多减速器毕业设计

1、二多级减速器的工作原理及结构组成工作原理：单级减速器就是一个主动椎齿轮（俗称角齿），和一个从动伞齿轮（俗称盆角齿），主动椎齿轮连接 传动轴，顺时针旋转，从动伞齿轮贴在其右侧，啮合点向下转动，与车 轮前进方向一致。由于主动 锥齿轮直径小，从动伞齿轮直径大，达到减速的功能。双级减速器多了一个中间过渡齿轮，主动椎齿轮左侧与中间齿轮的伞齿部分啮合，伞齿轮同 轴有一个小直径的直齿轮，直齿轮与从动齿轮啮合。这样中间齿轮向后转，从动齿轮向前转 动。中间有两级减速过程。双级减速由于使车桥体积增大，过去主要用在发动机功率偏低的车辆匹配上，现在主要用于低速高扭矩的工程机械方面。在双级式主减速器中，若第二级减速在车

2、轮附近进行，实际上构成两个车轮处的独立部件，则称为轮边减速器。这样作的好处是可以减小半轴所传递的转矩，有利于减小半轴的尺寸和质量。轮边减速器可以是 行星齿轮 式的，也可以由一对圆柱齿轮副构成。当采用圆柱齿轮副 进行轮边减速时可以通过调节两齿轮的相互位置，改变车轮轴线与半轴之间的上下位置关系。这种车桥称为门式车桥，常用于对车桥高低位置有特殊要求的汽车。按主减速器传动比档数分，可分为单速式和双速式两种。目前，国产汽车基本都采用了传动比固定的单速式主减速器。在双速式主减速器上，设有供选择的两个传动比，这种主减速器 实际上又起到了副变速器的作用。二结构组成1、齿轮、轴及轴承组合小齿轮与轴制成一体，称齿

3、轮轴，这种结构用于齿轮直径与轴的直径相关不大的情况下， 如果轴的直径为 d,齿轮齿根圆的直径为 df,则当df-d <67mn时，应采用这种结构。而当 df-d > 67mn时，采用齿轮与轴分开为两个零件的结构，如低速轴与大齿轮。此时齿轮与轴 的周向固定平键联接，轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。两轴均采用了深沟球 轴承。这种组合，用于承受径向载荷和不大的轴向载荷的情况。当轴向载荷较大时，应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球 轴承与推力轴承的组合结构。轴承是利用齿轮旋转时溅起的稀油，进行润滑。箱座中油池的 润滑油，被旋转的齿轮溅起飞溅到箱盖的内壁上，沿内壁流到分箱面坡口

4、后，通过导油槽流 入轴承。当浸油齿轮圆周速度U < 2m/s时，应采用润滑脂润滑轴承，为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂，可采用挡油环将其分开。为防止润滑油流失和外界灰尘进入箱内，在轴承端盖和外伸轴之间装有密封元件。2、箱体箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常用灰铸铁制造，对于重载或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。单体生 产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体制成沿 轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱体用螺栓联接成一体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承 座孔，

5、而轴承座旁的凸台，应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，并保证旋紧螺栓时需 要的扳手空间。为保证箱体具有足够的刚度，在轴承孔附近加支撑肋。为保证减速器安置在 基础上的稳定性并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座一般不采用完整的平 面。3、减速器附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的 重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查 油面 高度、加工及拆装检修时箱盖 与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。1) 检查孔为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置 检查孔。检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到

6、齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉 固定在箱盖上。2) 通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能 自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏， 通常在 箱体 顶部装设通气器。3) 轴承盖为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴 承盖有凸缘式和嵌入式两种。利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中 装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承盖相比，零件 数目较多，尺寸较大，外观不平整。4) 定位销为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精

7、加工轴承 孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体 应呈对称 布置 ，以免错装。5) 油面指示器检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体 便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。6) 放油螺塞换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔， 平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。7) 启箱螺钉为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出 2个螺孔,旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱

8、螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可 不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘联接螺栓。基本分类 1、减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使 用特点各不相同。 20 世纪 70-80 年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命 的发展紧密结合。其主要类型：齿轮减速器；蜗杆减速器； 齿轮 蜗杆减速器；行星齿轮减 速器。2、一般的减速器有斜齿轮减速器 ( 包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等 等 ) 、行星齿轮减速器、 摆线针轮减速器、 蜗轮蜗杆减速器、 行星摩擦式机械无级变速机等等。1) 圆柱齿轮减速器单级、二级、二级以上

9、二级。布置形式：展开式、分流式、同轴式。2) 圆锥齿轮减速器用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。3) 蜗杆减速器主要用于传动比 i>10 的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。目前广泛应用阿 基米德 蜗杆 减速器。4) 齿轮蜗杆减速器若齿轮传动在高速级，则结构紧凑；若蜗杆传动在高速级，则效率较高。5) 行星齿轮减速器传动效率高，传动比范围广，传动功率 12W50000KW体积和重量小。3、常见减速器的种类1) 蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴 不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。2) 谐波减速器

10、的 谐波 传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、 精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。3) 行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭 矩可以做的很大。但价格略贵。减速器 : 简言之，一般机器的功率在设计并制造出来后，其额 定功率就不在改变，这时，速度越大，则扭矩 (或扭力 )越小；速度越小，则扭力越大。三 . 设计步骤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

11、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：5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aa23 32 4 5 = 0.96X 0.983 X 0.952 X 0.97X 0.96= 0.759;!为V带的效率，!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：P . = P/ n = 1900X 1.3/1000X 0.

12、759= 3.25kW,执行机构的曲柄转速为n= 100060V =82.76r/mi n，兀D经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i 一 = 24,二级圆柱斜齿轮 减速器传动比i 一 = 840，i>i>v则总传动比合理范围为i_ = 16160，电动机转速的可选范围为n一 = L 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、价格和带传动、减速器的传动比, 选定型号为丫112M 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 =1440 r/min，同步转速1500r/min

13、。H-卩1E-1TTT".1II-方案电动机型号额定功率P edkw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 转速满载 转速总传动比V 带传动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底脚安装尺寸A X B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D X E装键部位尺寸 F X GD132515X 345X 315216 X1781236 X 8010 X 413. 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比由选定的电动机满载转速n°和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为

14、ia = n 7/n= 1440/82.76= 17.40(2) 分配传动装置传动比ia = i0 X i式中i°,h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i0 = 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 h = 3.24，则i2 = i/i, = 2.334. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n = n m / i 0 = 1440/2.3= 626.09r/mi nnn = ni /i, = 626.09/3.24= 193.24r/minn皿=nn / i2 = 193.

15、24/2.33=82.93 r/minn = n =82.93 r/min(2) 各轴输入功率R = Pd X 1 = 3.25X 0.96= 3.12kWPn = pi X nX 3 = 3.12X 0.98X 0.95= 2.90kWPrn = Pn X nX 3 = 2.97X 0.98X 0.95= 2.70kWPjv = Pm X nX n=2.77X 0.98X 0.97= 2.57kW则各轴的输出功率：R = Pi X 0.98=3.06 kWPn' = Pn X 0.98=2.84 kWPm = Pm X 0.98=2.65 kWPv = Pv X 0.98=2.52

16、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巴 =9550X 3.25/1440=21.55 N - nm所以：Ti = Td X i0 X 1 =21.55X 2.3X 0.96=47.58 N mTn = Ti X i1 X 1 X 2=47.58X 3.24X 0.98X 0.95=143.53 N m-Tm = Tn X i2 X 2 X 3 =143.53X 2.33X 0.98X 0.95=311.35N mTv =Tm X 3 X 4=311.35X 0.95 X 0.97=286.91 N m输出转矩：Ti = Ti X 0.

17、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/min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2.572.52286.91281.1782.935. 设计V带和带轮确定计算功率查课本Pi78表9-9得：Ka =1.2巳二kA P =1.

18、2 4=4.8,式中为工作情况系数，p为传递的额定功率,既电 机的额定功率.选择带型号根据 巳=4.8，kA =1.3,查课本P152表8-8和R53表8-9选用带型为A型带. 选取带轮基准直径dd1,dd2查课本P145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dd2二i。dd1 =2.3 90 = 207mm,式中E为带传动的滑动率，通常取（1% 2%）,查课本 R53表 8-7 后取 dd2 = 224mm。验算带速vV90 1400 =7.17m/s ：35m/s 在 525m/s 范围内，V60 1000 60 1000带充分发挥。 确定中心

19、距a和带的基准长度T由于所以初步选取中心距 a :a0 =1.5(ddi dd2) =1.5(90 224) = 471，初定中心距 a0 = 471mm，所以带长,Ld = 2ao(dddd )丄匚二1444.76 mm .查课本表8-2选取基准长度2124aoLd =1400 mm得实际中心距Ld - L；a 二a0 d d =471 -44.76/2 = 448.62mm2取 a = 450mm验算小带轮包角： 1=180 dd2 dd1 180 =162.94，包角合适。a二确定v带根数z因 dd1 =90mm，带速 v = 6.79m/s，传动比 i° 二 2.3,查课本P

20、148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得 p。二10.7/p。二0.17 .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R54公式8-22得Zpa_(p°巾°) k：K故选Z=5根带。4.8(1.070.17) 0.96 0.96-4.20计算预紧力F0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F0 =500 Pa(25 -1) qv2 = 48 500 -1)0.1 7.172 = 158.80Nzv k：.5 7.170.96 计算作用在轴上的压轴力Fp利用P

21、155公式8-24可得：Fp =2z F0sin ' 1162 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Zy=24高速级大齿轮选用 45二钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z 2 =i X乙=3.24 X 24=77.76 取乙=78. 齿轮精度按GB/T10095- 1998，选择7级，齿根喷丸强化2 初步设计齿轮传动的主要

22、尺寸 按齿面接触强度设计2KtT1 u-1（ZhZe）2d： u 二h3dit -确定各参数的值： 试选Kt =1.6查课本P215图10-30 选取区域系数Z H =2.433 由课本 P?14 图 10-26； =0.78：2 =0.82贝U ；-. =0.780.82 =1.6 由课本P202公式10-13计算应力值环数N1 =60nJ g =60 X 626.09 X 1 X（ 2X 8X 300X 8） =1.4425 X 109hN2= =4.45 X 108h #（3.25 为齿数比，即 3.25=玉） Z1 查课本 P203 1 0-19 图得：K汁1=0.93 K . 2 =

23、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:ci= KhWht =0.93X 550=511.5 MPa-h2 = Khn1 h1=o.96x 450=432 MPa许用接触应力二h=(二二h 2)/2 =(511.5 432)/2 =471.75MPa 查课本由Pi98表10-6得：Ze =189.8MPa由 P201 表 10-7 得:d=1T=95.5 X 105 X r /n1=95.5 X 105 X 3.19/626.09=4.86 X 104 N.m3. 设计计算 小齿轮的分度圆直径d1t：2 汇 1.6 汉 4.86 001561

24、 1.64.24(2433 他咛二 49.53mm3.25471.75 计算圆周速度：二 d1t n13.14 49.53 626.0960 100060 1000=1.62m/ s 计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb= d d1t =49.53mm计算摸数叫初选螺旋角1 =14齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mm 计算纵向重合度=0.318 C tan： =0.318 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P192表10-8得动载系数Kv=1.07,查课本由P194表10-4得Kh 的计算

25、公式：Kh -=1.12 0.18(1 0.6 d2)d2 +0.23 X 10 J X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23X 10 X 49.53=1.42查课本由P195表10-13得：K厂=1.35查课本由 P193表 10-3 得:K h-.= Kf-.=1.2故载荷系数：K = K Kh_. Kh-： =1X 1.07X 1.2X 1.42=1.82 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3 d1=d1t 、K/Kt =49.53X1.82=51.73mm1.6 计算模数mnmnd 1 cos :=51.73 cos1424=2.09mm4. 齿根弯曲疲劳强度设计

26、由弯曲强度的设计公式3mn >2叶严2 Yf论）,dZ21；aJ确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩勺=48.6 kN -m确定齿数z因为是硬齿面，故取 乙=24, z = iz = 3.24X 24= 77.76传动比误差 i = u = z 一 /乙=78/24= 3.25 i0.032% 二5%,允许 计算当量齿数z'- = z./cos = 24/ cos314 = 26.27= z-/cos ； = 78/ cos314 = 85.43 初选齿宽系数F按对称布置，由表查得初选螺旋角初定螺旋角=：14载荷系数KK =心 K K；1 K 阳=1 X 1.07X 1.2X

27、1.35= 1.73查取齿形系数丫上和应力校正系数丫；查课本由P197表10-5得：齿形系数丫匚=2.592 丫匕二2.211应力校正系数丫刁=1.596 丫丄=1.774 重合度系数丫 1端面重合度近似为X(丄 )cos1 =1.88 3.2X( 1/24Z1 Z2+ 1/78) X cos14 = 1.655:=arctg (tgh/cos)= arctg (tg20 /cos14 ) = 20.64690二 c A J-：亠；=14.07609因为* = ：“/cosl，则重合度系数为 Y = 0.25+0.75 cos/：“ = 0.673螺旋角系数丫轴向重合度-命=B$in 引伽*

28、49.53 2n14° =兀 7.09''亠 0.78Yf Fs 计算大小齿轮的一:一阵安全系数由表查得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 = 60n kt： = 60 X 271.47X 1X 8X 300 X 2X 8= 6.255X10.大齿轮应力循环次数 N2 = N1/u = 6.255X 10 /3.24= 1.9305X 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P97表10-18得弯曲疲劳寿命系数：Kfn1 =0.86 K

29、 FN2=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4二 F 1K FN1FF1 O.86x5OO_307 141.4厂F 2=5宀2 = 0.93 380 = 252.43S1.4邑空連避601347匸Fh307.14Yf,Fs.22.211 1.774了三252.43= 0.01554大齿轮的数值大.选用. 设计计算计算模数mn422 1.73 4.86 100.78 cos 14 0.01554V1241.655mm = 1.26mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫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 叫=2mmE为了同时满足接触

30、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 Z1=25mn那么 z 2 =3.24 X 25=81 几何尺寸计算计算中心距 a= (Z1 Z2)mn =812 =109.25 mm2cosP2 汇 cos14将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角R(Z1+Z)mn(25+81)7 一-=arccosarccos14.0122 "09.25因值改变不多，故参数；:.,k :, Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d1 =ZEcos :25 2cos14.01=51.53 m

31、md2 = jZ2n1"2 =166.97 mmcos P cos14.01计算齿轮宽度BhQ =151.53mm = 51.53mm圆整的B2 =50Bi =55（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 :圆整取z2=70.280HBS 取小=2.33 X 30=69.9齿轮精度按GB/T10095- 1998,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

32、=12o,查课本由P214图10-26查得- - -1 =0.83；边=0.88；. =0.83+0.88=1.71应力循环次数N1 =60X n2 X j X Ln=60X 193.24 X 1X (2 X 8X 300X 8)=4.45 X 108N24.45 10= 1.91 X 1082.33由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数K hn1=0.94K hn 2 = 0.97查课本由P207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim1 =600MPa , 大齿轮的接触疲劳强度极限 二Hlim1 =550MPa 取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用

33、应力二H 1 =K hn H lim 10.94 600二 564 MPaK厂二H 2 = HN2 Hlim2 =0.98X 550/仁517MPaS讣打 Hlim2)=540.5MPa查课本由R98表10-6查材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa选取齿宽系数'd = 1T=95.5 X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X 2.90/193.24=14.33 X 104 N.md1t -2Ktu_1“ZhZe、232 16 1433 104 333 F45 1898)22.33540.51 1.71=65.71 mm2.计算圆周速度：；.d 牡 n?60 100

34、0二 6571 19324 "665m/s60 1 0 0 03.计算齿宽b= dd1t =1 X 65.71=65.71 mm4.计算齿宽与齿高之比模数d1t cos : mnt =65.71 cos 122.142mm30齿高 h=2.25X mt =2.25 X 2.142=5.4621 mmbh =65.71/5.462 仁 12.035. 计算纵向重合度；: =0.318 dz1 tan ： =0.318 30 tan 12=2.0286. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6 ' d +0.23X 10 X b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0

35、.23X 10； X 65.71=1.4231使用系数K A=1同高速齿轮的设计，查表选取各数值Kv =1.04 Kf |=1.35 Kh：=Kf：=1.2故载荷系数K = KaKvKh Kh ：=1X 1.04X 1.2X 1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径3dE产=65.71X J 罟=7291mm72.91 cos1230=2.3772mm3.按齿根弯曲强度设计2KY：cos：Yf Ys .m>一2%Z 1乜升确定公式内各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩 小I = 143.3 kN -m(2) 确定齿数z因为是硬齿面，故取 乙=30, z = i

36、X Z = 2.33X 30 = 69.9 传动比误差 i = u= zj zl = 69.9/30= 2.33 = 0.032%= 5%,允许(3) 初选齿宽系数二按对称布置，由表查得：=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角一：=12：(5) 载荷系数KK = K 二 K K 二 K-: =1X 1.04 X 1.2X 1.35= 1.6848(6) 当量齿数z = z_/cos ；= 30/ cos312 = 32.056zl = z：/cos ； = 70/ cos312 = 74.797由课本P197表10-5查得齿形系数丫上和应力修正系数丫；丫行=2.491*2 = 2.232Ys“ =1

37、.636*2 "751(7) 螺旋角系数、轴向重合度二=2.03丫 = 11-= 0.797Yf Fs(8) 计算大小齿轮的'碍查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限二 FE1 =500MPa二 FE2 = 380MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.90 K FN2=0.93S=1.40.90 5001.4= 321.43MPaK 厂_ K FN 1 FE1 1 =sYFa1F匚 F 1YFa2F Sa2逵 d 0.01548252.43匚 F 2大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数3522 1.6848 1.433

38、 100.797 cos 12 0.01548,mm = 1.5472mmmn -21 301.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 叫大于由齿根弯曲疲劳匚 2=KFNFF2 二 0.93 380 = 252.43MPaS1.4计算大小齿轮的宵，并加以比较丄491636 = 0.01268321.43强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987圆整为标准模数,取g =3mn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d,=72.91mm来计算应有的齿数.z1=72.91 cos12 =27.77 取 z1=30z 2 =2.33 X 30=69.9取 z2

39、 =70初算主要尺寸计算中心距 a=（乙 Z2）mn_（3°7°）2 =102.234 mm2 cos12将中心距圆整为 修正螺旋角103 mm=arccos（"i2）mnd严 cos -2 =61.34 mm cos12d2=込cos -= 3=143.12 mmcos12(30 +70)汇 2arccos13.862：2 103因一：值改变不多，故参数；:.,kl, Zh等不必修正分度圆直径计算齿轮宽度b 二 dd1 72.91 =72.91mm圆整后取 B1 =75mm B2 =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V带高速级齿轮低速级

40、齿轮2.33.242.332.各轴转速n心(r/min)(r/mi n)(r/mi n)n(r/mi n)626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率P刁(kw)(kw)為(kw)Piv (kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T石(kN m)Tv(kN m)(kN m)(kN m)47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数小轮直径(mm)大轮直径d(mm)中心距a (mm)基准长度b(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T3P3=2.70KWn 3=8

41、2.93r/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d2=143.21 mm2 311.35143.21 10；= 4348.16NFr = Fttan ： ncos := 4348.16tan 20ocos13.86o-1630.06NFa = Fttan ： =4348.16X 0.246734=1072.84N圆周力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 15 - 3 取 Ao =112 dmin =代 =35.763mm输出

42、轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径du ,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di=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 - U轴段右端需要制出一轴肩, 故取U -川的直径dn = 4

43、7mm;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 - U的长度应比 略短一些,现取i卫二82mm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=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接触球轴承 7010C型.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC5

44、0902062.477.77210C2.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d町m 50mm ；'而1町制=16 mm .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,因此二 57 mm, 取安装齿轮处的轴段d刑58mm ;齿轮的右端与左轴承之间米用套筒定位 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.齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5,取dv二65mm. 轴环宽度b _ 1.4h ,取b=8

45、mm. 轴承端盖的总宽度为20mm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 知滚动轴承宽度 T=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm,则I 皿型=T s a (75 - 72) = (16 8 163) mm 二 43mm1即-L s c_ l皿v=(50 8 20 16-24-8) mm 二 62mm至此，已初步确定

46、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 NH1L3L2 ' L3Ft -4348.16 60 -1506N175.6FNH 2L2L2' L3114 8Ft =4348.162843N175.6F NV1Fr L3 学J = 809 NL2 ' L3F NV 2二 Fr -Fnv2 =1630 -809 =821NM H =1728

47、88.8N mmMV1 =FNV1L2 =809 114.8 = 92873.2N mmM V2 二 FnV2L3 = 821 60.8 = 49916.8N mmM /mH= 172889292873 196255N mmM 2 = 179951 N mm 传动轴总体设计结构图ID 丁寸L皿总丄弁口心BCD（从动轴）（中间轴）从动轴的载荷分析图FrDb)c)nTTrnffTT rnTTrTTrva)Fhh2% 二 F.D/2riAMhd)rrlfTf6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据口 ,阳 +(页3)2 = 11962552 +(311.35)2 _1082 caW0.1 27465-

48、.前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得；=60MPa二ca二此轴合理安全7 精确校核轴的疲劳强度 .判断危险截面截面A, n,川,b只受扭矩作用。所以 a n m b无需校核.从应力集中对轴的 疲劳强度的影响来看，截面切和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看,截面c上的应力最大.截面切的应力集中的影响和截面的相近，但是截面切不受 扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大，但是应力 集中不大,而且这里的直径最大，故C截面也不必做强度校核，截面W和V显然更加 不必要做强度校核.由第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小， 因而,该轴只需胶合截

49、面左右两侧需验证即可.截面左侧。抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1503 =12500抗扭系数wT =0.2d 3 =0.2 503 =25 0 00截面的右侧的弯矩 M为 M =M1608 16 =144609N mm60.8截面W上的扭矩T3为T3=311.35N m截面上的弯曲应力M _ 144609W 12500= 11.57MPa截面上的扭转应力T3 =311350Wt 25000= 12.45MPa轴的材料为45钢。调质处理由课本P355表15-1查得：匚 B =640MPa匚 4 =275MPaT4 =155MPa因-20 =0.04d50D 581.16d 50经插入后得:=

50、2.0；T =1.31轴性系数为q；- = 0.82q =0.85-K；=1+q ；- 0=1.82K =1+q （二T -1 ） =1.26所以；丁 =0.67； = 0.8220.92综合系数为：K厂=2.8K =1.62碳钢的特性系数0.10.2 取0.1= 0.050.1取 0.05安全系数SeaK；=a aS= 25.13S1=13.71k 6t *s SScaS :10.5 > S=1.5所以它是安全的s2s2截面w右侧抗弯系数W=0.1 d3= 0.1 503 =12500抗扭系数wT =0.2d 3 =0.2 503 =25 0 00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 bW13356010.6812500截面上的扭转应力t= T3 =294930 才1.80« 二Wt25000K；-1 =2.8scrK = -1 =1.62所以=767综合系数为：；二 0.820.92K =2.8 K =1.62 <TT碳钢的特性系数十0.10.2 取0.1安全系数Sca:=0.05- 0.1取 0.05=25.13S1=13.71k 6*ScaSS_ ：10.5 > S=1.5 所以它是