1、目錄一 設(shè)計題目 2二 應(yīng)完成的工作 2三 傳動裝置總體設(shè)計方案 21. 電動機(jī)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(yùn)動和動力參數(shù) 44. V 帶的設(shè)計和帶輪設(shè)計 65. 齒輪的設(shè)計 76. 傳動軸承和傳動軸的設(shè)計 1.67. 鍵的設(shè)計和計算 2.28. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 2.29. 潤滑密封設(shè)計 2.5四. 設(shè)計小結(jié) 2.6.五. 參考資料 2.6.一 設(shè)計題目：帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級圓柱齒輪減速器給定數(shù)據(jù)及要求：1-電動機(jī)2-帶傳動3-減速器4-聯(lián)軸器5-滾筒6-傳送帶已知條件：運(yùn)輸帶所需扭矩T=440 N.m ;運(yùn)輸帶工作速度v=0.7m/s（允 許運(yùn)輸帶

2、速度誤差為士 5%）；滾筒直徑D=300mm;單班制，連續(xù)單向 運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。環(huán)境最高溫度 35°C;小批量生產(chǎn)。二應(yīng)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(shè)計說明書1份。指導(dǎo)教師：張長三傳動裝置總體設(shè)計方案1組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2. 特點(diǎn)：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(jī)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：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。傳動裝置的總效率總!為V帶的傳動效率

3、，2為軸承的效率，3為對齒輪傳動的效率，（齒輪為 7級精度，油脂潤滑）4為聯(lián)軸器的效率，5為滾筒的效率因是薄壁防護(hù)罩，采用開式效率計算。取 1=0.962=0.983=0.954=0.995=0.96總二 1 24 32 4 5 = 0.96X 0.984 X 0.952 X 0.99X 0.96= 0.760;1. 電動機(jī)的選擇電動機(jī)所需工作功率為:P = P/ n = 2933X 0.7/1000X 0.760= 2.70kW滾筒軸工作轉(zhuǎn)速為1000 60vn =：D1000 60 0.7n 300=44.59r/min，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

4、柱斜齒輪 減速器傳動比i 一 = 840，I則總傳動比合理范圍為i總=16160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n_ = i總X n=（16160）X 44.59= 713.447134.4r/min。方案電動機(jī)型號額定功率P edkw電動機(jī)轉(zhuǎn)速%in電動機(jī)重量N電動機(jī)效率%同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y100L-2330002800340822Y132S-631000960660833Y100L2-431500142035082.5綜合考慮電動機(jī)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(jī)，額定功率為 3.0 kw額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速nm = 142

5、0 r/min，同步轉(zhuǎn)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(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為 i總=n T/n= 1420/44.59= 31.85（2）分配傳動裝置傳動比詁、=i。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(shè)計V 帶傳動時，由所選大、小帶輪的標(biāo)準(zhǔn)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(jù)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 =

6、3.71，貝U i2 = i/h = 2.863. 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速n = n m/io = 1420/3.0= 473.33r/mi n= nz /i1 = 473.33/3.71= 127.58r/minn皿=n / i2 = 127.58/2.86=44.60 r/minn = n =44.60 r/min(2) 各軸輸入功率R = Pd X i = 2.70X 0.96 = 2.592kWPn = pi X nX 3 = 2.592X 0.98X 0.95= 2.413kWPm = Pn X n? X 3 = 2.413X 0.98X 0.95= 2.247k

7、WPjv = Pm X nX n=2.247X 0.98X 0.99= 2.18kW則各軸的輸出功率：R = Pi X 0.98=2.592 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 kWPv = Pv X 0.98=2.18 X 0.98=2.14 kW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1 =Td X i0 X 1 N m電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td =9550-Pd =9550X 2.7/1420=18.16 N m - nm所以：Ti = Td X i0 X

8、1 =18.16X 3.0X 0.96=52.30 N mTn = Ti X i1 X 1 X 2 =52.30X 3.71 X 0.96X 0.98=182.55 N m-Tm = Tn X i2 X 2 X 3 =182.55X 2.86X 0.98X 0.95=486.07N mTv =Tm X 3 X 4=486.07X 0.95 X 0.99 =457.15 N m輸出轉(zhuǎn)矩：Ti = Ti X 0.98=52.30 X 0.98=51.25 N mT； = Tn X 0.98=182.55 X 0.98=178.90 N mTm = Tm X 0.98=486.07 X 0.98=4

9、73.35 N mTv = Tv X 0.98=457.15 X 0.98=448 N m運(yùn)動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機(jī)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(shè)計和帶輪設(shè)計確定V帶型號，由書上表得 &=1.1，Q=P漢氐=1.1匯2.7=2.97kw又nm =1420 / min,由書上圖確定選取Z型普通V帶小帶

10、輪 q 取。D1=90mim D2 = i 帶 g 漢(1 E ) = 3 漢 90 漢 0.98 = 264.6mm 標(biāo)準(zhǔn)化取D2=265mm驗算帶速:V1 =二 Dp60 10003.1490142060 1000=6.69 m/ s : 25m/ s確定帶的基準(zhǔn)長度0.7（d +鳥）蘭覓蘭2（d +D2）比為中心距a0 = 1.5 D1D2= 1.5 90265 二 532.5 mm=2532.5902652659024532.5L2a。D1 D2D2 - D4a0=1065557.350.08= 1622.4 mm由書上表確定帶長Ld =1800mm確定實際中心距a=a0寧二532.5

11、先竺J 623二62伽 驗算小帶輪的包角=18C - D2 D157.30a= 18/ -265 - 9062157.30163.8501200 計算V帶的根數(shù):Z由書上表得額定功率P0=0.35kw功率增量P°=0.03kw (i>2)帶長系數(shù)Kl = 1.18包角系數(shù)Ka二0.954270.350.031.180.954=6.94因結(jié)果只比7小一點(diǎn)點(diǎn)，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(zhì)量為q=0.06kg/m根據(jù)書上計算公式得PC 2.5八-1 + qv ZVKa丿2.97( 2.5)=500 疋17 x 6.6

12、9 (0.954/F0 = 50020.06 6.69 = 54.1N壓軸力Fq，根據(jù)書上公式得：作用在軸上的壓力Fq為%163.8/FQ = 2ZF sin = 2 x 7 x 54.1 x sin N = 749.9NQ 0 2 2V 帶標(biāo)記Z 1800 GB/T11544-19975.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)Z1=24高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS

13、 Z 2 =i1 X乙=3.71 X 24=89.04 取 乙=90齒輪精度按GB/T10095- 1998，選擇7級，齒根噴丸強(qiáng)化2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計3d1t-2KtT1 U -1 (ZhZe )2 :d ：U (二 H )確定各參數(shù)的值：試選Kt =1.6查課本選取區(qū)域系數(shù)Z H =2.433由課本 ；=0.78：2 =0.82貝U ；一 =0.780.82 =1.6由課本公式計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1 =60nJ g =60 X 473.33 X 1 X( 2X 8X 300X 8)=1.09 X 109hN2= =4.45 X 108h #（3.25 為齒數(shù)比，即

14、 3.25=匚）Z1 查課本圖得：K；、訂=0.93 K ；営=0.96 齒輪的疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式得："=0曲 550=5115 MPa6 2 = H2iml=0.96X 450=432 MPaS許用接觸應(yīng)力；h=(二Hh 二H 2)/2 =(511.5432)/2 =471.75MPa查課本由表得：ZE =189.8MPa由表得:d =1T=95.5 X 105 X r / n1=95.5 X 105 X 2.47/473.33=6.4 X 104N.m3.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d1td1t32K" u 1 ZhZe x2 -1(一H

15、E ).d- U二 h26 訶 104 471 嚴(yán) 1898)23.71471.75=53.84mm1 1.6計算圓周速度6 m60 10003.14 53.84 473.3360 "000二 1.33m / s計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬bb= d d1t =53.84mm計算摸數(shù)mn初選螺旋角1 =14ditCOsB 53.84 xcos14 小 mnt =2.18mmZ124 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 Gd dtan ： =0.318 1 24

16、tan 14 =1.903 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PW2表10-8得動載系數(shù)Kv=1.07,查課本由P194表10-4得© 的計算公式：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+0.23 X 10X 53.84=1.54查課本由P195表10-13得：K=1.35查課本由 P193表 10-3 得:K h：.= Kf：.=1.2故載荷系數(shù)：K = Kl K Kh：. Kh-： =1X 1.07X 1.2X 1.54=1.98 按實際載荷

17、系數(shù)校正所算得的分度圓直徑3 !d1=d1t ' K/Kt =53.84X、1.98=57.08mm.1.6 計算模數(shù)mnd1 cos P57.0 cos14mn=2.34mmZ1244. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式3mn r呼竺(警 dZ1；a 6確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩一 =48.6 kN -m確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 乙=24, z = i乙=3.71 X 24= 89.04傳動比誤差 i = u = z_/zl = 90/24= 3.75 i1%= 5%,允許 計算當(dāng)量齒數(shù)z；» = zl/cos ；= 24/ cos314 = 26.

18、27z'_ = z：/cos= 90/ cos314 = 98.90 初選齒寬系數(shù)：i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 = Kl K K；K陽=1 X 1.07X 1.2X 1.35= 1.73 查取齒形系數(shù)丫上和應(yīng)力校正系數(shù)丫；查課本由表得：齒形系數(shù)丫匚=2.592 丫匕=2.211應(yīng)力校正系數(shù)丫衛(wèi)=1.596 丫二=1.774 重合度系數(shù)丫'端面重合度近似為 .=X(丄 )cos1 =1.88 3.2X( 1/24Z1Z2+ 1/90) X cos14 = 1.66= arctg (tg “!/cos )= arctg (tg20 /

19、cos14 ) = 20.64690厶-= 14.07609因為* = :，/cos，則重合度系數(shù)為 Y： = 0.25+0.75 cos 丄/：.+ = 0.673 螺旋角系數(shù)丫軸向重合度 二二匚亠=5384 sin14° = 1.77兀漢2.34Y = 1 1.77*14/120 = 0.79Yf Fs 計算大小齒輪的丫莊f查課本由表得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限小齒輪二 FF1 =500MPa大齒輪二 FF2 =380MPa查課本由表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=1.4“=¥=皆=3。7.14廠f 2=5宀2 =°

20、.93 380 = 252.43S1.4邑空連竺g "01347匸Fh307.14土邑2竺衛(wèi)Z4-0.01554；f2252.43大齒輪的數(shù)值大.選用. 設(shè)計計算計算模數(shù)mn -3 2 1.73 6.40 104 0.78 cos214 0.01554cmm =1.38mm21 241.655對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)叫大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取g=2mmE為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 的齒數(shù).于是由：d1=57.80 mm來計算應(yīng)有Z1=57.80 cos14 =28.0

21、33 取 z1=28那么 z 2 =3.71 X 28=103.88=104幾何尺寸計算計算中心距a= (z z2)mn-(28 104)22cos :=136.08 mm2 cos14將中心距圓整為137 mm按圓整后的中心距修正螺旋角R(Z1 +Z)mn(28 + 104)匯2 _ _-=arccos- = arccos18.562。2"36.08因值改變不多，故參數(shù)；:.,k 1, Zh等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d 1=二 28 2 =58.95 mm cos -cos18.06d2 = 104 2 =218.95 mmcos P cos 18.06計算齒輪寬度Bj

22、-d1 =1 58.90mm = 58.95mm圓整的B2 =57（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)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 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(qiáng)化按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選Kt =1.6 查課本由圖選取區(qū)域系數(shù) ZH =2.45 試選1 =12°,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

23、面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；Hlim1 =600MPa , 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；Hlim1 =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 H 1 =K HN1 H lim 1 = 0.94 X 600= 564 MPaIZb2 = HN2、Hlim2 =0.98x 550/仁517MPaSJ = °Hlim1 巴也=540.5MPa2查課本由P,98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=95.5 X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X 2.3/127.58d1t>u(Z：

24、Ze)21 1.71=17.22 X 104 N.m2.計算圓周速度=0.458m/s二 dig二 68.54 127.5860 1000 一 60 1 0 0 03.計算齒寬b= dd1t=ix 68.54=68.54mm4.計算齒寬與齒高之比模數(shù)mnt =d1t COS :乙68.54 cos12二 2.24mm30齒高h(yuǎn)=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 dz1 tan - - 0.318 30 tan 12= 2.0286. 計算載荷系數(shù)KK H =1.12+0.18(1+0.6

25、' d +0.23X 10 X b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10 X 68.54=1.4362使用系數(shù)K A=1同高速齒輪的設(shè)計，查表選取各數(shù)值Kv =1.04 Kf：;=1.35Kh =Kf =1.2故載荷系數(shù)K = KaKvKh Kh ：=1X 1.04X 1.2X 1.4231=1.7767. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計32KT1YcoYf :Ys;： 一dZJ確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩'1 = 143.3 kN -m(2)確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 乙=30, z_ = i X z = 2.8

26、6X 30 = 85.8傳動比誤差 i = u= z_l z. = 86/30= 2.866 i 0.02%= 5%,允許 ”1 776dp 宀=68林1.3®06mm計算模數(shù)mn二咚0LZ176.06 cos1230二 2.4799mm3.(3)初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得1(4) 初選螺旋角初定螺旋角二12：(5) 載荷系數(shù)KK 二 K 二 K K 二 K-: =1X 1.04 X 1.2X 1.35= 1.6848(6) 當(dāng)量齒數(shù)z = z_/cos ；= 30/ cos312 = 32.056Z'l = z：/cos ；= 86/ cos312 = 91.98由課

27、本表查得齒形系數(shù)Y：和應(yīng)力修正系數(shù)Y；Yf：1 =2.491,Yf：.2 = 2.232Ys：1 =1.636,Ys-2 =1.751(7) 螺旋角系數(shù)Y軸向重合度=2.03Y = 1 W = 0.797Yf Fs(8) 計算大小齒輪的上-Wf查課本由圖得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限二 fE1 =500MPa二 FE2 = 380MPa查課本由P202圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 =0.90 K Fn2=0.93S=1.4k fn feiS0.90 5001.4；fK FN 2 J FF 20.93 3801.4二 252.43MP計算大小齒輪的晉，并加以比較YFalF salLfi2.49

28、1 1.636321.43=0.01268YFa2F sa2=22.232 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)（522 1.6848 1.433 100.797 cos 12 0.01548,2mm = 1.5472mm 、1 x30 x1.71對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù) g大于由齒根彎曲疲勞 強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取叫=3mn但為了 同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1 =72.91 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).Z1=72.91 COS12 =27.77

29、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 込 =（30 86） 2=118.37mm2cosB 2=<cos12將中心距圓整為119 mm修正螺旋角R（乙 +Z2）mn（30 + 86）x2 dOQn-=arccosarccos12.892：2 119因一：值改變不多，故參數(shù)；:.,心，Zh等不必修正分度圓直徑.ZMn 30 匯 2 宀“d 1= :=61.34 mmcos - cos12d2=_Z2mn=175.51 mmcosP cos 12計算齒輪寬度b 二 dd1 72.91 =72.91mm圓整后取B_! =75mm

30、B2 =80mm齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1.各軸轉(zhuǎn)速n(r/mi n)丹耳(r/mi n)"邁(r/mi n)niv (r/min)473.33127.5844.6044.602.各軸輸入功率P號(kw)巴(kw)冷(kw)Pv (kw)2.5922.4132.2472.183.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T筠(kN m)(kN m)Gr (kN m)Tw (kN m)52.30182.55486.07457.156. 傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1. 傳動軸承的設(shè)計.求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速na，轉(zhuǎn)矩T3P3=2.247KWn3=44.60r/mi nT3 =486.07N. m.求作用在齒輪上的力已知低速

31、級大齒輪的分度圓直徑為d2=175.51 mm古 _ 2Ta2486.07而 Ft=-3 =5538.94Nd2175.51X0tanqtan 20°Fr = Ft丄= 5538.94°= 2055.69Ncos Pcos13.86Fa = Fttan ： =5538.94X 0.246734=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(diào)質(zhì)處理，根據(jù)課本P361 表 15 -3 取 A。=112dmin = A°341.37 mm 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

32、需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本選取Ka =1.5Tca =KaT3 =1.5 486.07 =729.10N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機(jī)械設(shè)計手冊選取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 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 =84mm.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 - U軸段右端需要制出一軸肩，故取U -川的直徑=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

33、而不壓在軸端上，故I - U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，故選用單列角 接觸球軸承參照工作要求并根據(jù)=47mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選 取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承 7010C型. 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 D B = 50mm 80mm 16mm,故d皿田-d皿-50mm ；'而1皿戲=16mm .右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)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,因止匕=57 mm, 取安裝齒輪處的軸段d在=58mm;齒輪的右端與左軸

34、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l刑=72mm.齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高3.5,取dv=65mm.軸環(huán)寬度b 一 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(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I = 30mm ,故取l 口_皿二50mm. 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=

35、16mm,高速齒輪輪轂長L=50mm,則l 皿制-T s a (75 - 72) =(16 816 3)mm=43mml即斗-L s c a-l皿Tv習(xí)=(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.dDBd2D2軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C5.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(diǎn)位置時， 查機(jī)械設(shè)計手冊表.對于7

36、010C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 n 60.8mm = 175.6mm士 Ft =5538.94 608 = 1917.81NL2 L3175.6L114 8Fnh22 Ft =5538.943621NL2 +L3175.6F NV1FaDFaF r l32L2' L3= 1022.15NFNV2 =Fr -FnV2 =2055.96-1022.15 =1033.54NM H =172888.8N mmMv1 =Fnv1L2 =1022.15 114.8 =62146.7N mmMV2 =FNv2L3 =821 6

37、0.8 = 49916.8N mmM 1 = mH= J1728892 +1173422 = 208949N mmM 2 =183719 N mm從動軸的載荷分析圖：FrMhc)MTa)FhH2Fr屮二 F.D/2F4Db)d)6.mTrniTT按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)Jm, +(藥3)2I2089492 +(1x486.07)2“ ”匚 ca=16.72W.0.1 12500前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表 15-1 得；=60MPa%a貯 此軸合理安全7.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.判斷危險截面截面A, n ,川,b只受扭矩作用。所以a n m b無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲 勞強(qiáng)

38、度的影響來看，截面切和處的配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)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(qiáng)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(qiáng)度校核，截面W和V顯然更加不 必要做強(qiáng)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,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗證即可.截面左側(cè)。抗彎系數(shù) W=0.1 d3= 0.1503 =12500抗扭系數(shù)wT =0.2d 3 =0.2 503 =25 0 00截面的右側(cè)的彎矩 M為 M =208949 60.8 16 =1

39、53962.42N mm60.8截面W上的扭矩T3為T3 = 486.07N m截面上的彎曲應(yīng)力M 153962.42匚 b12.32MPaW 12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力土 = 486070 “9.44MPaWr 25000軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表查得：匚B =640MPa二 ° =275MPaT4155MPa因-20 =0.04d50D 581.16d 50經(jīng)插入后得丁 ： =2.0-T =1.31軸性系數(shù)為q；=0.82q =0.85K；n+qf廠帖僥2K =1+q （二 t-1 ） =1.26所以.-0.67； = 0.82“ -=0.92綜合系數(shù)為： K .-=2

40、.8K =1.62碳鋼的特性系數(shù)二0.10.2 取0.1¥*=0.050.1取 0.05安全系數(shù)ScaK；= 25.13S1=13.71Sea SS10.5 > S=1.5所以它是安全的.s2s2截面w右側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1 d3= 0.1 503 =12500抗扭系數(shù)Wt =0.2d =0.2 50 =25000截面W左側(cè)的彎矩 M為 M=133560截面W上的扭矩T3為T3 =295M 133560截面上的彎曲應(yīng)力二b10.68W 12500截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力亠丄亠2.8SCFT = B=4860Z£ =19.44. K WT25000K =丄-1=1.62；=0.

41、82 一 = 0.92：=0.050.1 取 0.05所以=0.67綜合系數(shù)為：K；=2.8 K =1.62碳鋼的特性系數(shù)"0.1 0.2 取 0.1安全系數(shù)ScaK；亠= 25.13= 13.71ScaSS 10.5 > S=1.5St S2所以它是安全的7. 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 2=55 d 3=65查表 6-1 取： 鍵寬 b 2=16 h 2=10L2=36b3 =20 h 3=12L3 =50 校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查表 6-2 得二 p=110MPa工作長度 * 二 L2 -b2 =36-16

42、=20I3 = 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 心仏5 20 55p32T3 103K 3l3d 32 486.07 10006 30 65-83.03兩者都合適 取鍵標(biāo)記為:鍵2:16X 36 A GB/T1096-1979鍵3:20X 50 A GB/T1096-19798. 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(jī)體采用也配合.is6在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)

43、了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)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(jī)蓋與機(jī)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6.3 -3. 機(jī)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(jī)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(jī)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(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加 工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B油螺塞：放油孔位于油

44、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(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部 的支承面，并加封油圈加以密封。C油標(biāo)：油標(biāo)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(jìn)入油尺座孔而溢出.D通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)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(jī)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(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)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(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚a = 0.025a + 3 啟 810箱蓋壁厚巧=0.02a +3K89箱蓋凸緣厚度bid =1.512箱座凸緣厚度bb =i.5u15箱座底凸緣厚度b2b2 =2.5u25地腳螺釘直徑dfdf =0.036a +12M24地腳螺釘數(shù)目n查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑didi =0.72dfM12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d2d2 =（0.50.6） d fM10軸承端蓋螺釘直徑d3d3= （0.40.5） d f10視孔蓋螺釘直