V带传动二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

1、1 课程设计书22 设计要求23 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304 设计小结315 参考资料321 .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，运输

2、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（mm2502502503003002 .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。3 .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

3、.联轴器设计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：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才¥ 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ana =,叼3, J5=0.96X 0.983X 0.952 X0.97X 0.96=0.759; a 123-4 "5，为V带的效率，”1为第一对轴承的效率，工为第二对轴承

4、的效率，L为第三对轴承的效率，Z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：Pj = P" /=1900X 1.3/1000X 0.759= 3.25kW,执行机构的曲柄转速为n=1000 60vD=82.76r/min,经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比ii =24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i?=840,则总传动比合理范围为i； =16160,电动机转速的可选范围为nUn=(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

5、格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M4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。方 案电动机型号额定 功率P edkw电动机转速Min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中心高外型尺寸底脚安,姜尺地脚螺栓轴伸尺1表键部位尺L X ( AC/2+AD ) X HD寸AXB孔直径K寸DX E寸 FX GD132515X 345X 315216 X 1781236 X 8010 X 413,

6、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nl和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为 ia = n N /n = 1440/82.76= 17.40(2) 分配传动装置传动比ia = i° 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/i0 = 17.40/2.3= 7.57 a 0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 1= nm / i0 = 1440/2.3= 62

7、6.09r/minnn = 5 /i 1 = 626.09/3.24= 193.24r/minnm = nn / i2 = 193.24/2.33=82.93 r/minniv = nm =82.93 r/min(2) 各轴输入功率R =PdX"1=3.25X 0.96 = 3.12kWPn = pi X 砰X "3 = 3.12X0.98X 0.95=2.90kWPw = Pn X 印X = 2.97X 0.98X0.95=2.70kWPw = Pw X 铲 中=2.77X0.98X0.97= 2.57kW则各轴的输出功率：R X 0.98=3.06 kWB x 0.98

8、=2.84 kWP； = Pw X 0.98=2.65 kW4 = % X 0.98=2.52 kW(3) 各轴输入转矩T尸Td X io X 7电动机轴的输出转矩 Td =9550 =9550X 3.25/1440=21.55 N - nm所以：Ti =TdXi0X1 =21.55X 2.3X0.96=47.58 N m -Tn =Ti X ii X 7 X347.58X 3.24X0.98X0.95=143.53 N m -Tw = Tn X i2 X "2 X n3 =143.53X 2.33X 0.98X 0.95=311.35N m* =Tm X % X *311.35X

9、0.95 X 0.97=286.91 N m输出转矩：T=Ti X 0.98=46.63 N mT； = Tn X 0.98=140.66 N mT； =Tw X 0.98=305.12 N mT： =T1V 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

10、算功率查课本 P178 表 9-9 得：K A = 1.2PCa =kA父P =1.2父4 =4.8,式中心为工作情况系数，p为传递的额定功率，既电机的额定功率.选择带型号根据2a =4.8, kA =1.3,查课本巳52表8-8和 九3表8-9选用带型为A型带. 选取带轮基准直径dd1,dd2查课本P|45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 =i0 Mdd1 =2.3父90 =207mm ,式中己为带 传动的滑动 率，通常取(1%2%),查课本P153表8-7后取dd2=224mm 。验算带速vVjddinm -90M1400 =7.17m

11、/s<35m/s在 525m/s 范围内，V60 100060 1000带充分发挥。 确定中心距a和带的基准长度4由于O,K久+ 邑2®+Q ,所以初步选取中心距a ： a。=1.5(dd1 +dd2)=1.5(90+224) =471 ,初定中心距 a。= 471mm,所以带长，2二(dd 2 - dd, )Ld=2a0 +(dd +dd2) +- =1444.76 mm .查课本 电2 表 8-2 选取基准长212 4a°度Ld =1400mm得实际中心距Ld -Lda = a0 d = 471 -44.76/2 = 448.62mm2取 a = 450mm验算小

12、带轮包角0fl% =180 二 dd2 -dd1 父180 =162.94 二,包角合适。a 二确定v带根数z13ddi =90mm,带速 v=6.79m/s,传动比 i0=2.3, 查课本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p0 =10.7Ap0 =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 腾=0.96由电4公式8-22得Pea ca=4.204.8(P0甲0) k：K(1.07 0.17) 0.96 0.96故选Z=5根带。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

13、后的初拉力为Pca , 2.5 八 24.8 500 / 2.52F0 = 500 (-1) qv =( -1) 0.1 7.17 = 158.80Nzv k.5 7.17 0.96计算作用在轴上的压轴力Fp p利用P155公式8-24可得：1162.94Fp =2z F0sin1=2 5 158.80 sin =1570.43Np226.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琏冈调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Zi=24高速

14、级大齿轮选用 45斤钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z 2nxZ1 =3.24 义 24=77.76取 Z2 =78.齿轮精度按GB/T100951998,选择7级，齿根喷丸强化。 .初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计 d1t- 2KtT1 u-1 (ZHZE)2 u 二h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 P214 图 10-26% =0.78 沁=0.82则 =.=0.78 0.82 =1.6由课本P202公式10-13计算应力值环数N1=60n1j Lh =60 X 626.09 X 1 X (2X8X30

15、0X 8)=1.4425 X 109hN2 = =4.45 X 108h #(3.25 为齿数比,即 3.25= Z2)Zi查课本 P203 10-19 图得：K1K=0.93 K 斑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:二hi= KHN1iim1 =0.93X550=511.5 MPa S二H 2= Khn2、Hlm2 =0.96x450=432 MPa S许用接触应力入=(； I;H2)/2 =(511.5 432)/2 = 471.75MPa查课本由P198表10-6得:ZE =189.8MPa 匚a由P201表10-7得:包=1T

16、=95.5X 10_ 4.242.433 189.8.2 ()= 49.53mm3.25471.75 X P1 / 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d1t3d1t-2"d -,Zu 1,ZhZe、2:3 ( H E)u 二 h2 1.6 4.86 101 1.6计算圆周速度-二 dt %计算齿宽60 1000b和模数mnt3.14 49.53 626.09 =1.62m/ s60 1000计算齿宽b=bd d#=49.53mm计算摸数初选螺旋角1 =14独53 COS14= 2.00mm24dt co

17、s :mnt=-Z1计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25 mnt =2.25X2.00=4.50 mmb. = 49.53=11.01h4.5计算纵向重合度：=0.318：3,1 tan'? =0.318 1 24 tan14 =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 年2表10-8得动载系数Kv=1.07,查课本由 年4表10-4得KHp的计算公式：223Kh=1.12+0.18（1+0.6何）父% +0.23 X 103 Xb=1.12+0.18（1+0.6 父1） X 1+0.23 X 10X 49.53=1.42查课本由P195表

18、10-13得：K Fp=1.35查课本由 P193表 10-3 得：K Ha=KFa=1.2故载荷系数：K = K/Kl Khq KHp =1X1.07X 1.2X 1.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径31.82 , =51.73mm1.63d1 =d1t . t =49.53X计算模数mnd cos ：51.73 cos14 小”mn = = = 2.09mmZ1244.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3 m >，2KT1Ypcos2P（YF¥se）1 *dZ21a口确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩 Z = 48.6kNm确定齿数z因为是硬齿面，

19、故取 zl = 24, z1=i1l zl = 3.24X24=77.76 传动比误差 i = u = z 1/ z 1 = 78/24= 3.25A 0.032% <5%,允许计算当量齿数zH = z/cosg =24/ cos314 =26.27z" =z】/cos,产=78/ cos314 =85.43 初选齿宽系数中d按对称布置，由表查得d=1 初选螺旋角初定螺旋角£ = 141 载荷系数KK = K/Kl kM K 5=1 X1.07X 1.2X 1.35= 1.73 查取齿形系数丫网和应力校正系数丫也查课本由P197表10-5得：齿形系数Y利=2.592

20、Y能=2.211应力校正系数丫堀=1.596 丫切=1.774 重合度系数丫【端面重合度近似为 与=1.88-3.2X ( +) cosP = 1.883.2X (1/24 乙 Z2+ 1/78) Xcos14o= 1.655%=arctg (tg4/cos户)=arctg (tg204/cos140)=20.64690自=件bg(fg,cos 珞)=14.07609因为 “ =学/cos抬,则重合度系数为 丫1 =0.25+0.75 cos自月 =0.673 螺旋角系数丫449.53 sin14o轴向重合度 隙 "如卬/%= 1.825,二 2.09丫夕=1=0.78一 ,Yf F

21、S计算大小齿轮的&$一%安全系数由表查得sF = 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=60X271.47X 1 X 8X300X 2X8=6.255义10.大齿轮应力循环次数 N2 = N1/u = 6.255X 108/3.24= 1.9305X 10(查课本由P204表10-20C得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 <IFF1 =500MPa大齿轮 bFF2 =380MPa查课本由Pi97表10-18得弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.86K FN2=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4KFN1 二 FF1 0.86 5000 F 1

22、 = = =307.14S1.4K FN 2 二 FF2 0.93 380公；-f 2 二二 252.43S1.4Yf Fs 12.592 1.59611 一 二-=0.01347OF1307.14Yf , Fs .22.211 1.7742-=0.01554二 f2252.43大齿轮的数值大.选用. 设计计算计算模数34c c2,cc/2 1.73 4.86 100.78 cos 14 0.01554mn -2mm = 1.26 mm1 241.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n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，取以=2mm

23、1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：51.73 cos14寸z 1=25.097 取 z 1 =25mn那么 z 2=3.24 X25=81几何尺寸计算计算中心距 a=(z1 z2)mn =0_包2 =109.25 mm2cos -2 cos14将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角(1，2)mn(25 81) 2-=arccos = arccos =14.012 12 109.25因P值改变不多，故参数"，kp, Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d 产型_ = 25 2 =51.5

24、3 mm cos I； cos14.01 ,Z2mn81 2d2 =n- =166.97 mmcos -cos14.01计算齿轮宽度B=，£d1 =1 51.53mm = 51.53mm圆整的B2 =50B1 =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琏冈调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数Z1 =30速级大齿轮选用45斤钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2 =2.33 X 30=69.9圆整取Z2=70.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P21

25、5图10-30选取区域系数Zh =2.45试选P =12°，查课本由P214图10-26查得；：1 =0.83；：2 =0.88- =0.83+0.88=1.71应力循环次数N1 =60 X n2 Xj X Ln=60X 193.24 X 1 X (2 X 8X 300X 8)=4.45X108N 4 45 108aN2=1.91 X108 i 2.33由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.94Khn2= 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仃Hiim1 =600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限仃Him1 =550MPa

26、取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力K HN1 . H lim 10.94 600-H 1 = = 564 MPaS1入2=S=0.98X 550/1=517Mpa(二 H lim 1 '二 H lim 2 )二h = =540.5MPa2查课本由Pi98表10-6查材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa选取齿宽系数d =1T=95.5X 105 X P2/n2 =95.5 X 105 X2.90/193.24 =14.33 X 104 N.m3d 2KtT1u-1d1t . uZhZe二 h)2_3,2 1.6 14.33 1041 1.713.33:：(2.33

27、2.45 189.8540.5)2=65.71 mm2 .计算圆周速度d1tn2u 二60 1000二 65.71 193.2460 1 00 0= 0.665m/s3 .计算齿宽b=*dd1t=1 X65.71=65.71mm4 .计算齿宽与齿高之比%模数d1t cos : mh=Z165.71 cos1230u 2.142mm齿高 h=2.25X nt =2.25 X 2.142=5.4621 mmbh =65.71/5.4621=12.035 .计算纵向重合度；B =0.318 dz1 tan ' =0.318 30 tan12 =2.0286 .计算载荷系数K“=1.12+0.

28、18(1+0.6%冲；+0.23X 10X b=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10二 X65.71=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=1.04Kf ：=1.35 Kh： =K f： =1.2故载荷系数K= KAKvKH#Hp=1X 1.04X 1.2 X 1.4231=1.7767 .按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d1=d1t JK Kt =65.71 x |1.776 = 72.91mm1.3计算模数mn =d12sLZi72.91 cos1230=2.3772mm3.按齿根弯曲强度设计32m>2KT222dZ2i；：-f确定公式

29、内各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩 刀=143.3 kN m(2) 确定齿数z因为是硬齿面，故取 z = 30, z】=i Xz=2.33X30= 69.9 传动比误差 i = u= z / z = 69.9/30= 2.33A 户 0.032% <5%,允许(3) 初选齿宽系数d按对称布置，由表查得中d=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角P =121(5) 载荷系数KK = " k! kFa K=1 X1.04X1.2X 1.35= 1.6848(6)当量齿数zH = zl/cos，产=30/ cos312 =32.056zt = zl /cos3 产=70/ cos312

30、 = 74.797由课本P197表10-5查得齿形系数丫网和应力修正系数Y的Yf：.1 =2.491, Yf：2 = 2.232Ys?1 =1.636,Ys.2 =1.751(7) 螺旋角系数Y.轴向重合度例幽1M砒即= 2.03丫代=1旷 =0.797 Yf Fs(8) 计算大小齿轮的3"%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=0.93 S=1.4K FN1 0 FE1二 F 1S0.90 5001.4= 321.43MPaK FN 2 0

31、 FF 2二 F 2 一0=252.43MPa计算大小齿轮的YaFSa,并加以比较二 fYFa1FSa1二 F 12.491 1.636 =0.01268321.43YFa2F Sa2二 F 22.232 1.751 =0.01548252.43大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数mn 35 八八2,-2 1.6848 1.433 100.797 cos 12 0.015482，一，1 301.71mm = 1.5472mm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n=3mm且为了同时满

32、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 =72.91 mm来计算应有的齿数.z 1= 72.91 Mcos12 =27.77 取 z1=30mnz2 =2.33 X30=69.9取 z2=70初算主要尺寸计算中心距 a=(Zi Z2)mn _(30 70) 22 cos12=102.234 mm将中心距圆整为 修正螺旋角103 mm一：=arccos( 12)。(30 70) 2=arccos =13.862：2 103因P值改变不多，故参数名口，kp, Zh等不必修正分度圆直径d- Z1mnd1=cosT30 2 , =61.34 mmcos12d -Z2mnd2=cosT

33、70 2 70-=143.12 mmcos12计算齿轮宽度b = ddi =1 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齿轮2.33.242.332.各轴转速n町(r/min)(r/min)内皿(r/min)nv(r/min)626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率P耳(kw)% (kw/)% (kw/)Pn (kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T心(kN m)心(kN ' m)(kN ' m)Tv(kN ' m)47.58

34、143.53311.35286.915.带轮主要参数小轮直径4(mm)大轮直径(mm)中心距a (mm)基准长度(mm)带的数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,转速期，转矩T3P3=2.70KWn3=82.93r/minT3=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 mm而 Ft=2T3 d22 311.35143.21 10，= 4348.16NF尸Fttan : n= 4348.16 tan20 0 =1630.06Ncos13.86oFa = Ft tan ' =434

35、8.16X 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 153 取 Ao =112dmin = Ao 31旦35.763mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径di，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具公称转矩为500N

36、m,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 -R轴段右端需要制出一轴肩 故取H -m的直径du=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h=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dn j =47mm ,由轴承产品目录

37、中初步选 取0基本游隙组 标准精度级的单歹J角接触球轴承 7010c型.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C162 .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黑D父B = 50mmM 80mmM 16mm,故dw* =d皿再=50mm;而 h3=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

38、.5mm,因此 dw=57 mm, 取安装齿轮处的轴段d,5=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%=72mm .齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5,取dv=65mm.轴环宽度b1.4h,取b=8mm. 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l =30mm ,故取"句=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，

39、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l 皿=T +s+ a+(75 72) =(16+8+16+ 3)mm = 43mml iv j_ = L+ s，c+a1皿_ l v _yi二(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 60.8

40、mm = 175.6mmFNH1 =L3 Ft =4348.16 -608 -1506N L2L3175.6Lc114.8FNH2 =2-Ft =4348.16 = 2843 NL2 L3175.6FrL3FaDF NV1L2 L3= 809NFnv2 =Fr -Fnv2 -1630 -809 -821NM H -172888.8N mmMV1 =FNV1L2 =809 114.8 =92873.2N mmMV2 =FNV2L3 =821 60.8 -49916.8N mmM1 = ,M2 Ma = '.1728892 928732 = 196255N mmM2 =179951 N m

41、m传动轴总体设计结构图：1HleC口7厅B从动轴）（中间轴）（主动轴）从动轴的载荷分析图6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据，Mi )(切3)1962552 + (1x311.35)2 d n oo仃 ca = = ,| 二 10.82W 00.1 x 27465前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得仃J=60MPa仃ca仃此轴合理安全7.精确校核轴白疲劳强度.判断危险截面截面A, n ,m,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VI和即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VI的应力集中的影响和截面叩的相

42、近，但是截面VI 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截面也不必彳强度校核，截面IV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，该轴只需胶合截面即左右两侧需验证即可.截面即左侧。抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1 503=12500抗扭系数WT=0.2d 3=0.2 503=25000 截面叩的右侧的弯矩 M为 M =M1M 608二16 =144609 N，mm60.8截面IV上的扭矩T3为T3=311.35N m截面上的弯曲应力M _ 144609W 1250

43、0=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：；B =640MPa二4二275MPaT4. =155MPa5850= 1.16因匚=20 =0.04 d 50经插入后得；一 -2.0二 T =1.31轴性系数为q =0.82q =0.85. K.-=1+q.-（ - ：- -1） =1.82K=1+q丁（ 0-1） =1.26所以；.=0.67； - 0.82:二=0.92综合系数为： K二二2.8K =1.62碳钢的特性系数% = 0.10.2取0.1*=0.050.1取 0.05V安全

44、系数Sca caScK/a 北二 m= 25.13S 丘1=13.71 a t mY=10.5S=1.5 .Sc S2所以它是安全的截面IV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=25000 截面IV左侧的弯矩 M为 M=133560截面IV上的扭矩T3为T3 =295截面上的弯曲应力 入=M = 咫60 =10.68W 12500截面上的扭转应力T3294930K .-1T= -=11.80 K=-1=2.8WT25000K = -1 =1.62z PT T= 0.92所以；:-=0.67< . -0.82 匕：I-&#

45、39;综合系数为：K 二=2.8 K =1.62碳钢的特性系数%= 0.10.2 取 0.1、=0.050.1取 0.05V安全系数ScaS _=三=25.13-K；'a ：a；mS 上=13.71- k - a - ：t m VS S、一 .一Sca"e =10.5)S=1.5所以它是安全的Ws28.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=10L2=36b3=20 h 3=12L3=50校和键联接的强度查表 6-2 得ap=110MPa工作长度

46、 12 =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:二 P22T2 103K?l 2d22 143.53 10005 20 55=52.20<'3(二 p2T3 102 311.35 1000p33 = =53.22K313d36 30 65两者都合适取键标记为：键 2: 16X36 A GB/T1096-1979键 3: 20X50 A GB/T1096-19799.箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量

47、， 大端盖分机体采用”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 表面粗糙度为63 -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

48、械 加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，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<y仃=0.025a +3 之 8i0箱盖壁厚仃 i =0.02a +3 之 89箱盖凸缘厚度bibi =i.5oii2箱座凸缘厚度bb =i.5仃i5箱座底凸缘厚度b2b2 =2.5仃25地脚螺钉直径dfdf = 0.036a +i2M