本文格式為Word版，下載可任意編輯——V帶傳動二級圓柱斜齒輪減速器設計說明書機械設計課程設計

目錄

一課程設計書2

二設計要求2

三設計步驟

1.傳動裝置總體設計方案32.電動機的選擇43.確定傳動裝置的總傳動比和分派傳動比54.計算傳動裝置的運動和動力參數55.設計V帶和帶輪66.齒輪的設計87.滾動軸承和傳動軸的設計198.鍵聯接設計269.箱體結構的設計2710.潤滑密封設計3011.聯軸器設計30

四設計小結五參考資料

2

3132

機械設計課程設計

一.課程設計書

設計課題:

設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,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,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:題號參數運輸帶工作拉力（kN）運輸帶工作速度（m/s）卷筒直徑（mm）2.51.02502.31.12502.11.22501.91.33001.81.430012345二.設計要求

1.減速器裝配圖一張(A1)。

2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3.設計說明書一份。

三.設計步驟

1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇

3.確定傳動裝置的總傳動比和分派傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數5.設計V帶和帶輪6.齒輪的設計

7.滾動軸承和傳動軸的設計8.鍵聯接設計9.箱體結構設計10.潤滑密封設計11.聯軸器設計

機械設計課程設計

1.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：Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV圖一:(傳動裝置總體設計圖)

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帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率?a

32?a??1?23?32?4?5＝0.96×0.98×0.95×0.97×0.96＝0.759；

?1為V帶的效率,?1為第一對軸承的效率，

?3為其次對軸承的效率，?4為第三對軸承的效率，

?5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.

因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。

2.電動機的選擇

機械設計課程設計

電動機所需工作功率為：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,執行機構的曲柄轉速為n＝

1000?60v=82.76r/min，

?D經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，電動機轉速的可選范圍為n＝i×n＝（16～160）×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，滿載轉速nm?1440r/min，同步轉速1500r/min。

方電動機額定功率Pedkw1Y112M-44電動機轉速電動機重量N參考價格元總傳動比23016.15V2.3帶減速器7.02傳動傳動裝置的傳動比案型號

rmin滿載同步轉速轉/p>

中心高外型尺寸底腳安裝尺地腳螺栓軸伸尺裝鍵部位尺機械設計課程設計

132L×（AC/2+AD）×HD515×345×315寸A×B216×178孔直徑K12寸D×E36×80寸F×GD10×41

3.確定傳動裝置的總傳動比和分派傳動比

（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，可得傳動裝置總傳動比為ia＝n/n＝1440/82.76＝17.40（2）分派傳動裝置傳動比

ia＝i0×i

式中i0,i1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i0＝2.3，則減速器傳動比為i＝

ia/i0＝17.40/2.3＝7.57

根據各原則，查圖得高速級傳動比為i1＝3.24，則i2＝i/i1＝2.33

4.計算傳動裝置的運動和動力參數

（1）各軸轉速

n?＝nm/i0＝1440/2.3＝626.09r/minnⅡ＝nⅠ/i＝626.09/3.24＝193.24r/min1nⅢ＝nⅡ/i2＝193.24/2.33=82.93r/min

nⅣ=nⅢ=82.93r/min（2）各軸輸入功率

PⅠ＝pd×?1＝3.25×0.96＝3.12kW

PⅠ×η2×?3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kWⅡ＝pPⅢ＝PⅡ×η2×?3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW則各軸的輸出功率：

?PⅠ×0.98=3.06kWⅠ＝P?PⅡ×0.98=2.84kWⅡ＝P?

＝PⅢ×0.98=2.65kWPⅢ?＝PⅣ×0.98=2.52kWPⅣ（3）各軸輸入轉矩

機械設計課程設計

T1=Td×i0×?1N·m電動機軸的輸出轉矩Td=9550

Pd=9550×3.25/1440=21.55N·nm所以:TmⅠ＝Td×i0×?1=21.55×2.3×0.96=47.58N·mTⅡ＝TⅠ×i1×?1×?2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53N·mTⅢ＝TⅡ×i2×?2×?3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·mTⅣ=TⅢ×?3×?4=311.35×0.95×0.97=286.91N·

?輸出轉矩：TmⅠ×0.98=46.63N·Ⅰ＝T?＝TⅡ×0.98=140.66N·mTⅡ?＝TⅢ×0.98=305.12N·mTⅢ?＝TⅣ×0.98=281.17N·mTⅣ運動和動力參數結果如下表軸名電動機軸1軸2軸3軸4軸3.122.902.702.57功率PKW輸入輸出3.253.062.842.652.52輸入47.58143.53311.35286.91轉矩TNm輸出21.5546.63140.66305.12281.171440626.09193.2482.9382.93轉速r/min5.設計Ｖ帶和帶輪

⑴確定計算功率

查課本P178表9-9得：KA?1.2

Pca?kA?P?1.2?4?4.8,式中

既電機的額定功率.⑵選擇帶型號

為工作狀況系數，p為傳遞的額定功率,

根據Pca?4.8，kA?1.3,查課本P152表8-8和P153表8-9選用帶型為A型帶．⑶選取帶輪基準直徑dd1,dd2

查課本P145表8-3和P153表8-7得小帶輪基準直徑dd1?90mm，則大帶輪基準直徑dd2?i0?dd1?2.3?90?207mm,式中ξ為帶傳動的滑動率，尋常取（1%～2%），查課本P153表8-7后取dd2?224mm。

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⑷驗算帶速vV??dd1nm60?1000???90?140060?1000?7.17m/s?35m/s在5～25m/s范圍內，Ｖ

帶充分發揮。

⑸確定中心距a和帶的基準長度

由于

(dd2?dd1)24a0

,所以初步選取中心距a：

a0?1.5(dd1?dd2)?1.5(90?224)?471，初定中心距a0?471mm，所以帶長,

L?d=2a0??2(dd1?dd2)??1444.76mm.查課本P142表8-2選取基準長

度Ld?1400mm得實際中心距

Ld?L?da?a0??471?44.76/2?448.62mm

2取a?450mm

⑹驗算小帶輪包角?1

dd2?dd1180??162.94?，包角適合。a??1?180??

⑺確定v帶根數z

因dd1?90mm，帶速v?6.79m/s，傳動比i0?2.3,

查課本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由內插值法得p0?10.7.?p0?0.17.查課本P142表8-2得KL=0.96.

查課本P154表8-8,并由內插值法得K?=0.96由P154公式8-22得

Z?pca4.8??4.20

(p0??p0)?k?kl(1.07?0.17)?0.96?0.96應選Z=5根帶。

⑻計算預緊力F0

查課本P145表8-4可得q?0.1kg/m,故:單根普通Ｖ帶張緊后的初拉力為

機械設計課程設計

F0?500?Pca2.54.8?5002.5(?1)?qv2?(?1)?0.1?7.172?158.80Nzvk?5?7.170.96⑼計算作用在軸上的壓軸力Fp利用P155公式8-24可得:

Fp?2z?F0sin?12?2?5?158.80?sin162.94?1570.43N2

6.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

①材料：高速級小齒輪選用45?鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數Z1=24

高速級大齒輪選用45?鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ2=i×Z1=3.24×24=77.76取Z2=78.②齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸加強。

２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸

按齒面接觸強度設計

3d1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?()u[?H]確定各參數的值:①試選Kt=1.6

查課本P215圖10-30選取區域系數ZH=2.433由課本P214圖10-26??1?0.78??2?0.82

則???0.78?0.82?1.6

②由課本P202公式10-13計算應力值環數

N1=60n1jLh=60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×109h

機械設計課程設計

N2==4.45×108h#(3.25為齒數比,即3.25=

Z2)Z1③查課本P20310-19圖得：K??1=0.93K??2=0.96④齒輪的疲乏強度極限

取失效概率為1%,安全系數S=1,應用P202公式10-12得:[?H]1=

[?H]2=

KHN2?Hlim2=0.96×450=432MPaSKHN1?Hlim1=0.93×550=511.5MPaS許用接觸應力

[?H]?([?H]1?[?H]2)/2?(511.5?432)/2?471.75MPa

⑤查課本由P198表10-6得：ZE=189.8MPa由P201表10-7得:?d=1

T=95.5×105×P1/n1=95.5×105×3.19/626.09

=4.86×104N.m

3.設計計算

①小齒輪的分度圓直徑d1t

3d1t?32KtT1?d???u?1ZHZE2?()u[?H]=

2?1.6?4.86?1044.242.433?189.82??()?49.53mm

1?1.63.25471.75②計算圓周速度?

?d1tn13.14?49.53?626.09?1.62m/s?60?100060?1000③計算齒寬b和模數mnt

??計算齒寬b

b=?d?d1t=49.53mm計算摸數mn初選螺旋角?=14?

mnt=

d1tcos?49.53?cos14??2.00mmZ124④計算齒寬與高之比bh

齒高h=2.25mnt=2.25×2.00=4.50mm

機械設計課程設計

b=49.53=11.01h4.5⑤計算縱向重合度

??=0.318?d?1tan??0.318?1?24?tan14?=1.903

⑥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P192表10-8得動載系數KV=1.07,

查課本由P194表10-4得KH?的計算公式:KH?=1.12?0.18(1?0.6?d)??d+0.23×10?3×b=1.12+0.18(1+0.6?1)×1+0.23×10?3×49.53=1.42查課本由P195表10-13得:KF?=1.35查課本由P193表10-3得:KH?=KF?=1.2故載荷系數:

K＝KKKH?KH?=1×1.07×1.2×1.42=1.82⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑

d1=d1t3322K/Kt=49.53×

1.82=51.73mm1.6⑧計算模數mn

mn=

d1cos?51.73?cos14??2.09mmZ1244.齒根彎曲疲乏強度設計

由彎曲強度的設計公式

3mn≥

2KT1Y?cos2?YF?YS?()[?F]?dZ21?a⑴確定公式內各計算數值①小齒輪傳遞的轉矩確定齒數z

由于是硬齒面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76傳動比誤差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5％，允許②計算當量齒數

＝48.6kN·m

機械設計課程設計

z＝z/cosz＝z/cos

＝24/cos314＝26.27＝78/cos314＝85.43

＝1

??③初選齒寬系數

按對稱布置，由表查得④初選螺旋角初定螺旋角⑤載荷系數K

K＝KKK

K＝14

=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥查取齒形系數Y和應力校正系數Y

查課本由P197表10-5得:齒形系數Y

＝2.592Y

＝2.211

＝1.774

應力校正系數Y

⑦重合度系數Y端面重合度近似為

＝1.596Y

＝[1.88-3.2×（

11?）]cos?＝[1.88－3.2×（1/24Z1Z2＋1/78）]×cos14?＝1.655＝arctg（tg

/cos）＝arctg（tg20/cos14?）＝20.64690

＝14.07609

由于

＝

/cos

，則重合度系數為Y＝0.25+0.75cos

/

＝0.673

⑧螺旋角系數Y軸向重合度Y＝1－

⑨計算大小齒輪的

＝0.78

49.53?sin14o＝＝1.825,

??2.09YF?FS?[?F]

安全系數由表查得S＝1.25

工作壽命兩班制，8年，每年工作300天

小齒輪應力循環次數N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10

機械設計課程設計

大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10查課本由P204表10-20c得到彎曲疲乏強度極限小齒輪?FF1?500MPa大齒輪?FF2?380MPa查課本由P197表10-18得彎曲疲乏壽命系數:KFN1=0.86KFN2=0.93取彎曲疲乏安全系數S=1.4[?F]1=[?F]2=

KFN1?FF10.86?500??307.14S1.4KFN2?FF20.93?380??252.43S1.4YF?1FS?1[?F]1YF?2FS?2[?F]2

??2.592?1.596?0.01347

307.142.211?1.774?0.01554

252.43大齒輪的數值大.選用.⑵設計計算①計算模數

3mn?2?1.73?4.86?104?0.78?cos214?0.01554mm?1.26mm

1?242?1.655對比計算結果，由齒面接觸疲乏強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲乏強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取mn=2mm但為了同時滿足接觸疲乏強度，需要按接觸疲乏強度算得的分度圓直徑d1=51.73mm來計算應有的齒數.于是由:

51.73?cos14?z1==25.097取z1=25

mn那么z2=3.24×25=81②幾何尺寸計算

計算中心距a=

(z1?z2)mn(25?81)2==109.25mm?2?cos142cos?將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角

(?1??2)mn(25?81)?2?arccos?14.01

2?2?109.25因?值改變不多,故參數??,k?,Zh等不必修正.

?=arccos

計算大.小齒輪的分度圓直徑

機械設計課程設計

d1=d2=

z1mn25?2=51.53mm?cos?cos14.01z2mn81?2=166.97mm?cos?cos14.01計算齒輪寬度

B=?d1?1?51.53mm?51.53mm圓整的B2?50

（二）低速級齒輪傳動的設計計算

⑴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Z1=30

速級大齒輪選用45?鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz2=2.33×30=69.9圓整取z2=70.

⑵齒輪精度

按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸加強。⑶按齒面接觸強度設計1.確定公式內的各計算數值①試選Kt=1.6

②查課本由P215圖10-30選取區域系數ZH=2.45③試選??12o,查課本由P214圖10-26查得

B1?55

??1=0.83??2=0.88??=0.83+0.88=1.71

應力循環次數

N1=60×n2×j×Ln=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×108

N14.45?108??1.91×108N2=i2.33由課本P203圖10-19查得接觸疲乏壽命系數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乏強度極限?Hlim1?600MPa,

大齒輪的接觸疲乏強度極限?Hlim1?550MPa

取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲乏許用應力[?H]1=

KHN1?Hlim10.94?600?564MPa=

1S機械設計課程設計

[?H]2=[?H]?KHN2?Hlim2=0.98×550/1=517MPaS

(?Hlim1??Hlim2)?540.5MPa

2查課本由P198表10-6查材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa

選取齒寬系數?d?1

T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.90/193.24

=14.33×104N.m

3d1t?2KtT1?d??u?1ZHZE232?1.6?14.33?1043.332.45?189.82??()???()u[?H]1?1.712.33540.5

=65.71mm2.計算圓周速度??3.計算齒寬

b=?dd1t=1×65.71=65.71mm4.計算齒寬與齒高之比bh模數mnt=

?d1tn2??65.71?193.24??0.665m/s

60?100060?1000d1tcos?65.71?cos12??2.142mmZ130齒高h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621mm

b=65.71/5.4621=12.03h5.計算縱向重合度

???0.318?dz1tan??0.318?30?tan12?2.028

6.計算載荷系數K

KH?=1.12+0.18(1+0.6?d2)?d2+0.23×10?3×b=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×10?3×65.71=1.4231使用系數KA=1

同高速齒輪的設計,查表選取各數值

Kv=1.04KF?=1.35KH?=KF?=1.2

故載荷系數

K＝KAKvKH?KH?=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767.按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑d1=d1t33KKt=65.71×

1.776?72.91mm1.3機械設計課程設計

計算模數mn?d1cos?72.91?cos12??2.3772mmz13033.按齒根彎曲強度設計

m≥

2KT1Y?cos2??dZ21???YF?YS?[?F]㈠確定公式內各計算數值（1）計算小齒輪傳遞的轉矩（2）確定齒數z

由于是硬齒面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9傳動比誤差i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33Δi＝0.032％5％，允許（3）初選齒寬系數按對稱布置，由表查得（4）初選螺旋角初定螺旋角?＝12（5）載荷系數KK＝KKK

K

=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

?＝143.3kN·m

＝1

（6）當量齒數z＝z/cos

z＝z/cos

＝30/cos312＝32.056＝70/cos312＝74.797

?由課本P197表10-5查得齒形系數Y和應力修正系數Y

YF?1?2.491,YF?2?2.232YS?1?1.63,6YS?2?1.751（7）螺旋角系數Y軸向重合度Y＝1－

＝0.797

＝

＝2.03

（8）計算大小齒輪的

YF?FS?[?F]

查課本由P204圖10-20c得齒輪彎曲疲乏強度極限?FE1?500MPa?FE2?380MPa查課本由P202圖10-18得彎曲疲乏壽命系數

機械設計課程設計

KFN1=0.90KFN2=0.93S=1.4[?F]1=

KFN1?FE10.90?500??321.43MPaS1.4KFN2?FF20.93?380??252.43MPaS1.4[?F]2=

計算大小齒輪的

YFaFSa,并加以比較[?F]YFa1FSa12..491?1.636??0.01268

[?F]1321.43YFa2FSa22.232?1.751??0.01548

[?F]2252.43大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.①計算模數

3mn?2?1.6848?1.433?105?0.797?cos212?0.01548mm?1.5472mm21?30?1.71對比計算結果，由齒面接觸疲乏強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲乏強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取mn=3mm但為了同時滿足接觸疲乏強度，需要按接觸疲乏強度算得的分度圓直徑d1=72.91mm來計算應有的齒數.

72.91?cos12?z1==27.77取z1=30

mnz2=2.33×30=69.9取z2=70②初算主要尺寸計算中心距a=

(z1?z2)mn(30?70)?2==102.234mm?2?cos122cos?將中心距圓整為103mm修正螺旋角

(?1??2)mn(30?70)?2?arccos?13.86

2?2?103因?值改變不多,故參數??,k?,Zh等不必修正

?=arccos

分度圓直徑d1=

d2=

z1mn30?2=61.34mm?cos?cos12z2mn70?2?=143.12mmcos?cos12計算齒輪寬度

機械設計課程設計

b??dd1?1?72.91?72.91mm圓整后取B1?75mmB2?80mm低速級大齒輪如上圖：

3.21.6機械設計課程設計

V帶齒輪各設計參數附表

1.各傳動比

V帶2.32.各軸轉速n

(r/min)(r/min)626.093.各軸輸入功率P

（kw）3.124.各軸輸入轉矩T

(kN·m)(kN·m)47.585.帶輪主要參數

小輪直徑（mm）90大輪直徑（mm）224471中心距a（mm）基準長度（mm）14005帶的根數z高速級齒輪3.24低速級齒輪2.33nⅣ(r/min)82.93(r/min)82.93193.24（kw）2.90（kw）2.70PⅣ(kw)2.57TⅣ(kN·m)311.35(kN·m)286.91143.53

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7.傳動軸承和傳動軸的設計

1.傳動軸承的設計

⑴.求輸出軸上的功率P3，轉速n3，轉矩T3P3=2.70KWn3=82.93r/min

T3=311.35N．m

⑵.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=143.21mm而Ft=

2T32?311.35?4348.16N?d2143.21?10?3tan?ntan20oFr=Ft?4348.16??1630.06Nocos?cos13.86

Fa=Fttan?=4348.16×0.246734=1072.84N

圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示:

⑶.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

P361表15?3取Ao?112

dmin?Ao3P3?35.763mmn3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑dⅠ?Ⅱ,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P343表14?1,選取Ka?1.5

Tca?KaT3?1.5?311.35?467.0275N?m由于計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以查《機械設計手冊》22?112

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

d1?40mm,故取dⅠ?Ⅱ?40mm.半聯軸器的長度L?112mm.半聯軸器與軸協同的轂孔長度為L1?84mm

機械設計課程設計

⑷.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度①

為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡ?Ⅲ?47mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D?50mm半聯軸器與軸協同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-Ⅱ的長度應比略短一些,現取

lⅠ?Ⅱ?82mm②

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,應選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據dⅡ?Ⅲ?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.

d454545505050D8585100808090B191925161620d2D2軸承7209AC7209B7309B7010C7010AC7210C58.860.566.059.259.262.473.270.280.070.970.977.7

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2.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?16mm,故dⅢ?Ⅳ?dⅦ?Ⅷ?50mm;而lⅦ?Ⅷ?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?3.5mm,因此dⅣ?Ⅴ?57mm,

③取安裝齒輪處的軸段dⅥ?Ⅶ?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,此軸段應略短于輪轂寬度,故取lⅥ?Ⅶ?72mm.齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取dⅤ?Ⅵ?65mm.軸環寬度b?1.4h,取b=8mm.

④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l?30mm,故取lⅡ?Ⅲ?50mm.

⑤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

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lⅦ?Ⅷ?T?s?a?(75?72)?(16?8?16?3)mm?43mm

lⅣ?Ⅴ?L?s?c?a?lⅢ?Ⅳ?lⅤ?Ⅵ?(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》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.L2?L3?114.8mm?60.8mm?175.6mm

L360.8FNH1?Ft?4348.16??1506N

L2?L3175.6L2114.8FNH2?Ft?4348.16??2843N

L2?L3175.6FDFrL3?a2?809NFNV1?L2?L3FNV2?Fr?FNV2?1630?809?821NMH?172888.8N?mm

MV1?FNV1L2?809?114.8?92873.2N?mmMV2?FNV2L3?821?60.8?49916.8N?mm

2222M1?MH?MV?196255N?mm1?172889?92873

M2?179951N?mm傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

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(中間軸)

(主動軸)

從動軸的載荷分析圖:

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6.按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度

機械設計課程設計

根據

2196255?(1?311.35)2=?ca=?10.82

0.1?27465W前已選軸材料為45鋼，調質處理。

M1?(?T3)22查表15-1得[??1]=60MPa

?ca〈[??1]此軸合理安全

7.確切校核軸的疲乏強度.⑴.判斷危險截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A

ⅡⅢB無需校核.從應力集中對軸的

疲乏強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈協同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Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ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,鍵槽的應力集中較系數比過盈協同的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.⑵.截面Ⅶ左側。

抗彎系數W=0.1d3=0.1?503=12500抗扭系數wT=0.2d3=0.2?503=25000截面Ⅶ的右側的彎矩M為M?M1?60.8?16?144609N?mm60.8截面Ⅳ上的扭矩T3為T3=311.35N?m截面上的彎曲應力

M144609?b???11.57MPa

W12500截面上的扭轉應力?T=

T3311350?12.45MPa=

WT25000軸的材料為45鋼。調質處理。由課本P355表15-1查得：

?B?640MPa??1?275MPaT?1?155MPa

因

rD582.0??0.04??1.16dd5050經插入后得

???2.0?T=1.31

軸性系數為

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q??0.82q?=0.85

?K?=1+q?(???1)=1.82K?=1+q?（?T-1）=1.26

所以???0.67???0.82

??????0.92

綜合系數為：K?=2.8K?=1.62

碳鋼的特性系數???0.1～0.2取0.1

???0.05～0.1取0.05

安全系數ScaS?=S???1?25.13

K??a??a?m??1?13.71

k??a??t?mS?S?S??S?22Sca

?10.5≥S=1.5所以它是安全的

截面Ⅳ右側

抗彎系數W=0.1d3=0.1?503=12500

抗扭系數wT=0.2d3=0.2?503=25000

截面Ⅳ左側的彎矩M為M=133560

截面Ⅳ上的扭矩T3為T3=295截面上的彎曲應力?b?截面上的扭轉應力?T=

M133560??10.68W12500KT32949301?11.80?K?=??=?1?2.8

WT25000????K?K?=

???1???1?1.62

所以???0.67???0.82??????0.92綜合系數為：K?=2.8K?=1.62碳鋼的特性系數

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???0.1～0.2取0.1???0.05～0.1取0.05

安全系數ScaS?=S???1?25.13

K??a??a?m??1?13.71

k??a??t?mS?S?S??S?22Sca

?10.5≥S=1.5所以它是安全的

8.鍵的設計和計算

①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d2=55d3=65

查表6-1取：鍵寬b2=16h2=10L2=36b3=20h3=12L3=50

②校和鍵聯接的強度

查表6-2得[?p]=110MPa工作長度l2?L2?b2?36-16=20

l3?L3?b3?50-20=30

③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K2=0.5h2=5K3=0.5h3=6由式（6-1）得：?p2?p32T2?1032?143.53?1000?52.20＜[?p]??5?20?55K2l2d22T3?1032?311.35?1000?53.22＜[?p]??6?30?65K3l3d3兩者都適合取鍵標記為：

鍵2：16×36AGB/T1096-1979

鍵3：20×50AGB/T1096-1979

9.箱體結構的設計

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減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用

H7協同.is6

1.機體有足夠的剛度

在機體為加肋，外輪廓為長方形，加強了軸承座剛度

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，拔模便利.

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：

油標位在便于觀測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

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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：

名稱箱座壁厚箱蓋壁厚箱蓋凸緣厚度箱座凸緣厚度符號計算公式???0.025a?3?8結果109121525M246M12M1