机械设计基础课程设计(二级-斜齿圆柱齿轮-减速器)教材

1、一 课程设计书2二 设计要求2三 设计步骤21. 传动装置总体设计方案32. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数55. 设计V带和带轮66. 齿轮的设计87. 滚动轴承和传动轴的设计198. 键联接设计269. 箱体结构的设计2710. 润滑密封设计3011. 联轴器设计30四 设计小结31五 参考资料32一.课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 .运输机连 续单向运转，载荷变化不大，空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴 承效率的损失）,减速器小批量生产，使用期限8年（300天/年）,两班制 工作，运

2、输容许速度误差为5%,车间有三相交流，电压380/220V表题号参数12345运输带工作拉 力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mr）250250250300300设计要求1. 减速器装配图一张（A1）。2. CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3）3. 设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10润滑密封设计11.联轴器设计

3、1. 传动装置总体设计方案1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V带设置在 高速级。其传动方案如下：图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率a1 23 32 4 5 = 0.96 x 0.983 x 0.952 X 0.97 X 0.96 = 0.759 ;1为V带的效率，1为第一对轴承的效率,3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮

4、合传动的效率（齿轮为 7级精度，油脂润滑 因是薄壁防护罩，采用开式效率计算）。2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：Pl = PV/ n = 1900X 1.3/1000 X 0.759 =3.25kW,执行机构的曲柄转速为n= 1000 60v =82.76r/min ,nD经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i .= 24, 二级圆柱斜齿轮减速器传动比i j = 840,则总传动比合理范围为i _ = 16160,电动机转速的可选范围为 n =i - X n=（ 16160）X 82.76 = 1324.1613241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和

5、带传动、减速器的 传动比，选定型号为Y112M 4的三相异步电动机，额定功率为 4.0额定电流8.8A，满载转速nm T440 r/min，同步转速1500r/min。方案电动机型号额疋 功 率 Ped kw电动机转 速人in电 动 机 重 量N参 考 价 格 元传动装置的传动比同 步 转 速、卄满载转速总传 动比V带传动减速器1中心2M-44外型尺寸14底0 .脚47安地脚.螺16.轴伸.3装键.02部高LX( AC/2+ADX HD装尺寸AXB栓孔直径K尺寸DX E位尺寸FX GD132515X 345 X315216 X1781236 X8010X 413.确定传动装置的总传动比和分配传

6、动比(1) 总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速 n可得传动装置 总传动比为 ia = njn = 1440/82.76 = 17.40(2) 分配传动装置传动比ia = i 0 X i式中io,ii分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取io = 2.3，则减速器传动比为 i = ia/io = 17.40/2.3 = 7.57根据各原则，查图得高速级传动比为i1 = 3.24，则i2 = i/i1 = 2.334. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n = nm / i0 = 1440/2.3 = 626.09r/mi nnn = n / L

7、j = 626.09/3.24 = 193.24r/minn =nn /i2 = 193.24/2.33=82.93 r/minn =n m =82.93 r/mi n(2) 各轴输入功率R = pd x 1 = 3.25 x 0.96 = 3.12kWPn = Pi x n 2X 3 = 3.12 x 0.98 x 0.95 = 2.90kWPm = Pn x n 2x 3 = 2.97 x 0.98 x 0.95 = 2.70kWPw = pm x n 2 x n 4=2.77 x 0.98 x 0.97 = 2.57kW则各轴的输出功率：p丄 p x 0.98=3.06 kWPn = P

8、n x 0.98=2.84 kWPm = Pm x 0.98=2.65kW= Piv x 0.98=2.52 kW(3) 各轴输入转矩T1=Td x i0 x 1 N-m电动机轴的输出转矩 Td =9550旦=9550 x 3.25/1440=21.55 N - nm所以：Ti = Td x i0 x 1 =21.55 x 2.3 x 0.96=47.58 N-mTn = Ti x i1 x 1 x 2=47.58 x 3.24 x 0.98 x 0.95=143.53 N-mTm = Tn x i2 x 2 x 3=143.53 x 2.33 x 0.98 x 0.95=311.35 N-m

9、Tv =Tm x 3 x 4=311.35 x 0.95 x 0.97=286.91 N-m输出转矩：Tj = Ti x 0.98=46.63 N-mTn = Tn x 0.98=140.66 N -mTm = Tm x 0.98=305.12 N-mTv = Tv x 0.98=281.17 N-m运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/mi n输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.5

10、2286.91281.1782.935. 设计V带和带轮确定计算功率查课本P178表9-9得：KA =1.2巳厂 kA P =1.2 4 = 4.8, 式中际为工作情况系数，p为传递的额定功 率,既电机的额定功率.选择带型号根据Pca = 4.8， kA =1.3,查课本P152表8-8和P153表8-9选用带型为A 型带. 选取带轮基准直径dd1, dd2查课本P45表8-3和P153表8-7得小带轮基准直径dd1 =90mm ,则大 带轮基准直径dd2 = io dd1 =2.3 90 = 207mm,式中E为带传动的滑动率， 通常取(1%2%，查课本P53表8-7后取dd2 = 224m

11、m。验算带速Vd d 1 nm ：.90 1400V =1=7 17m/s c 35m/s 在 525m/s 丫范围60 1000 60 1000 内，V带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度T由于u,所以初步选取中心距a :a。=1.5(dd1 dd2)5(90 224) = 471，初定中心距 a 471mm,所以带长,7Ld =2a (dd1 dd2) (ddddl)1444.76 mm.查课本 R42表 8-2 选取基准24ao长度Ld = 1400mm得实际中心距FLd - Lda- =471 44.76/2 =448.62mm2取 a = 450mm验算小带轮包角:.1：1 80

12、-贬鱼 180 =162.94，包角合适。a兀确定V带根数z因 dd1 =90mm，带速 v=6.79m/s，传动比 i0 =2.3,查课本R48表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p0 =1O.7.p0 =0.17.查课本P142表8-2得Kl=0.96.查课本P154表8-8,并由内插值法得K.：=0.96由P154公式8-22得pcaZ 二(P0 巾0)k.kl故选Z=5根带。4.8(1.07 0.17) 0.96 0.96= 4.2015计算预紧力F。查课本P145表8-4可得q = 0.1kg / m ,故:单根普通V带张紧后的初拉力为Pca 2.524.8 沃

13、500 2.52F0 =500 ca(1) qv2(1) 0.1 7.172 =158.80Nzv k：.5 7.17 0.96计算作用在轴上的压轴力Fp利用P55公式8-24可得:Fp =2z F0sin162 94-2 5 158.80 sin1570.43N6. 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1. 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿 面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 45二钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS取小齿齿数乙=24高速级大齿轮选用45二钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS乙=i X 乙=3.

14、24 X 24=77.76取乙=78. 齿轮精度按GB/T1009A 1998，选择7级，齿根喷丸强化。2 .初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计dit2K(ZhZe)2d -U二 h确定各参数的值： 试选Kt =1.6查课本F由课本F215图10-30选取区域系数Z H =2.433*214 图 10-26j - 0.78亠2 = 0.82贝y ；一 =0.78 0.82 =1.6由课本P202公式10-13计算应力值环数N =60nj L =60 X 626.09 X 1X( 2X 8X 300X 8)= 1.4425 X 109hN2= =4.45 X 108h #(3.25为齿

15、数比,即3.25= Z ）乙 查课本 p203 10-19 图得：K X1=0.93 K 匸2 =0.96 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%安全系数S=1,应用P202公式10-12得:cH 1 = KHNHlim1 =0.93 X 550=511.5 MPaS_h 2 = KHNHim2 =0.96 x450=432 MPaS许用接触应力C (U G2)/2 = (511.5 432)/2 = 471.75MPa 查课本由Pg*表10-6得：Ze =189.8MPa由 P201 表 10-7 得:d=1T=95.5 X105 X P1/n1 =95.5 X 105 X 3.19/626.0

16、9=4.86 X 104N.m3. 设计计算 小齿轮的分度圆直径d1t3dT uu1(Z：Z;)22 1.6 4.86 104 11.64.243.25(2.433 189.8)471.75二 49.53mm 计算圆周速度60 10003.14 49.53 626.0960000=1.62m/ s 计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb= d d1t =49.53mm计算摸数mn初选螺旋角1 =14mnt d1t cos:49.53 cos14=2.00mm 计算齿宽与高之比bh齿咼 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mmbh 二49.5% =11.01 计算纵向重合度；=

17、0.318 4 1 tan0.318 1 24 tan 14=1.903 计算载荷系数K使用系数Ka = 1根据v=1.62m/s,7级精度，查课本由R92表10-8得 动载系数Kv=1.07, 查课本由R94表10-4得Khr的计算公式：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 10； X 49.53=1.42查课本由R95表10-13得:K书=1.35查课本由P93表10-3得:K =K=1.2故载荷系数：K=心 K Kh 一 Kh =1 X 1.07 X 1.2 X 1.42=1.82

18、 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3|d1=d1/ K/Kt =49.53 X、1.82 =51.73 mm 1.6计算模数mn24dcosP 51.73 汉 cos14 o mn =2.09mm4.乙齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式2KT1Y：cos2 :Z21；a(3确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩-1 = 48.6 kN m确定齿数z因为是硬齿面，故取 乙=24, z = iz3.24 X24 = 77.76传动比误差i = u= z：/ z 78/24 = 3.25 i = 0.032 %i5%,允许 计算当量齿数z. = z./cos= 24/ cos 314 =

19、26.27Z_ = z. /cos = 78/ cos 314 = 85.43 初选齿宽系数二按对称布置，由表查得-2 = 1 初选螺旋角初定螺旋角-=14 载荷系数KK= K K K K ；：=1 X 1.07 X1.2 X 1.35 = 1.73 查取齿形系数丫上和应力校正系数丫丄 查课本由r97表10-5得:齿形系数丫馳=2.592 丫皿=2.211应力校正系数 Y=1.596 丫丄=1.774 重合度系数Y端面重合度近似为=1.88-3.2 X(丄)cosl = 1.88 - 乙Z2 J3.2 X( 1/24 + 1/78) X cos14 = 1.655：=arctg (tg ：/c

20、os ) = arctg (tg20/cos14 ) = 20.64690: 二：二；=14.07609因为* =：】/cos，则重合度系数为 Y = 0.25+0.75 cos =/ ：】 =0.673 螺旋角系数Yj轴向重合度 二二 = 49.53 sin14 = 1.825,兀汉2.09丫匸=1- = 0.78 计算大小齿轮的安全系数由表查得 S = 1.25 工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数 N1= 60nkt : = 60x 271.47 x 1 x 8X 300x 2X8 = 6.255 x 10大齿轮应力循环次数 N2= N1/u = 6.255 x 10

21、 /3.24 = 1.9305 x 10 查课本由P204表10-20c 得到弯曲疲劳强度极限小齿轮二 FF1 =500MPa大齿轮二 FF2 = 380MPa查课本由R97表10-18得弯曲疲劳寿命系数：Kfn1=0.86fn2=0.9347-f 1-F 2Yf辰1 严92 596 “013476】1307.14土邑一哲 d 0.01554252.4362取弯曲疲劳安全系数S=1.4K fn ff1 0.86 父 500 _ 307 141.4kfn2ff2 0.93 汇 380 _ 252 431.4大齿轮的数值大.选用.设计计算 计算模数3422.73汉4.86勺0 沃0.78cos 1

22、4W.01554m n 2mm = 1.26 mm1 2421.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取g =2mn但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分 度圆直径d1=51.73 mm来计算应有的齿数.于是由：z1= 51.73 cos14 =25.097 取乙=25mn那么 z2=3.24 x 25=81 几何尺寸计算计算中心距 a=（Zl Z2）mn =（25 81）2 =109.25 mm2cosB 2 汇 cos14将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角rr

23、ccos 口=arccos（2-2 .14.012：2 109.25因值改变不多，故参数；:,k L, Zh等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径d1二込=25 2 =51.53 mmcos P cos14.01d2 二込二 81 2 =166.97 mmcos P cos14.01计算齿轮宽度B=r d1 =1 51.53mm = 51.53mm圆整的B2 =50B55（二）低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45二钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS取小齿齿数Z1=30速级大齿轮选用45二钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS z 2 =2.33X 30=69.9 圆整取 z2

24、=70.齿轮精度按GB/T100911998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值 试选Kt=1.6 查课本由P215图10-30选取区域系数Zh =2.45 试选1 =120,查课本由P214图10-26查得；-4 =0.83；-.2=0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N=6OX n2 x j XLn=6OX 193.24 x 1X (2 x 8X 300x 8)=4.45 x 1088二吐=4.45 10 i.9i x 108i 2.33由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数Khni=0.94KHN2= 0.97查课本由P207图1

25、0-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Himi二600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限 6吋=550MPa 取失效概率为1%安全系数S=1,则接触疲劳许用应力 ；-小=也 皿=.94 600 =564 MPa H1 S1CH 2 二 Khn2二Hlm2 =0.98 x 550/1二517 MPaS；H =Glim1 2几衍2)=540.5 MPa查课本由P98表10-6查材料的弹性影响系数Ze = 189.8MP3选取齿宽系数d = 1T=95.5 x105 x P2/n2 =95.5 x 105 x 2.90/193.24=14.33 x 104N.m二丫 uu1 （；：E）Zh

26、Ze、23.2 1.6 14.33 103.332.45 189.8 2()2.33540.51 1.71=65.71 mm2. 计算圆周速度一上凹65.71 19324 = 0.665 m/s60 000060 X10003. 计算齿宽b= d d1t =1 x 65.71=65.71 mm4. 计算齿宽与齿高之比bh模数 m nt = d -6571 CS1 2.142mmZ130齿高 h=2.25 x mt=2.25 x 2.142=5.4621 mmbh =65.71/5.4621 = 12.035. 计算纵向重合度；=0.318 dZjtan- - 0.318 30 tan 12 =

27、20286. 计算载荷系数KKH .=1.12+0.18(1+0.6 d计算小齿轮传递的转矩1 = 143.3kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取 乙=30, z. = i X乙=2.33 X 30= 69.9传动比误差 i = u=z/ z = 69.9/30 = 2.33 i = 0.032 %!5%,允许 初选齿宽系数二 按对称布置，由表查得-j =1 初选螺旋角初定螺旋角1= 12： 载荷系数K) J+0.23 x 10； X b= 1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10； X 65.71 = 1.4231使用系数Ka=1同高速齿轮的设计，查表选取各数值Kv =1.04

28、K f 二1*35 K 比二心二1.2故载荷系数K= KAKvKH：KH =1 X 1.04 X 1.2 X 1.4231=1.7767.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径3KKt =65.71 X 1.776 = 72.91mm 1.3d1 cos -72.91 cos12计算模数mn-2.3772mm3dgtnz1303.按齿根弯曲强度设计32KT1Y1COS2 1 Yf：Ys;：fXdZ21-确定公式内各计算数值(5)K= K- K K二 K；=1X 1.04 X 1.2 X 1.35 = 1.6848(6) 当量齿数z L = z/cos Z = 30/ cos 312 = 32.05

29、6zl = z：/cos / = 70/ cos 312 = 74.797由课本R97表10-5查得齿形系数Y血和应力修正系数丫弘Y* =2.491,Y =2.232YS：J= 1.636,Y2 =1.751(7)螺旋角系数Y轴向重合度 二二二;=二一 匚=2.03Y匸=1 =0.797(8)计算大小齿轮的Y:Fs：升查课本由P204图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限-FE1 = 500MPa；FE2 =380MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.90 KFn2=0.93 S=1.4-f一 K fn1；- fe11S0.90 5001.4= 321.43MPa6

30、K FN 2 J FF 2S0.93 3801.4= 252.43MPa计算大小齿轮的宵，并加以比较2491 佃6 701268p1-321.432 FSa22.232 1.751J2-252.43= 0.01548YFa1 F Sa1大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数3“ ：2 .6848 .433汇 105 汉 0.797 汇cos212汉 0.01548,m2mm 二 1.5472mm1 3021.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m1大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取g=3mmf旦为了同时满足接触疲劳强

31、度，需要按接触疲劳 强度算得的分度圆直径di =72.91 mm来计算应有的齿数.z1=72.91 cos12 =27.77 取乙=30mnz2 =2.33 X 30=69.9取 z2 =70初算主要尺寸计算中心距 a=g30 70)2 =102.234 mm2cosP 2 cos12将中心距圆整为103 mm修正螺旋角R(乙 +Z2)mn(30 + 70)x2-=arccos - = arccos13.8622汉103因值改变不多，故参数:.,k:, Zh等不必修正分度圆直径=zm-cos :30 2 =61.34 mmcos12,z2mn70 汇 2 . od2=143.12 mmcos

32、P cos 12计算齿轮宽度b 二；*=1 72.91 = 72.91mm圆整后取B1 = 75mmB2 = 80mm低速级大齿轮如上图:V带齿轮各设计参数附表1. 各传动比(r/mi n)%2.各轴转速n(r/mi n)%gV带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.33(r/mi n)(r/mi n)(r/mi n)626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率P刁(kw)P& ( kw)竝r ( kw)Piv (kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T巧(kN m)(kN m)(kN m)Tv(kN m)47.58143.53311.35286.915.带轮主

33、要参数小轮直径1(mm大轮直径血(mr)中心距a(mr)基准长度k(mm带的根数z90224471140057. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计.求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3Ps=2.70KWn3=82.93r/mi nT3=311.35N. m.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为而Ft= 2T3d2d2 =143.21 mm2 311.35=4348.16N143.21 10；r = Ft tan 二 4348.16tan20 o 二 1630.06Ncos：cos13.86F a= Fttan =4348.16 X 0.246734=1072.84N圆

34、周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示： .初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处 理，根据课本P361表153取Ao =112JP，dmin =A3|=35.763mmV n3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d* ,为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号查课本 P343表14-1,选取 Ka =1.5Tca =KaT3 =1.5 311.35 =467.0275N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22 -112选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm半联轴器的孔径d1 =40mm,故取d

35、i=40mm.半联轴器的长度 L = 112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L1 =84mm.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，1 - H轴段右端需要制 出一轴肩，故取H -皿的直径二47mm;左端用轴端挡圈定位，按 轴端直径取挡圈直径 D -50mm半联轴器与 轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I -H的长度应比略短一些,现取J二82mm 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选 用单列角接触球轴承参照工作要求并根据d = 47mm,由轴承产 品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角

36、接触球轴 承7010C型.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 d D B -50mm 80mm 16mm,故 d 皿曲二 d 皿觇二 50mm；而 I 町=16mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴 承定位轴肩高度h 0.07d,取h=3.5mm因此dv = 57mm, 取安装齿轮处的轴段d、

37、=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用 套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度，故取I刑二72mm.齿轮的左端米用轴肩定位，轴肩高3.5,取dVJ =: 65mm.轴环宽度b_l.4h,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为 20m m由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I = 30mm ,故取I 口50mm. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离C=20mm.考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内 壁一段距离S,取s=8mm,已知

38、滚动轴承宽度T=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm,则I 町=T s a (75 - 72) = (16 8 16 3) mm = 43mm=(50 8 20 16-24-8) mm = 62mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度5. 求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承 跨距.L2 L3 =114.8mm 60.8mm = 175.6mmF NH1L360.83Ft =4348.161506NL2 L3175.6L2Ft =4348.16F

39、nh 2L2 L3FaDFi22=809NL2 L3114 82843N175.6Fnv1FnV2 二 Fr - FnV2 = 1630 -80 = 821NM H =172888.8N mmMV1 =FNV1L2 =809 114.8 = 92873.2N mmM V2 二 FNV2L3 = 821 60.8 = 49916.8N mmM1 =mH M： hf1728892928732 F96255N mmM 2 =179951N mm传动轴总体设计结构图：0I;从动轴）（中间轴）I1111 - - B S=1.5所以它是安全的St S2截面w右侧抗弯系数W=0.1 d3= 0.1 503

40、= 12500抗扭系数Wt =0.2 d3=0.2 503=25000截面W左侧的弯矩 M为 M=133560截面W上的扭矩t3为T3 =295截面上的弯曲应力M二空型占.68W 12500截面上的扭转应力=Il = 294930 =11.80 K= 丄一仁 2.8 WT25000.K1K = -1.62j p_所以上=0.67综合系数为：K-=2.8 K =1.62碳钢的特性系数=0.1 0.2安全系数Sca取0.1= 0.82 十=0.92=0.010.1 取 0.05= 25.13S_= KLaa；mS1 =13.71 ：fmSS .2 匸 s2。.5 Sh.5SJs所以它是安全的8.

41、键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据 d 2=55 d 3=65查表 6-1 取： 键宽 b 2=16 h 2=10 L2=36b3=20 h 3 = 12l3=50校和键联接的强度查表 6-2 得 二 p=110MR 工作长度 12 二 L2 -b2 =36-16=2013 = L3 -b3 =50-20=30 键与轮毂键槽的接触高度K 2=0.5 h 2 =5K3=0.5 h 3=6由式（6-1 ）得:P22T2 103K2l2d22 143.53 10005 20 55= 52.20V 二 pp32T3 103K3I 3d32 31

42、1.35 10006 30 65-53.22V两者都合适 取键标记为:键 2: 16X 36 A GB/T1096-1979 键 3: 20X 50 A GB/T1096-19799. 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT2O0制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用也配合.is61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度

43、为6.3 -3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R=3o机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的 空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸 缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密圭寸，盖板 用铸铁制成，用M6紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以

44、防油进入油尺座孔而溢出 .D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机 盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 .E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的 长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 减速器机体结构尺寸如下:名称符号计算公式结果箱座壁厚CF =0.025a +3兰810箱盖壁厚巧=0.02a+3 兰89箱盖凸缘厚度bibi =1.5。i12箱座凸缘厚度bb=1.5b15箱座底凸缘厚度b2b2 =2.5ct25地脚螺钉直径dfdf =0.036a + 12M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径did“ =0.72dfM12机盖与机座联接螺栓直径d2d2 = （0.50.6） dfM10轴承端盖螺钉直径dad3= （0.40.5） df10视孔盖螺钉直径d4d4 =（0.30.4） df8定位销直径dd =（ 0.70.8） d28d f ， di ， d2 至Ci查机械课程设计指3