V带传动二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

本文格式为Word版，下载可任意编辑——V带传动二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书机械设计课程设计

目录

一课程设计书2

二设计要求2

三设计步骤

1.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派传动比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

四设计小结五参考资料

2

3132

机械设计课程设计

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,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一:题号参数运输带工作拉力（kN）运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）2.51.02502.31.12502.11.22501.91.33001.81.430012345二.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派传动比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

机械设计课程设计

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：Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV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?a

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

?1为V带的效率,?1为第一对轴承的效率，

?3为其次对轴承的效率，?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

机械设计课程设计

电动机所需工作功率为：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,执行机构的曲柄转速为n＝

1000?60v=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i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/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?1440r/min，同步转速1500r/min。

方电动机额定功率Pedkw1Y112M-44电动机转速电动机重量N参考价格元总传动比23016.15V2.3带减速器7.02传动传动装置的传动比案型号

rmin满载同步转速转/p>

中心高外型尺寸底脚安装尺地脚螺栓轴伸尺装键部位尺机械设计课程设计

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

3.确定传动装置的总传动比和分派传动比

（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）分派传动装置传动比

ia＝i0×i

式中i0,i1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/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＝2.33

4.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/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）各轴输入功率

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则各轴的输出功率：

?PⅠ×0.98=3.06kWⅠ＝P?PⅡ×0.98=2.84kWⅡ＝P?

＝PⅢ×0.98=2.65kWPⅢ?＝PⅣ×0.98=2.52kWPⅣ（3）各轴输入转矩

机械设计课程设计

T1=Td×i0×?1N·m电动机轴的输出转矩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·

?输出转矩：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运动和动力参数结果如下表轴名电动机轴1轴2轴3轴4轴3.122.902.702.57功率PKW输入输出3.253.062.842.652.52输入47.58143.53311.35286.91转矩TNm输出21.5546.63140.66305.12281.171440626.09193.2482.9382.93转速r/min5.设计Ｖ带和带轮

⑴确定计算功率

查课本P178表9-9得：KA?1.2

Pca?kA?P?1.2?4?4.8,式中

既电机的额定功率.⑵选择带型号

为工作状况系数，p为传递的额定功率,

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．⑶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?i0?dd1?2.3?90?207mm,式中ξ为带传动的滑动率，寻常取（1%～2%），查课本P153表8-7后取dd2?224mm。

机械设计课程设计

⑷验算带速vV??dd1nm60?1000???90?140060?1000?7.17m/s?35m/s在5～25m/s范围内，Ｖ

带充分发挥。

⑸确定中心距a和带的基准长度

由于

(dd2?dd1)24a0

,所以初步选取中心距a：

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

L?d=2a0??2(dd1?dd2)??1444.76mm.查课本P142表8-2选取基准长

度Ld?1400mm得实际中心距

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

2取a?450mm

⑹验算小带轮包角?1

dd2?dd1180??162.94?，包角适合。a??1?180??

⑺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P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p0?10.7.?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

Z?pca4.8??4.20

(p0??p0)?k?kl(1.07?0.17)?0.96?0.96应选Z=5根带。

⑻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

机械设计课程设计

F0?500?Pca2.54.8?5002.5(?1)?qv2?(?1)?0.1?7.172?158.80Nzvk?5?7.170.96⑼计算作用在轴上的压轴力Fp利用P155公式8-24可得:

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

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

①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240HBSZ2=i×Z1=3.24×24=77.76取Z2=78.②齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸加强。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

3d1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?()u[?H]确定各参数的值:①试选Kt=1.6

查课本P215图10-30选取区域系数ZH=2.433由课本P214图10-26??1?0.78??2?0.82

则???0.78?0.82?1.6

②由课本P202公式10-13计算应力值环数

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

机械设计课程设计

N2==4.45×108h#(3.25为齿数比,即3.25=

Z2)Z1③查课本P20310-19图得：K??1=0.93K??2=0.96④齿轮的疲乏强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得:[?H]1=

[?H]2=

KHN2?Hlim2=0.96×450=432MPaSKHN1?Hlim1=0.93×550=511.5MPaS许用接触应力

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

⑤查课本由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.设计计算

①小齿轮的分度圆直径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计算圆周速度?

?d1tn13.14?49.53?626.09?1.62m/s?60?100060?1000③计算齿宽b和模数mnt

??计算齿宽b

b=?d?d1t=49.53mm计算摸数mn初选螺旋角?=14?

mnt=

d1tcos?49.53?cos14??2.00mmZ124④计算齿宽与高之比bh

齿高h=2.25mnt=2.25×2.00=4.50mm

机械设计课程设计

b=49.53=11.01h4.5⑤计算纵向重合度

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

⑥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＝KKKH?KH?=1×1.07×1.2×1.42=1.82⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1=d1t3322K/Kt=49.53×

1.82=51.73mm1.6⑧计算模数mn

mn=

d1cos?51.73?cos14??2.09mmZ1244.齿根弯曲疲乏强度设计

由弯曲强度的设计公式

3mn≥

2KT1Y?cos2?YF?YS?()[?F]?dZ21?a⑴确定公式内各计算数值①小齿轮传递的转矩确定齿数z

由于是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76传动比误差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5％，允许②计算当量齿数

＝48.6kN·m

机械设计课程设计

z＝z/cosz＝z/cos

＝24/cos314＝26.27＝78/cos314＝85.43

＝1

??③初选齿宽系数

按对称布置，由表查得④初选螺旋角初定螺旋角⑤载荷系数K

K＝KKK

K＝14

=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥查取齿形系数Y和应力校正系数Y

查课本由P197表10-5得:齿形系数Y

＝2.592Y

＝2.211

＝1.774

应力校正系数Y

⑦重合度系数Y端面重合度近似为

＝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

，则重合度系数为Y＝0.25+0.75cos

/

＝0.673

⑧螺旋角系数Y轴向重合度Y＝1－

⑨计算大小齿轮的

＝0.78

49.53?sin14o＝＝1.825,

??2.09YF?FS?[?F]

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＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10

机械设计课程设计

大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10查课本由P204表10-20c得到弯曲疲乏强度极限小齿轮?FF1?500MPa大齿轮?FF2?380MPa查课本由P197表10-18得弯曲疲乏寿命系数:KFN1=0.86KFN2=0.93取弯曲疲乏安全系数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大齿轮的数值大.选用.⑵设计计算①计算模数

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

1?242?1.655对比计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲乏强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲乏强度，需要按接触疲乏强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:

51.73?cos14?z1==25.097取z1=25

mn那么z2=3.24×25=81②几何尺寸计算

计算中心距a=

(z1?z2)mn(25?81)2==109.25mm?2?cos142cos?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?14.01

2?2?109.25因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正.

?=arccos

计算大.小齿轮的分度圆直径

机械设计课程设计

d1=d2=

z1mn25?2=51.53mm?cos?cos14.01z2mn81?2=166.97mm?cos?cos14.01计算齿轮宽度

B=?d1?1?51.53mm?51.53mm圆整的B2?50

（二）低速级齿轮传动的设计计算

⑴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=2.33×30=69.9圆整取z2=70.

⑵齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸加强。⑶按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值①试选Kt=1.6

②查课本由P215图10-30选取区域系数ZH=2.45③试选??12o,查课本由P214图10-26查得

B1?55

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

应力循环次数

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

N14.45?108??1.91×108N2=i2.33由课本P203图10-19查得接触疲乏寿命系数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乏强度极限?Hlim1?600MPa,

大齿轮的接触疲乏强度极限?Hlim1?550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲乏许用应力[?H]1=

KHN1?Hlim10.94?600?564MPa=

1S机械设计课程设计

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

(?Hlim1??Hlim2)?540.5MPa

2查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

选取齿宽系数?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.计算圆周速度??3.计算齿宽

b=?dd1t=1×65.71=65.71mm4.计算齿宽与齿高之比bh模数mnt=

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

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

b=65.71/5.4621=12.03h5.计算纵向重合度

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

6.计算载荷系数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

故载荷系数

K＝KAKvKH?KH?=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d1=d1t33KKt=65.71×

1.776?72.91mm1.3机械设计课程设计

计算模数mn?d1cos?72.91?cos12??2.3772mmz13033.按齿根弯曲强度设计

m≥

2KT1Y?cos2??dZ21???YF?YS?[?F]㈠确定公式内各计算数值（1）计算小齿轮传递的转矩（2）确定齿数z

由于是硬齿面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9传动比误差i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33Δi＝0.032％5％，允许（3）初选齿宽系数按对称布置，由表查得（4）初选螺旋角初定螺旋角?＝12（5）载荷系数KK＝KKK

K

=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

?＝143.3kN·m

＝1

（6）当量齿数z＝z/cos

z＝z/cos

＝30/cos312＝32.056＝70/cos312＝74.797

?由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

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

＝0.797

＝

＝2.03

（8）计算大小齿轮的

YF?FS?[?F]

查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲乏强度极限?FE1?500MPa?FE2?380MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲乏寿命系数

机械设计课程设计

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

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

计算大小齿轮的

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

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

[?F]2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.①计算模数

3mn?2?1.6848?1.433?105?0.797?cos212?0.01548mm?1.5472mm21?30?1.71对比计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲乏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乏强度，需要按接触疲乏强度算得的分度圆直径d1=72.91mm来计算应有的齿数.

72.91?cos12?z1==27.77取z1=30

mnz2=2.33×30=69.9取z2=70②初算主要尺寸计算中心距a=

(z1?z2)mn(30?70)?2==102.234mm?2?cos122cos?将中心距圆整为103mm修正螺旋角

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

2?2?103因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正

?=arccos

分度圆直径d1=

d2=

z1mn30?2=61.34mm?cos?cos12z2mn70?2?=143.12mmcos?cos12计算齿轮宽度

机械设计课程设计

b??dd1?1?72.91?72.91mm圆整后取B1?75mmB2?80mm低速级大齿轮如上图：

3.21.6机械设计课程设计

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比

V带2.32.各轴转速n

(r/min)(r/min)626.093.各轴输入功率P

（kw）3.124.各轴输入转矩T

(kN·m)(kN·m)47.585.带轮主要参数

小轮直径（mm）90大轮直径（mm）224471中心距a（mm）基准长度（mm）14005带的根数z高速级齿轮3.24低速级齿轮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

机械设计课程设计

7.传动轴承和传动轴的设计

1.传动轴承的设计

⑴.求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3P3=2.70KWn3=82.93r/min

T3=311.35N．m

⑵.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=

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

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:

⑶.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?Ao3P3?35.763mmn3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠ?Ⅱ,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?1.5

Tca?KaT3?1.5?311.35?467.0275N?m由于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?Ⅱ?40mm.半联轴器的长度L?112mm.半联轴器与轴协同的毂孔长度为L1?84mm

机械设计课程设计

⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①

为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ?Ⅲ?47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D?50mm半联轴器与轴协同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-Ⅱ的长度应比略短一些,现取

lⅠ?Ⅱ?82mm②

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,应选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据dⅡ?Ⅲ?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.

d454545505050D8585100808090B191925161620d2D2轴承7209AC7209B7309B7010C7010AC7210C58.860.566.059.259.262.473.270.280.070.970.977.7

机械设计课程设计

2.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dⅢ?Ⅳ?dⅦ?Ⅷ?50mm;而lⅦ?Ⅷ?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dⅣ?Ⅴ?57mm,

③取安装齿轮处的轴段dⅥ?Ⅶ?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lⅥ?Ⅶ?72mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取dⅤ?Ⅵ?65mm.轴环宽度b?1.4h,取b=8mm.

④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lⅡ?Ⅲ?50mm.

⑤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

机械设计课程设计

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?175.6mm

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传动轴总体设计结构图:

(从动轴)

机械设计课程设计

(中间轴)

(主动轴)

从动轴的载荷分析图:

机械设计课程设计

6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度

机械设计课程设计

根据

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

0.1?27465W前已选轴材料为45钢，调质处理。

M1?(?T3)22查表15-1得[??1]=60MPa

?ca〈[??1]此轴合理安全

7.确切校核轴的疲乏强度.⑴.判断危险截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A

ⅡⅢB无需校核.从应力集中对轴的

疲乏强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈协同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Ⅶ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,键槽的应力集中较系数比过盈协同的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.⑵.截面Ⅶ左侧。

抗弯系数W=0.1d3=0.1?503=12500抗扭系数wT=0.2d3=0.2?503=25000截面Ⅶ的右侧的弯矩M为M?M1?60.8?16?144609N?mm60.8截面Ⅳ上的扭矩T3为T3=311.35N?m截面上的弯曲应力

M144609?b???11.57MPa

W12500截面上的扭转应力?T=

T3311350?12.45MPa=

WT25000轴的材料为45钢。调质处理。由课本P355表15-1查得：

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

因

rD582.0??0.04??1.16dd5050经插入后得

???2.0?T=1.31

轴性系数为

机械设计课程设计

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

综合系数为：K?=2.8K?=1.62

碳钢的特性系数???0.1～0.2取0.1

???0.05～0.1取0.05

安全系数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右侧

抗弯系数W=0.1d3=0.1?503=12500

抗扭系数wT=0.2d3=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?b?截面上的扭转应力?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综合系数为：K?=2.8K?=1.62碳钢的特性系数

机械设计课程设计

???0.1～0.2取0.1???0.05～0.1取0.05

安全系数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.键的设计和计算

①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d2=55d3=65

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

②校和键联接的强度

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

l3?L3?b3?50-20=30

③键与轮毂键槽的接触高度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?65K3l3d3两者都适合取键标记为：

键2：16×36AGB/T1096-1979

键3：20×50AGB/T1096-1979

9.箱体结构的设计

机械设计课程设计

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，大端盖分机体采用

H7协同.is6

1.机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，加强了轴承座刚度

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6.3?

3.机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模便利.

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：

油标位在便于观测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

机械设计课程设计

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：

名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度符号计算公式???0.025a?3?8结果109121525M246M12M1