:cos14.01計算齒輪寬度B= d1 =1 51.53mm 51.53mm圓整的B2 =50 B1 =553.2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)Zi=30高速級大齒輪選用 45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS z 2 =2.33 X30=69.9 圓整取 z2=70.2、齒輪精度按GB/T10095- 1998,選擇7級，齒根噴丸強化3、按齒面接觸強度設(shè)計1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選 Kt =1.6(2)查課本由P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.45(3)試選P =12°,查課本由P

24、214圖10-26查得% =0.83, %2=0.88 %=0.83+0.88=1.71應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60X n2 Xj X Ln=60X 193.24 X 1 X (2 X 8X 300X 8)=4.45 X108N 4 45 108N2 = N1 = 4.45 10 =1.91 X108i 2.33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度極限仃Hlm1 =600MPa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlm1 =550MPa取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力二hKH

25、N1；Hlim1 =0.94 600S1=564 MPa仃H 2 = KHN 2； H lim 2 =0.98 X 550/1=517 MPa=('- Hlim1 -,一 H lim2)=540.5 MPa2查課本由P98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=95.5X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X 2.90/193.24=14.33 X 104N.m2K1u -1 ,ZhZe、2 3,2 1.6 14.33 1043.332.45 189.8、2() =3；()d ； u 二H1 1.712.33540.5=65.71 m

26、m2）計算圓周速度ditn2一 60 1000二 65.71 193.2460 1000= 0.665 m/s3）計算齒寬b= dd1t =1X65.71=65.71 mm4）計算齒寬與齒高之比%.物d 1t cos :模數(shù) m nt=一乙65.71 cos12= 2.142mm30齒高 h=2.25 Xmnt =2.25X2.142=5.4621 mmbh =65.71/5.4621=12.035)計算縱向重合度1 =0.318dzitan 飛=0.318 30 tan12 =2.0286)計算載荷系數(shù)KKHp=1.12+0.18(1+0.6 峭%+0.23 X10Xb=1.12+0.18(

27、1+0.6)+ 0.23X10J3 X65.71=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=1.04 K 一=1.35 K h ：.=(： =1.2故載荷系數(shù)K= KAKvKH小Hp=1X 1.04 x 1.2 X 1.4231=1.7767）按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑33d1=d1t=65.71 x 1.776 =72.91mm計算模數(shù)mn =生變二z172.91 cos1230= 2.3772mm4.按齒根彎曲強度設(shè)計m>2KTiYcos"： fiZ"：-f1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩丁1= 143.3kN m

28、(2)確定齒數(shù)Z因為是硬齒面，故取 zl = 30, z】=i Xzl=2.33 X30= 69.9傳動比誤差 i =u = z1/ z 1 = 69.9/30 =2.33& =0.032% <5%,允許(3)初選齒寬系數(shù)二按對稱布置，由表查得再=1(4)初選螺旋角初定螺旋角P =121(5)載荷系數(shù)KK= KI kI kG K =1X1.04 X 1.2 X 1.35 =1.6848(6)當量齒數(shù)z " = z 1/cos 3 產(chǎn)=30/ cos 31232.056z】 = z】/cos=70/ cos 312 =74.797由課本P97表10-5查得齒形系數(shù)yA和應(yīng)

29、力修正系數(shù)Y也Yfm =2.491,Yf：2 = 2.232Ys：i =1.636,Ys：2 =1.751(7)螺旋角系數(shù)Y軸向重合度 小.加幽=刎電西= 2.03Y.P = 1 V20 =0.797(8)計算大小齒輪的Yf：Fs：%查課本由P204圖10-20C得齒輪彎曲疲勞強度極限c FE1 =500MPa二 FE2 =380MPa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=1.41.4二F 2Kfn2；=ff20.93 3801.4= 252.43MPaKFN1；=FE1 0.90 500 =321.43MP計算大小齒輪的YaFSa,并加以

30、比較二 fYFa1 F Sa1二 F 12.491 1.636321.43= 0.01268YFa2 F Sa22.232 1.751252.43= 0.01548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)5 2 _ _ . _ _2 1.6848 1.433 100.797 cos 12 0.01548 /一 “mn - . 2mm = 1.5472mm1 301.71對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)0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mBmm!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.

31、91 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。z產(chǎn) 72.91 "os12 =27.77 取 z1=30 mnz 2 =2.33 X 30=69.9 取 z 2 =702)初算主要尺寸(1)計算中心距a=(z1 Z2)mn=(30 70) 2 =102.234mm2cos -2 cos12將中心距圓整為103 mm(2)修正螺旋角(,1，2)mn(30 70) 2:"arccos 二 arccos-二 13.862:2 103因P值改變不多，故參數(shù)也kp，Zh等不必修正(3)分度圓直徑,z1mn30 2,d1=n- =61.34 mmcos :cos 12,Z2mn70 2.d2= 2 n

32、=143.12 mmcos -cos12(4)計算齒輪寬度b = dd1 =1 72.91 = 72.91mm圓整后取B1 =75mmB2 = 80mm圖3-1低速級大齒輪第4章V帶齒輪設(shè)計4.1 各設(shè)計參數(shù)附表4.1.1 各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.334.1.2 各軸*$速n%(r/min)(r/min)用亞(r/min)niv(r/min)626.09193.2482.9382.934.1.3 各軸輸入功率P弓(kw)Fr (kw)Pr (kw)Piv (kw)3.122.902.702.574.1.4 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T5(kN m)心(kN m)心(kN m)T i

33、v (kN m)47.58143.53311.35286.914.1.5帶輪主要參數(shù)小輪直徑(mm大輪直徑.(mrm中心距a(mm基準長度Af (mrm帶的根數(shù)z9022447114005第5章傳動軸承和傳動軸的設(shè)計5.1 傳動軸承的設(shè)計1、求輸出軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速飛,轉(zhuǎn)矩T3P3=2.70KWn3 =82.93r/minT3=311.35N. m2、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 mm2T3而 F td22 311.35143,21 104348.16NF r= Fttan -：n二 4348.16 tan20 0 = 1630.06Ncos13.86o

34、F a= Ft tan P =4348.16 X0.246734=1072.84N圓周力Ft,徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖5-1示：3、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 =112dmin =A03 P3 = 35.763mmn3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑di,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P43表14 -1 ,選取Ka =1.5Tca =KaT3 =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

35、-112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di =40mm,故取di=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Li = 84mm4、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 - R軸段右端需要制出一軸肩，故取 H-III的直徑du=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 - II的長度應(yīng)比 略短一些，現(xiàn)取I=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

36、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 準精度級的單列角接觸球軸承7010c型.表5-1軸承數(shù)據(jù)表dDBd2D2軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C圖5-1軸承受力分析圖5.2 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d父D父B = 50mmM 80mmM 16mm ,故dw 3=d皿再=50mm；而=16mm。右端滾動軸承采用軸肩進

37、行軸向定位。由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度h A0.07d,取h =3.5mm,因止匕dw。=57 mm1、取安裝齒輪處的軸段d,=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1Vli =72mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高 3.5,取d = 65mm。軸環(huán)寬 度 b 之 1.4h ,取 b=8mm2、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 1 =30mm ,故取 lT =50mm

38、。3、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?？紤]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+(7572) =(16+8+16+3)mm =43mm11VA = L*S+C+a-1皿l v _yi= (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。5.3 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。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=16.7

39、mm因此，做為簡支梁的軸的支承跨距。L9 L114.8mm 60.8mm = 175.6mm 23L360.8Fnh1 =-3Ft =4348.16 =1506NL2 L3175.6L2114.8FNH2 =Ft = 4348.16-2843NL2 L3175.6FrL3FaDF NV1L2 L32- =809NFNV 2-Fr -FNV2 -1630 -809 -821NM H =172888.8N mmMV1 =FNV1L2 =809 114.8 =92873.2N mmMv2 =Fnv2L3 =821 60.8 = 49916.8N mmM1 = MH M；1 = 1728892 928

40、732 =196255N mmM 2 =179951 N mm傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:圖5-2從動軸設(shè)計結(jié)構(gòu)圖圖5-3中間軸設(shè)計結(jié)構(gòu)圖圖5-4主動軸設(shè)計結(jié)構(gòu)圖從動軸的載荷分析圖:Db)Fc)TrnTTHTrd)MFjnrzFhyiFwviarnTllT圖5-5從動軸的載荷分析圖5.4 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)仃=：Mi2 十(切3)2 = ：196255? +(1x311.35)2 _ 1082W -'0.1 27465 一 .對已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表 15-1 彳# b,=60MPa仃ca仃此軸合理安全5.5 精確校核軸的疲勞強度.1、判斷危險截面截面A, n,

41、m, 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VI和即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VI的應(yīng)力集中的影響和截面VD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IV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 面即左右兩側(cè)需驗證即可。2、截面即左側(cè)。抗彎系數(shù) W=0.1 d3= 0.1 503=12500抗扭系數(shù)WT=0.2d3=0.

42、2 503=25000截面叩的右側(cè)的彎矩 M為 M =M1 60.8 16 -144609N mm 60.8截面IV上的扭矩T3為T3 =311.35 N m截面上的彎曲應(yīng) 11.57MPa截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力J _311350=12.45MPaWT25000軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本旦55表15-1查得:二 B 二640MPa二工二275MPaTj. =155MPa因二=20 = 0.04d 5058=1.1650經(jīng)插入后得；-2.0二 T =1.31軸性系數(shù)為q二=0.82q =0.85. K.=1+q.(- -1)=1.82K =1+q (仃t-1 )=1.

43、26所以y=0.67-0.824= 0.92綜合系數(shù)為:二二2.8K =1.62碳鋼的特性系數(shù)邛0r=0.1 0.2 取 0.1:=0.050.1取 0.05安全系數(shù)ScaK-a - ；：a- m= 25.13k-a - ；t m=13.71,S2-S2= 10.5 >S=1.5所以它是安全的截面IV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IV左側(cè)的彎矩 M為 M=133560截面IV上的扭矩T3為T3 =295截面上的彎曲應(yīng)力%=M =唾560 = 10.68W 12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T3 294930-

44、T =WT 25000= 11.80 K._ = K%L8oK =勺-1 =1.62J 九T T所以 =0.67； =0.82，=0.92綜合系數(shù)為：K-=2.8 K =1.62 KJV、=0.050.1取 0.05碳鋼的特性系數(shù)中仃= 0.10.2 取0.1安全系數(shù)ScaS，=K /I a am= 25.13S =13.71k 二a , 1mSca ,SqST=10.5 >S=1.5 所以它是安全的S2- s2第6章鍵的設(shè)計和計算6.1 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸應(yīng)用平鍵。L2=36L3 =50一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求,根據(jù) d 2 =55 d 3=65查表6-1?。?鍵

45、寬b 2=16 h 2=10b3=20 h 3=126.2 校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得 曉=110MPa工作長度12 = L2 -b2 =36-16=2013 -L3 -b3 =50-20=306.3 鍵與輪轂鍵梢的接觸高度K2 =0.5 h 2=5K3 =0.5 h 3=6由式（6-1 ）得:3T2 102 143.53 10002 = = 52.20K212d25 20 55；32T3 103K313d32 311.35 10006 30 65= 53.22兩者都合適取鍵標記為：鍵 2: 16X 36 A GB/T1096-1979鍵 3: 20X 50 A GB/T1096-1979第

46、7章聯(lián)軸器設(shè)計7.1 類型選擇為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器7.2 載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T=9550E =9550264 =333.5 n 75.6查課本P343表14 -1 ,選取Ka =1.5所以轉(zhuǎn)矩 Tca =KaT3 =1.5 311.35 =467.0275N m ca a因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以符合要求。查機械設(shè)計手冊22-112選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器具公稱轉(zhuǎn)矩為 500Nm第8章箱體結(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， 大端蓋分機體采用爐工配合。is68.1 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增

47、強了軸承座剛度8.2 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x 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6.3V08.3 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.8.4 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圭t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