1、目錄一 設計題目 2二 應完成的工作 2三 傳動裝置總體設計方案 31. 電動機的選擇 32. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 43. 計算傳動裝置的運動和動力參數 44.V 帶的設計和帶輪設計 65.齒輪的設計 76.傳動軸承和傳動軸的設計 1.67.鍵的設計和計算 2.28.箱體結構的設計 2.29. 潤滑密封設計 2.5四. 設計小結 2.6.五. 參考資料 2.7.一設計題目：帶式運輸機上的一級斜齒圓柱齒輪減速器給定數據及要求：65/1-電動機2-帶傳動3-減速器4-聯軸器5-滾筒6-傳送帶已知條件：運輸帶所需扭矩 F=1175N;運輸帶工作速度v=1.65m/s（允 許運輸帶速度

2、誤差為士 5%）；滾筒直徑D=260mm;兩班制，連續單向 運轉，載荷較平穩。環境最高溫度 35C;小批量生產。二應完成的工作1. 減速器裝配圖1張；2. 零件工作圖1 2張（從動軸、齒輪）；3. 設計說明書1份。指導教師：劉昭琴三傳動裝置總體設計方案：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：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級其傳動方案如下：初步確定傳動系統總體方案如：傳動裝置總體設計圖所示。選擇V帶傳動和一級圓柱斜齒輪減速器。傳動裝置的總效率總1為V帶的傳動效率，2為軸承的效率

3、，3為對齒輪傳動的效率，（齒輪為 7級精度，油脂潤滑）4為聯軸器的效率，5為滾筒的效率因是薄壁防護罩，采用開式效率計算。查機械設計手冊知：n v帶=n齒=n軸承=n聯軸器=卷筒=0.964n a= n v帶n齒n軸承n聯軸器n卷筒=1. 電動機的選擇電動機所需工作功率為：P = P/ n= 1175X 1.65/(1000X 0.960)= 2.02kW1000沢 60 匯 0.7滾筒軸工作轉速為=44.59r/mi n，1000 60v _D = n 300經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比L = 24, 一級圓柱斜齒輪I減速器傳動比i 一 = 840，則總傳動比合理范圍為i總=

4、16160,電動機轉速的可選范圍為 n = i總=方電動機型號額定功率電動機轉速P edrmin電動機重量N電動機效率%Kw1Y100L-2330002800340822Y132S-631000960660833Y100L2-431500142035082.5同步轉速滿載轉速綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、效率和帶傳動、減速器的傳動比, 選定型號為Y100L2-4的三相異步電動機，額定功率為 3.0 kw額定電流8.8A，滿載轉速nm =1420 r/min，同步轉速1500r/min。2. 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速n和工作機主動軸轉速 n

5、,可得傳動裝置總傳動比為 咕=n：/n = 1420/44.59 = 31.85(2) 分配傳動裝置傳動比：總=i 0 X i式中i,i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i。= 3.0 (實際的傳動比要在設計 V 帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算)，則減速器傳動比為i = i總 / i0 = 17.05/3.0= 10.61根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 i1 = 3.71，貝U i2 = i /i1 = 2.863. 計算傳動裝置的運動和動力參數(1)各軸轉速n = nm /i0 = 1420/3.0=

6、473.33r/minnn = n： /i, = 473.33/3.71= 127.58r/minn = nn / i2 = 127.58/2.86=44.60 r/minn = n =44.60 r/mi n(2) 各軸輸入功率R = Pd X 1 = 2.70X 0.96 = 2.592kWPn = pi X nX 3 = 2.592X 0.98X 0.95= 2.413kWPm = Pn X nX 3 = 2.413X 0.98X 0.95= 2.247kWPzv = Pm X nX n=2.247X 0.98X 0.99= 2.18kW則各軸的輸出功率：R = R X 0.98=2.5

7、92 X 0.98 =2.47 kWPn = Pn X 0.98=2.413 X 0.98=2.364 kWPm = Pm X 0.98=2.247 X 0.98=2.202 kWPj = Pj X 0.98=2.18 X 0.98=2.14 kW(3) 各軸輸入轉矩T1 =Td X i0 X 1 N mP電動機軸的輸出轉矩 Td=9550旦 =9550X 2.7/1420=18.16 N m - nm所以：T： = Td X i0 X 1 =18.16X 3.0X 0.96=52.30 N rmTn = T： X i1 X 1 X 2 =52.30X 3.71 X 0.96X 0.98=18

8、2.55 N m-Tm = Tn X i2 X 2 X 3 =182.55X 2.86X 0.98X 0.95=486.07N mTw =Tm X 3 X 4 =486.07X 0.95 X 0.99 =457.15 N m輸出轉矩：T： = T： X 0.98=52.30 X 0.98=51.25 N mTn = Tn X 0.98=182.55 X 0.98=178.90 N mTm = Tm X 0.98=486.07 X 0.98=473.35 N mTj = Tj X 0.98=457.15 X 0.98=448 N m運動和動力參數結果如下表軸名功率P KW轉矩T Nm 轉速r/m

9、in輸入 輸出輸入 輸出電動機軸2.718.1614201軸2.5922.4752.3051.25473.332軸2.4132.364182.55178.90127.583軸2.2472.202486.07473.3544.604軸2.182.14457.1544844.604. V帶的設計和帶輪設計確定V帶型號，由書上表得 氐=1.1R二p氐=1.1 2.7=2.97kw又門皿= 1420/ min,由書上圖確定選取Z型普通V帶小帶輪D取。D =90mim D2 = i 帶 xD,匯(1 一名)=3 X 90 X 0.98 = 264.6mm標準化取D,=265mm驗算帶速：M少490 14

10、20 = 6.69m/s ：: 25m/ s1 60 1000 60 1000確定帶的基準長度0.7 (D +D2 )蘭蘭2(D +D2 )玄為中心距a0 =1.5 D1D2= 1.5 90265 = 532.5 mm2a0 - D1 D2d D4a0二 2532.5y 90265265 - 904532.5= 1065557.350.08 二 1622.4 mm由書上表確定帶長Lj =1800mm 確定實際中心距a=* L = 532.5 1800一 1622.4 二 621.3 = 621mm2 2 驗算小帶輪的包角冷二 18C- D2D157.3= 18C0_ 265 _ 9057.3=

11、 163.8512(f1 a621 計算V帶的根數:Z由書上表得額定功率p=0.35kw功率增量p0=0.03kw (i2)帶長系數Kl =1.18包角系數 二0.954由 Zc6.94 ： 7（F0 七 P ）KLKa（0.35 + 0.031.18 x 0.954因結果只比7小一點點，可取Z=7,即需7根Z型V帶計算初拉力F。及作用在軸上的力Fq由書上表得V帶每米長質量為q=0.06kg/m 根據書上計算公式得& 二 500 ZV皿5 _1+qvKa7 x 6.69 0.95420.06 6.69 二 54.1 N壓軸力Fq，根據書上公式得：作用在軸上的壓力Fq為艮=2ZF Sin 竺=2

12、 X 7 X 54.1 x sin 163.85 N = 749.9NQ 0 2 2V 帶標記Z 1800 GB/T11544-19975. 齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算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：小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒數 乙=24大齒輪選用 45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z 2 = h X乙=3.71 X24=89.04 取 Z2=90 齒輪精度按GB/T10095- 1998，選擇7級，齒根噴丸強化2 初步設計齒輪傳動的主要尺

13、寸按齒面接觸強度設計3dit-2KJd.u -1（ZhZe）2u二 H 確定各參數的值： 試選Kt =1.6查課本選取區域系數Z H =2.433由課本 v =0.78,2 =0.82貝一 =0.78 0.82 =1.6 由課本公式計算應力值環數叫=60nJ L, =60 X 473.33 X 1 X（ 2X 8X 300X 8）=1.09 X 109hN2= =4.45 X 108h #（3.25為齒數比,即3.25= Z2)乙 查課本圖得：K；p=0.93 K ；律=0.96 齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%安全系數S=1,應用公式得:550=511.5 MPaK Q J2= HN Hl

14、im2 =0.96X450=432 MPaS許用接觸應力二 h =（；h1 二 h2）/2 =（511.5 432）/2 =471.75MPa查課本由表得：ZE =189.8MPa由表得:d =1T=95.5 X 105 X R / m =95.5 X 105 X 2.47/473.33 =6.4 X 104N.m3. 設計計算小齒輪的分度圓直徑d1td1t32KtT1u 1（ZhZe）2. u Lh2 1.6 6.40 104 4.712.433 189.8、2=()=53.84mmV 1x1.63.71471.75 計算圓周速度：；.d1t ni3.14 53.84 473.33u = 1

15、.33m / s60x 100060x1000 計算齒寬b和模數mnt計算齒寬bb= d d1t =53.84mm計算摸數叫初選螺旋角一：=14mntd1t cos :53.84 cos1424二 2.18mm計算齒寬與高之比bh齒高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mmbh = 53.844.5 =11.96 計算縱向重合度；：=0.318 ：九 1 tan： =0.318 1 24 tan 14 =1.903 計算載荷系數K使用系數KA=1根據v=1.62m/s,7級精度,查課本由PW2表10-8得動載系數KV=1.07,查課本由P194表10-4得K的計算公式：

16、Kh -=1.12 0.18(1 0.6 d2)d2+0.23 X 10” X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23X 10 X 53.84=1.54查課本由P195表10-13得：K F 1=1.35查課本由 P193表 10-3 得：K h：. = Kf：.=1.2故載荷系數：K = Kl K Kh：. Kh-： =1X 1.07X 1.2X 1.54=1.98 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d1=d1/-. K/Kt =53.84X、1.98 =57.08mmV 1.6 計算模數mndjeosB 57.08 漢 cos14 mn= -2.34mm24n Z4.1

17、齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式mn 2KYpcos2 B(3dZ21 ；a確定公式內各計算數值小齒輪傳遞的轉矩-=48.6 kN -m確定齒數z因為是硬齒面，故取 z = 24, j = i乙=3.71 X 24= 89.04傳動比誤差 i = u = jl乙=90/24= 3.75 i 1%二 5%,允許 計算當量齒數Z. = zl/cos= 24/ cos314 = 26.27zl = z：/cos ； = 90/ cos314 = 98.90 初選齒寬系數：2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KK = Kl KK昭=1 X 1.07X 1.2X

18、 1.35= 1.73 查取齒形系數丫上和應力校正系數丫丄查課本由表得：齒形系數丫二=2.592 丫比=2.211應力校正系數 丫月=1.596 丫丄=1.774 重合度系數丫端面重合度近似為.，=1.88-3.2X(丄 )cos = 1.88-3.2X( 1/24乙 Z2+ 1/90) X cos14 = 1.66:=arctg (tg ,i/cos - )= arctg (tg20 /cos14 ) = 20.64690二； = 14.07609因為乙=二/cos，則重合度系數為 Y = 0.25+0.75 cos丄/：“ = 0.673 螺旋角系數丫軸向重合度 二階4 sin14二1.7

19、7兀 x 2.34Y = 1- 1.77*14/120 = 0.79計算大小齒輪的“查課本由表得到彎曲疲勞強度極限小齒輪匚FF1 =500MPa大齒輪二 FF2 =380MPa查課本由表得彎曲疲勞壽命系數KFN1 =0.86 KFn2=0.93取彎曲疲勞安全系數S=1.4K FN1 二 FF 1 -f廠0.86 5001.4= 307.14K FN 2 二 FF 2二 F 2 =252.43S1.4丫尸$_12.592 1.5961 0.013472.211 1.774252.43th 307.14 = 0.01554大齒輪的數值大.選用.設計計算計算模數mm = 1.38mm2 1.73 6

20、.40 104 0.78 cos214 0.015541X241.655對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 g大于由齒根彎曲疲勞強度 計算的法面模數，按 GB/T1357-1987圓整為標準模數，取 叫=2mmE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=57.80 mm來計算應有的齒數.于是由：z1=57.80 cos14 =28.033 取 z1=28mn那么 z 2 =3.71 X 28=103.88=104幾何尺寸計算計算中心距a= (Z1 z2)mn =(28 104)2 =136.08 mm2 cos P 2 漢 cos14將中心距圓整為137

21、mm按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Qmn2:=arccos(28 104) 22 136.08=18.56因一：值改變不多，故參數:.,k ., Zh等不必修正.計算大小齒輪的分度圓直徑cos -28 2cos18.06=58.95 mmd2 = cos -104 2cos18.06=218.95 mm計算齒輪寬度BhQ =1 58.90mm = 58.95mm圓整的B2 =57B, =62（二） 低速級齒輪傳動的設計計算材料：低速級小齒輪選用 45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數乙=30速級大齒輪選用 45鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS z 2 =2.86

22、 X 30=85.8圓整取z2=86齒輪精度 按GB/T10095- 1998,選擇7級，齒根噴丸強化按齒面接觸強度設計1. 確定公式內的各計算數值 試選Kt=1.6 查課本由圖選取區域系數 Zh =2.45 試選1 =12o,查課本由圖查得1=0.83/ .2 =0.88/ . =0.83+0.88=1.71查課本由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 二Hlim1 =600MPa, 大齒輪的接觸疲勞強度極限-Hiim550MPa 取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力二H】1 =K HN 1、H Iim1= 0.94 汶 600二 564 MPa口2=0呢 550/1=5

23、17MPa6 = ” Hlim1=540.5MPa2查課本由P98表10-6查材料的彈性影響系數 Ze =189.8MPa 選取齒寬系數d =1T=95.5 X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X 2.3/127.58=17.22 X 104 N.md1t32KtT1 u _1/ZhZe、2(一 )d： U二 h3.2 1.6 17.22 104Y 1x1.713.86 嚴他8)22.86 540.5=68.54 mm2. 計算圓周速度d 1t n?v =60 10003. 計算齒寬b= dd1t=1X 68.54=68.54mm4. 計算齒寬與齒高之比b h二 68.54 1

24、27.58= 0.458m/s60 1 000模數d1t cos Pmnt=一68.54 cos1230=2.24mm齒高 h=2.25X mh =2.25 X 2.24=5.04 mmbh =68.54/5.04=13.605. 計算縱向重合度；：=0.318 憶 tan 一： =0.318 30 tan12 =2.0286. 計算載荷系數KK=1.12+0.18(1+0.6 J) ； +0.23X 10 X b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10 ” X 68.54=1.4362 使用系數K A=1同高速齒輪的設計，查表選取各數值Kv =1.04Kf：;=1.35Kh

25、=Kf =1.2故載荷系數K = KAKvKH Kh ：=1X 1.04X 1.2X 1.4231=1.7767. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑3 I3 I，1 776d1=d1tKKt =68.54 X76.06mmV 1.330計算模數 m二 766 込12= 2.4799mm3. 按齒根彎曲強度設計m2KTiY：cos2 1 Yf：Ys;：dZ2i ；確定公式內各計算數值(1)計算小齒輪傳遞的轉矩 心=143.3 kN -m 確定齒數z因為是硬齒面，故取z=30, z = i X z = 2.86X 30 = 85.8傳動比誤差 i = u= z / z = 86/30= 2.86

26、6 i 0.02%= 5%,允許(3) 初選齒寬系數二按對稱布置，由表查得：=1(4) 初選螺旋角 初定螺旋角一：=12(5) 載荷系數KK = K 二 K K 二 K-: =1X 1.04 X 1.2X 1.35= 1.6848(6) 當量齒數z = z_/cos= 30/ cos312 = 32.056zl = z：/cos= 86/ cos312 = 91.98由課本表查得齒形系數Y：和應力修正系數Y；Yf：1 =2.491,Yf：2 =2.232Ys：1 =1.6 3,6s：2 = 1.7 5 1(7) 螺旋角系數Y軸向重合度 =汕厲叭i = $話屈妙托=2.03Y = 1二、=0.7

27、97(8)計算大小齒輪的6查課本由圖得齒輪彎曲疲勞強度極限；FE1 =500MPa匚 FE2 = 380MPa查課本由P202圖10-18得彎曲疲勞壽命系數KFN1 =0.90K fN2=0.93 S=1.4二fK FN 仁,FE10.90 5001.4= 321.43MPa“2=KfnfF2 = 0.93 380 = 252.43MPa1.4計算大小齒輪的告，并加以比較丫Fa1F Sa1=1A491 空 0.01268321.43丫Fa2F sa2二 F 2邏工01548252.43大齒輪的數值大，選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數3 -：2.6848.433漢105 漢 0.797 匯

28、cos212 匯 0.01548,_2mm = 1.5472mm:1 3021.71對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 叫大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按 GB/T1357-1987圓整為標準模數，取g =3mn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 d1 =72.91 mm來計算應有的齒數z1=72.91 cos12 =27.77 取 z1=30mnz2 =2.86 X 30=85.8 取 z2 =86初算主要尺寸計算中心距 a=臼 Z2)mn = (30 86) 2 =118.37 mm 2cosP 2K cos12將中心距圓整為119 mm修

29、正螺旋角r(Z+Z2)mn(30+86)漢2 _-=arccosarccos12.892。2漢119因1值改變不多，故參數；:k:, Zh等不必修正分度圓直徑=ZE1 cos :30 2cos12=61.34 mmd2=_zm_cos :=8 =175.51 mm cos12計算齒輪寬度b = dd1 72.91 = 72.91mm圓整后取B 75mm B 80mm齒輪各設計參數附表1.各軸轉速n(r/mi n)丹耳（r/mi n）旳應（r/mi n）n (r/min)473.33127.5844.6044.602.各軸輸入功率P匕（kw）巴(kw)P亞(kw)Piv (kw)2.5922.4

30、132.2472.183.各軸輸入轉矩T町(kN m)G(kN m)Gt (kN m)Tv (kN m)52.30182.55486.07457.156. 傳動軸承和傳動軸的設計1. 傳動軸承的設計.求輸出軸上的功率P3，轉速na，轉矩T3P3=2.247KWn3 =44.60r/minT3=486.07N. 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=175.51 mmFtd22 486.07175.51 10= 5538.94NFr = Ft 坦匕二 5538.94tan202055.69Ncos：cos13.86oFa = Fttan ： =5538.94X 0.24673

31、4=1362.58N.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，調質處理，根據課本爲表 15-3 取 Ao =112dmin =代3 1.37mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑dy ,為了使所選的軸與聯軸器吻合故需同時選取聯軸器的型號查課本選取Ka =1.5Tea =KaT3 =1.5 486.07 =729.10N m因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩，所以查機械設計手冊選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑dj =40mm,故取du = 40mm半聯軸器的長度L =112mm半聯軸器與軸配合的轂孔長度為L1 =84mm

32、.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求，1 - U軸段右端需要制出一軸肩，故取U -川的直徑二47mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直 徑D =50mm半聯軸器與 軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上，故I - U的長度應比 略短一些，現取=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，故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據=47mm,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承 7010C型. 從動軸的設計對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的d D B=50mm 80mm

33、 16mm ,故d皿曲=d町=50mm；而1町制_ 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 =3.5mg因止匕二 57 mm,dDBd2D2軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C 取安裝齒輪處的軸段d刑=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，此軸段應略短于輪

34、轂 寬度，故取I在=72mm.齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高3.5,取dv二65mm. 軸環寬度b _ 1.4h,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm由減速器及軸承端蓋的結構設計而定).根據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軸器右端面間的距離I =30mm ,故取I 口50mm. 取齒輪距箱體內壁之距離 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，應距箱體內壁一段距離s,取s=8mm,已 知滾動軸承寬度T=16mm,高速齒輪輪轂長L=50mm,則I町=T s a (75 - 72) = (16 8 16 3)

35、mm = 43mm=(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結構圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時， 查機械設計手冊表.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L2 L3 = 114.8mm 60.8mm = 175.6mmFNH1士Ft =5538.941917.81NL2 L3175.6L2L2 L3114.8Ft4 芮p3621NFrL3F NV1FaD2L2 L3=1022.15NFNV2 二 Fr -FNV2 =2055.96-102215 = 1033.54

36、NM H =172888.8N mmMV1 =FNV丄2 =1022.15 114.8 =62146.7N mmMV2 二 Fnv2L3 =821 60.8 = 49916.8N mmM 1 =pM H +M；1 = J1728892 +1173422 =208949N mmM 2 =183719N mm從動軸的載荷分析圖：6.按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據_ Jm j + (頁3) 2 _ /2089492 +(1x486.07)2-ca =16-72W.0.1 12500前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得二訂=60MPa%a bj此軸合理安全7.精確校核軸的疲勞強度.判斷危

37、險截面截面A, n ,川,b只受扭矩作用。所以a n m b無需校核.從應力集中對軸的疲 勞強度的影響來看，截面切和處的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.截面切的應力集中的影響和截面的相近，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上雖然應力最大，但是應力集 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，鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小， 因而,該軸只需膠合截面左右兩側需驗證即可.截面左側。抗彎系數 W=0.1 d3= 0.1503=12500抗扭系數wT=0.2d3=0.2 5

38、03 =25000截面的右側的彎矩M為 M =208949 60.8 一16 =153962.42N mm60.8截面W上的扭矩T3為T3 = 486.07N m截面上的彎曲應力153962.4212500= 12.32MPa截面上的扭轉應力T =486070Wt 25000= 19.44MPa軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表查得：匚B =640MPa- -275MPaT-155MPa2.0 =0.0450D 581.16d 50經插入后得匚;：=2.0 軸性系數為-t =1.31q =0.82q =0.85.K-=1+q_：-1）=1.82K=1+q（二 t-1 ） =1.26所以：=0

39、.67；二 0.82CTT町訐0.92綜合系數為：K .-=2.8K =1.62碳鋼的特性系數=0.10.2 取0.1胃1=0.01 0.1取 0.05安全系數ScaK產a= 25.13S1=13.71k ；二t -mSea I SqS J =10.5 S=1.5.s2s2所以它是安全的截面w右側抗彎系數 W=0.1 d3= 0.1503=12500抗扭系數Wt =0.2d =0.2 50 =25000截面W左側的彎矩 M為 M=133560截面W上的扭矩T3為T3 =295截面上的彎曲應力r = M = 133560 =10.68W 12500截面上的扭轉應力T=T3 =486070Wt25

40、000= 19.44. KK1產1 “就8er aK = -1 =1.62所以飛=0.67綜合系數為：；=0.82= 0.92Kr=2.8 K =1.62碳鋼的特性系數1=0.1 0.2 取 0.1安全系數Sca=0.05- 0.1取 0.05s；工= 25.13S=13.71k 6 * 匚-m所以它是安全的SeaSS10.5 S=1.5St S27. 鍵的設計和計算 選擇鍵聯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，應用平鍵根據 d 2=55 d 3=65查表 6-1 ?。?鍵寬 b 2=16 h 2=10L2=36b3 =20 h 3=12L3 =50 校和鍵聯接的強度查表

41、 6-2 得二 p=110MPa工作長度12 二 L2 -b2 =36-16=2013 = L3 - b3 =50-20=30 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K 2 =0.5 h 2 =5K3=0.5 h 3 =6由式（6-1 ）得:32T2 102 182.55 1000P2=66.38 K2l2d25 20 55P32T3 103K 3l 3d 32 486.07 10006 30 65-83.03兩者都合適 取鍵標記為:鍵 2: 16X 36 A GB/T1096-1979鍵 3: 20X 50 A GB/T1096-19798. 箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式

42、結構為了保證齒輪佳合質量, 大端蓋分機體采用也配合.is6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，齒頂到油池底面的距離H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為6.3 -3. 機體結構有良好的工藝性.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

43、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，以便放油， 放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，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：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，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結凸緣的厚度。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，在機體聯結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，用以起吊或搬運較重的物體 減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚CF二=0.025a3-810箱蓋壁厚-1F =0.02a 3_89箱蓋凸緣厚度bid =1.512箱座凸緣厚度bb =1.5-15箱座底凸緣厚度b2b2 = 2.5 r25地腳螺釘直徑dfdf = 0.036a 12M24地腳螺釘數目n查手冊6軸承旁聯接螺栓did“ =0.72dfM