多级减速器毕业设计-30文档资料

1、一：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，若第二级减速在车轮附近进

2、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，称齿轮轴，这种结构用

3、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-d067mn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后，通过导油槽流入轴承。当浸油齿轮圆周速度U

4、&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，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

5、，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

6、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

7、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

8、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；齿轮一蜗杆减速器；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）蜗杆减速器其缺点是效率低。主要用于传动比i>10

9、的场合，传动比较大时结构紧凑目前广泛应用阿基米德蜗杆减速器。4）齿轮一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

10、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

11、置的总效率aa1233245=0.96X0.983X0.952X0.97X0.96=0.759;a123451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：P1=P/刀口=1900X1.3/1000X0.759=3.25kW,执行机构的曲柄转速为n=100060V=82.76r/min,D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也=16160,电动机转速的可

12、选范围为n=gXn=（16160）X82.76=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Y112MH4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nm1440r/min,同步转速1500r/min。ph-公14十F、4.-I*I1>万中匚篇电型4动机%LX(HD碑型)AC/2+功&X%in尺一XE例建总彳也轴史清L:_LA乳稀由尺、DXE用尺寸FXGD213515x3PP31545x步«6转递7N8格元122力比80V，带段动10x交41Ikw转速1Y112M-44150014

13、4047023016.152.37.023.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ia=n/n=1440/82.76=17.40(2)分配传动装置传动比式中i0,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i。=2.3,则减速器传动比为i=ia/i0=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/minnn=%/i1=626.09/3.24

14、=193.24r/minnw=nn/i2=193.24/2.33=82.93r/minrnv=nm=82.93r/min(2) 各轴输入功率R=pdX1=3.25X0.96=3.12kWPu=piX刀2X3=3.12X0.98X0.95=2.90kWPRXpzX3=2.97X0.98X0.95=2.70kWPw=PwX刀2X刀4=2.77X0.98X0.97=2.57kW则各轴的输出功率："RX0.98=3.06kWPu=RX0.98=2.84kWPw=P迎X0.98=2.65kWP1V=PwX0.98=2.52kW(3) 各轴输入转矩Ti=TdXioX1Nm电动机轴的输出转矩Td=

15、95508=9550乂3.25/1440=21.55Nlnm所以：Ti=TdXi0X1=21.55X2.3X0.96=47.58N-mTn=TiXi1X1X2=47.58X3.24X0.98X0.95=143.53Nl-mTw=Xi2X2X3=143.53X2.33X0.98X0.95=311.35N-mT1V=丁皿X3X4=311.35X0.95X0.97=286.91N-m输出转矩：Ti=TiX0.98=46.63N-mTn=Tux0.98=140.66Nl-mTm=丁皿X0.98=305.12Nl-mT1V=T1VX0.98=281.17Nl-m运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩

16、TNm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P178表9-9得：KA1.2PCakAP1.244.8，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Pca4.8,kA1.3,查课本Pi52表8-8和P153表8-9选用带型为A型带.选取带轮基准直径ddi,dd2查课本P145表8-3和已53表8

17、-7得小带轮基准直径dd190mm,则大带轮基准直径dd2ioddi2.390207mm，式中卫为带传动的滑动率，通常取(132%,查课本年3表8-7后取dd2224mm。验算带速vVdd1nm9014007.17m/s35m/s在525m/s范围内，601000601000V带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度心由于071十应)M曲+,所以初步选取中心距a：a。1.5(dd1dd2)1.5(90224)471,初定中心距a。471mm，所以带长，2(dd2dd)-,一、Ld=2a0-(dd,dd2)-1444.76mm.查课本电2表8-2选取基准2124a0长度Ld1400mm得实际中心距

18、取a450mm验算小带轮包角11180dd2dd1162.94,包角合适。a确定v带根数z因dd190mm,带速v6.79m/s,传动比i02.3,查课本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p010.7.p00.17.查课本P142表8-2得KL=0.96.查课本年4表8-8,并由内插值法得K=0.96由P154公式8-22得故选Z=5根带。计算预紧力F0查课本P145表8-4可得q0.1kg/m,故:第9页单根普通V带张紧后的初拉力为计算作用在轴上的压轴力Fp利用P155公式8-24可得：6.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

19、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钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z1=24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2nxZ1=3.24X24=77.76取Z2=78.齿轮精度按GB/T100951998,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确定各参数的值：试选Kt=1.6查课本P/图10-30选取区域系数Zh=2.433由课本P214图10-2610.7820.82贝IJ0.780.821.6由课本P202公式10-13计算应力值环数N1=60

20、nljL,=60X626.09X1X(2X8X300X8)=1.4425X109hN2=4.45X108h#(3.25为齿数比，即3.25=2)乙查课本P20310-19图得：K1=0.93K2=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：KH1=KHN1Hlim1=0.93X550=511.5MPaS第10页H2=KHN2sHim2=0.96X450=432MPa许用接触应力查课本由P198表10-6得：Ze=189.8MPa由P201表10-7得：d=1T=95.5X105X*1=95.5X105X3.19/626.09=4.86X104N.m

21、3.设计计算小齿轮的分度圆直径4计算圆周速度计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb=dd1t=49.53mm计算摸数叫初选螺旋角=14计算齿宽与高之比bh齿高h=2.25mnt=2.25X2.00=4.50mmb<=49.5%5=11.01计算纵向重合度=0.318d1tan0.318124tan14=1.903计算载荷系数K使用系数Ka=1根据v1.62m/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Kh的计算公式：Kh=1.120.18(10.6d2)d2+0.23X103Xb=1.12+0.18(1+0.61)X1+0.23X103X49.53

22、=1.42查课本由P195表10-13得：KF=1.35查课本由P193表10-3得：KH=Kf=1.2故载荷系数：K=K-qK、KHKH=1X1.07X1.2X1.42=1.82第11页按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3.3182d1=d1tJ=49.53X上=51.73mm1.6计算模数mn4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩笃=48.6kN-m确定齿数z因为是硬齿面，故取zu=24,z?=i3izi=3.24X24=77.76传动比误差i=u=zw/z1=78/24=3.25Ai=0.032%<5%,允许 计算当量齿数z=zJcos

23、，1=24/cos314=26.27z=z：/cos'=78/cos314=85.43 初选齿宽系数1按对称布置，由表查得匚=1 初选螺旋角初定螺旋角=14° 载荷系数KK=K，个K氏K=1X1.07X1.2X1.35=1.73 查取齿形系数Y曲和应力校正系数,查课本由P197表10-5得：齿形系数Y汇=2.592Y曰=2.211应力校正系数Y上=1.596Y江=1.774 重合度系数Y端面重合度近似为=1.88-3.2X(工)cos=1.88-3.2Z1Z2X(1/24+1/78)Xcos14=1.655%=arctg(tg%/cos.)=arctg(tg20B/cos14

24、)=20.64690”-=14.07609，第12页因为a=%/cos二月，则重合度系数为丫=0.25+0.75cos飞患/%=0.673 螺旋角系数丫轴向重合度'J'=49.53sin14o=1.825,2.09丫=14到1200=0.78 计算大小齿轮的丫也f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出=60X271.47X1X8X300X2X8=6.255X10s大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255X10*/3.24=1.9305X10查课本由P204表10-20C得到弯曲疲劳强度极限小齿轮FF1500M

25、Pa大齿轮FF2380MPa查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数：Kfn1=0.86Kfn2=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn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=2mne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=51.73mm来计算应有的齿数.于是由：z二51.73cos14mn=25.097取z1=25那么z2=3.24X25=81几何尺寸计算2cos计算中心距a=(z1z2)mn=(2581)2=109.25mm2

26、cos14第13页将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角(12)mn(2581)2=arccosarccos-14.0122109.25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d产型_252=51.53mmcoscos14.01,Z2mn812d2=-n=166.97mmcoscos14.01计算齿轮宽度B=d1151.53mm51.53mm圆整的B250B155(二)低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45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钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBsz2=2.33X30=69.

27、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P215图10-30选取区域系数Zh=2.45试选12°,查课本由P214图10-26查得1=0.832=0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N1=60Xn2XjXLn=60X193.24X1X(2X8X300X8)=4.45X108NN14.451081.91x1081 2.33由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数第14页Khni=0.94KHN2=0.97查课本由p207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮

28、的接触疲劳强度极限Hiimi600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限H1ml550MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力H2=Khn2H1m2=0.98X550/1=517MPaSh540.5MPa2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d1T=95.5X105Xp2/n2=95.5X105X2.90/193.24=14.33X104N.mdt2Kiu1ZhZe23.21.614.331043.332.45189.82du(H)；11.712.33(540.5=65.71mm2. 计算圆周速度d1tn265.71193.240.665

29、m/s6010006010003. 计算齿宽b=dd1t=1X65.71=65.71mm4. 计算齿宽与齿高之比b/65.71cos12302.142mmd1tcos模数m讨=Zi齿高h=2.25Xmnt=2.25X2.142=5.4621mmbu=65.71/5.4621=12.03h5. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KKh=1.12+0.18(1+0.6；)；+0.23X103Xb=1.12+0.18(1+0.6)+0.23X103X65.71=1.4231使用系数Ka=1同高速齿轮的设计，查表选取各数值Kv=1.04Kf=1.35Kh=Kf=1.2第15页故载荷系数K=KAKvKHK

30、h=1X1.04X1.2X1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径3d1=d1t3.KKt=65.71X1.77672.91mm1.34名百兴斤d1cos72.91cos12计算模数mn2.3772mmZ1303. 按齿根弯曲强度设计2KT1Ycos2YfYsdZ213f确定公式内各计算数值(1)计算小齿轮传递的转矩石=143.3kN-m确定齿数z因为是硬齿面，故取z1=30,z?=iXz。=2.33X30=69.9传动比误差i=u=zVz1=69.9/30=2.33Ai=0.032%<5%,允许(3) 初选齿宽系数中按对称布置，由表查得二=1(4) 初选螺旋角初

31、定螺旋角=12"(5) 载荷系数KK=®KpKF出K=1X1.04X1.2X1.35=1.6848(6) 当量齿数zn=z"cos"尸=30/cos312=32.056z、；=z：/cos=70/cos312=74.797由课本P197表10-5查得齿形系数Y箱和应力修正系数Y(7) 螺旋角系数Y轴向重合度二；'1,=2.03Y户=14到120口=0.797f(8) 计算大小齿轮的土里第16页查课本由P204图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限查课本由p202图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90KFN2=0.93S=1.4计算大小齿轮

32、的YaF里，并加以比较f大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn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mn=3mm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=72.91mm来计算应有的齿数.Zi=72.91cos12mn=27.77z2=2.33X30=69.9取z1=30取z2=70初算主要尺寸计算中心距a=(z1z2)mn=(3070)2=102.234mm2cos2cos12将中心距圆整为103mm修正螺旋角=arccos(12崎2值改变不多，故参数(3070

33、)2arccos13.862103,k,Zh等不必修正分度圆直径.zmn302,d1=61.34mmcoscos12,z?mn702,d2=143.12mmcoscos12计算齿轮宽度圆整后取B175mmb280mm第17页低速级大齿轮如上图:V带高速级齿轮低速级齿轮V带齿轮各设计参数附表1.各传动比第18页2.33.242.332.各轴转速n孙(r/min)(r/min)(r/min)niv(r/min)626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率P吕(kw)斗(kw)F万(kw)Pm(kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T务(kNm)(kNm)(kNm)T

34、w(kNm)47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数小轮直径&(mn)大轮直径出(mm中心距a(mm基准长度心(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=2.70KWn3=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=143.21mm而ft=2T32311.3534348.16Nd2143.2110tanntan20oFr=Ftn4348.16一o1630.06Ncoscos13.86第19页Fa=Fttan=4348.1

35、6X0.246734=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Ao112输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径di口,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141,选取Ka1.5因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22112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d140mm,故取din40mm半联轴器的长度L112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm.根据轴向定位的要求确定

36、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，I-n轴段右端需要制出一轴肩，故取n-m的直径dnm47mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D50mm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-n的长度应比略短一些，现取ls82mm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dnm47mm,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45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.0

37、80.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2.从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的dDB50mm80mm16mm,故dwwd50mm;而l16mm.第20页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h0.07d,取h3.5mm,因此dv57mm,取安装齿轮处的轴段d皿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1Vl皿72mm.齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5, 取dy巩

38、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130mm，故取"皿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

39、7010c型的角接触球轴承距.,a=16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承跨传动轴总体设计结构图：（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前已选轴材料为查表15-1得ca145钢，调质处理。1=60MPa此轴合理安全7 精确校核轴白勺疲劳强度.判断危险截面截面A,n,m,b只受扭矩作用。所以anmb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

40、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IV和V显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知，第21页,该轴只需胶合截面即左右两键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而侧需验证即可.截面即左侧。抗弯系数W=0.1d3=0.1503=12500抗扭系数Wt=0.2d3=0.2503=25000截面叩的右侧的弯矩M为MM160816144609Nmm60.8截面IV上的扭矩T3为T3=311.35Nm截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为45钢。调质处理由课本P355表15-1查得：因工20d50经插入后得2.0轴性系数为q0.82K=1+q(0.0458501.16t=

41、1.31q=0.851)=1.82K=1+q(t-1)=1.26所以0.670.82综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数0.10.2取0.10.050.1取0.05安全系数Scaca25.13S113.71katmSS截面IV右侧10.5>S=1.5所以它是安全的第22页抗弯系数W=0.1d3=0.1503=12500抗扭系数Wt=0.2d3=0.2503=25000截面IV左侧的弯矩M为M=133560截面IV上的扭矩T3为T3=295截面上的弯曲应力截面上的扭转应力1335601250010.68_T3_294930T=Wt2500011.802.8K1K=11.62所以

42、0.67综合系数为：K=2.8K=1.62碳钢的特性系数0.10.2取0.1安全系数ScaS=125.13KaamS113.71katmScarS-S10.5>S=1.5s2s28键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸0.820.920.050.1取0.05所以它是安全的一般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d2=55d3=65查表6-1取：键宽b2=16h2=10L2=36b3=20h3=12L3=50校和键联接的强度查表6-2得p=110MPa工作长度l2L2b236-16=20l3L3b350-20=30第23页键与轮毂键槽的接触高度K2=0.5h2=5K3=0.5

43、h3=6由式（6-1）得：两者都合适取键标记为：键2:16X36AGB/T1096-1979键3:20X50AGB/T1096-19799箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT20O）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用业配合.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6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为

44、10,圆角半径为R=3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，以便放第24页油，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

45、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0.025a3810箱盖壁厚1i0.02a389箱盖凸缘厚度bib11.5112箱座凸缘厚度bb1.515箱座底凸缘厚度b2b22.525第25页地脚螺钉直径dfdf0.036a12M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径did10.72dfM12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)d28df,