多级减速器毕业设计 1

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

2、速在车轮附近进行，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 齿轮、轴及轴承组合、 1小齿轮与轴制成

3、一体，称齿轮轴，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-d67mn时，应采用这种结构。而当df-d67mn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

4、浸油齿轮圆周速度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。 箱体 、2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，箱体制成沿应尽量靠近轴承螺栓轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱体用螺栓联接成一体。轴承座的联接座孔，而轴承座旁的凸台，应具有足够的承托面，以

5、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。 、减速器附件3 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

6、。 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

7、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

8、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。 圆柱齿轮减速器1) 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

9、 主要用于传动比i10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。 、常见减速器的种类31)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

10、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: 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1. 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： 2I3II15PwPdIII4IV 图一:(传动装置总体设计

11、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a32320.980.950.970.960.759； 0.96?513a24?为第一对轴承的效率，, 为V带的效率11?为第三对轴承的效率， 为第二对轴承的效率，34?为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑. 5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： PP/19001.3/10000.7593.25kW, 执 1000?60v行机构的曲柄转速为n=82.76r/min， ?D 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动

12、的传动比i24，二级圆柱斜齿轮 减速器传动比i840， 则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin 。13241.6r/min1324.1682.76）16016（ 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， 的三相异步电动机，额定功率为4.0选定型号为Y112M4 1500r/min。8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速额定电流?nm 参电动机转速定方电动机额 电动机考传动装置的传动比 型号价格 案功率 重量r min N 元 Ped步 同V总传满载带减速器 kw 动比 转速转速传动 470 2.3 1500 1440 230 7.0

13、2 Y112M-4 1 4 16.15 尺尺装位键部栓地底脚外型尺寸中心高 安装尺脚螺轴伸 GD 寸寸FD（LAC/2+AD）HD 寸AB E 孔直径K 41 315 5 10 80 12 178 216 36132 34515 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比（1） ，可得传动装置总传动比n由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速 i17.40 1440/82.76n/n为 a 分配传动装置传动比2） （iii 0aii, 分别为带传动和减速器的传动比。式中10为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为ii/ii00a17.40/2.37.57 根据各原则

14、，查图得高速级传动比为3.24，则2.33 ii/ii121 4.计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速 1440/2.3626.09r/min i/nn0m?n/in 626.09/3.24193.24r/min 1nni193.24 / /2.33=82.93 r/min 2nn=82.93 r/min =（2） 各轴输入功率 ?pP3.250.963.12kW d1?pP3.120.980.95 2.90kW 23?P2.970.980.95 2.70kW P23P=2.770.980.972.57kW P42则各轴的输出功率： ?PP kW 0.98=3.06?PP 0.98=

15、2.84 kW?PP0.98=2.65kW ?PP0.98=2.52 kW （3） 各轴输入转矩 ?TiTNm= d011PdT =9550=95503.25/1440=21.55 N 电动机轴的输出转矩 dnm?TiT=21.552.3所以: 0.96=47.58 Nm d01?TTi=47.583.240.980.95=143.53 Nm 211?TiT=143.532.330.980.95=311.35Nm 322?TT=311.350.950.97=286.91 Nm =34?TT0.98=46.63输出转矩： Nm ?TT0.98=140.66 Nm ?TT0.98=305.12Nm

16、 ?TTm N0.98=281.17 运动和动力参数结果如下表转速r/min 转矩 功率P KW T Nm 轴名 输出输出输入 输入 1440 3.25 21.55 电动机轴626.09 1轴47.58 3.06 3.12 46.63 193.24 143.53 2.84 2轴 2.90 140.66 82.93 311.35 305.12 2.70 2.65 3轴82.93 4281.17 2.52 轴 2.57 286.91 5.设计带和带轮 确定计算功率 PK?1.2 查课本表9-9得：178A P?k?P?1.2?4?4.8p为传递的额定功率, 既电为工作情况系数，,式中Aca .机的

17、额定功率 选择带型号P?4.8PP31.k?表8-9选用带型为A8-8和型带根据,查课本 表，153152Acad,d 选取带轮基准直径2d1dPPd?90mm，得小带轮基准直径表8-3和则大带轮基准表8-7查课本1145153dd?i?d?2.3?90?207mm,式中为带传动的滑动率，通常取（1%直径10d2dPd?224mm。 8-7后取2%），查课本表2153d 验算带速v ?dn?90?1400md1?7.17m/s?35m/sV? 25m/s范围内， 5 在60?100060?1000带充分发挥。 a和带的基准长度 确定中心距 ：,所以初步选于取中心距a由 ，所以带长,，初定中心距

18、mm?224)?471471a?a?1.5(dd)?1.5(900d21d02)d(d?d2d?选取基准长度8-2查课本表76.?1444?(dd)?2aPLmm1.=d142dd0a24210 得实际中心距mm?1400Ld?L?Lddmm?4462?448.76/2a?a?471 02 取mma?450 验算小带轮包角 ?1d?d180? ，包角合适。1d2d?180.94?1621?a z 确定v带根数mmd90?32?.i, ，带速因，传动比sv?6.79m/1d017.?p?0pP?10.7.并由内插值法得8-5d,表8-5a或8-5c和8-5b或查课本. 01480KP 表8-2得

19、查课本=0.96.L142PK=0.96 表8-8,查课本并由内插值法得154?P 公式8-22由得154p84. ca20?4.?Z?960.?0.17)?096?07?(p?p)kk(1.?l00 5根带。故选Z= F计算预紧力 0P 查课本可得表8-4mq?0.1kg/:,故145 单根普通带张紧后的初拉力为P55002.54.8?222caN8017?158.?F500?1)0.1?7.?(?1)qv(? 096.170kzv5?7?F 计算作用在轴上的压轴力pP: 8-24利用可得公式155?162.941?1570sin8015852sin?2?FzF?.?.43N 0p22 6.

20、齿轮的设计 （一）高速级齿轮传动的设计计算 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 齿轮材料及热处理（1）?取钢调质，齿面硬度为小齿轮 材料：高速级小齿轮选用 280HBS 45Z=24 小齿齿数1? 240HBS Z高速级大齿轮选用=i钢正火，齿面硬度为大齿轮452=78. Z24=77.76 取=3.24Z21 齿轮精度 级，齿根喷丸强化。1998，选择7按GB/T10095 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计32KTZZ1u?21tEH?(?d?) t1?u?Hd确定各参数的值: K=1.6 试选tP 选取区域系数 Z

21、查课本=2.433 10-30图215H?0.82P 由课本?780.? 图10-26 ?2214?1?0.78?0.82?1.6 则?P计算应力值环数 由课本10-13公式202L =60626.091（2=60nj83008） Nh119h 10=1.4425Z82) 即3.25=10h #(3.25为齿数比,= =4.45N 2Z1P得：K=0.93 K查课本=0.96 图 10-192?1?203齿轮的疲劳强度极限 P: 得应用安全系数取失效概率为1%,S=1,10-12公式202?K1HHN1lim? =0.93=550=511.5MPa H1S ?K2HHN2lim? =0.96=

22、450=432 MPa 2HS 许用接触应力? MPa.755511.?432)/2?(?471)/2?(2HHH1 =189.8MP10-6得：查课本由表PZa198E?=1 得: 由表10-7P201d55n/P3.19/626.09 =95.510T=95.510114N.m 10=4.86设计3. 计算 小齿轮的分度圆直径dt13T2KZZ1u?21tEH)?(d? t1?u?Hd348189.242.433?1.6?4.86?104.22mm53?()49.? =75.63.254711?1.? 计算圆周速度?nd0953?626.493.14?.1t1? ?s/?1.62m 100

23、060?1000?60m 计算齿宽b和模数ntb 计算齿宽?d?=49.53mm b=td1 计算摸数mn? 初选螺旋角=14?cosd14?49.53cost1mm?2.00?m = nt24Z1b 计算齿宽与高之比hm =2.25齿高h=2.25 2.00=4.50mmnt49.b53 =11.01 =h4.5计算纵向重合度 ?14tan?.tan?0318124=1.903 =0.318?1dK 计算载荷系数=1 使用系数KA 根据,7得查课本由表10-8级精度, Ps/v?1.62m192=1.07, K动载系数V: 的计算公式得K表查课本由10-4P?H194223?b 10K=+0

24、.23?0.6)01.12?.18(1 ?Hdd3?49.53=1.42 10 =1.12+0.18(1+0.6?1+0.231) =1.35 : K10-13得查课本由表P?F195=1.2 : K=10-3 查课本由表得PK?H193F: 故载荷系数 1.42=1.82 KKK K K =11.071.2 ?HH 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径31.823K/K=51.73d=d =49.53mmtt111.6计算模数 mn?cosd51.73?cos141?2.09mmm =nZ2414. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 32?cosY2KTYY?1S?Fm )(n2?

25、Z1Fad 确定公式内各计算数值 48.6kN 小齿轮传递的转矩m z 确定齿数77.76 3.2424，z24zi z因为是硬齿面，故取 3.25 78/24u iz/ z传动比误差 ，允许i0.0325 计算当量齿数? 3 24/ coszz/cos26.27 14 ? 385.43 /coszz78/ cos14 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得 1 初选螺旋角 初定螺旋角14 K 载荷系数 KK K K K=11.071.21.351.73 Y查取齿形系数Y和应力校正系数 : 得表10-5查课本由P197 2.211 齿形系数Y2.592 Y Y1.596 1.774 应力校正系数Y

26、 重合度系数Y 11 ?1/243.2）1.88-3.2（端面重合度近似为1.88cosZZ21?1.655 cos141/78） ? ）20.64690/cos14 ）tg/cosarctg（tg20arctg（ 14.07609 因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y o14?sin49.53 轴向重合度1.825, ?2.09 0.78 Y1 YFSF 计算大小齿轮的 ?F 安全系数由表查得S1.25 工作寿命两班制，8年，每年工作300天 小齿轮应力循环次数N160nkt60271.4718300286.255 10 大齿轮应力循环次数N2N

27、1/u6.25510/3.241.930510 P表10-20c查课本由得到弯曲疲劳强度极限 204?380MP?500MP 小齿轮大齿轮 aFF1FF2aP表10-18得弯曲疲劳寿命系数查课本由: 197K=0.86 K=0.93 2FN1FN S=1.4 取弯曲疲劳安全系数 ?K500?0.861FFFN1?= 14307.? F14.S1?K380?0.932FFFN2? =43?252. 2F4S1.FY5962.592?1.1FS 013470.?1 ?14.3071FFY7741?.2.2112SF 01554.?0?2 ?43252.2F. .选用大齿轮的数值大 设计计算 计算模

28、数 34214?0cos.1001554?0.78?.2?173?4.86?mm?1.26m?mm n21?24?1.655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n计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足n接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=51.73来计算应有mm1的齿数.于是由: ?14cos.73?51z=25.097 取z=25 11mn那么z=3.2425=81 2 几何尺寸计算 (z?z)m(25?81)2n12=109.25计算中心距 a= mm ?cos214?cos2将中心距圆整为1

29、10 mm按圆整后的中心距修正螺旋角 (?)m(25?81)?2n21?=arccos 01.14?arccos? ?252?109.2?kZ 因等不必修正值改变不多,故参数,.,?h计算大.小齿轮的分度圆直径 zm25?2n1?=51.53d= mm 1?cos14cos.01zm81?2n2?mm d=166.97 2?cos14.cos01 计算齿轮宽度B= mm5351.51.53mm?d?1?1圆整的 55?BB?5012 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 ?钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小 材料：低速级小齿轮选用45齿齿数=30 Z1?钢正火，齿面硬度为大齿轮 240H

30、BS z=2.33速级大齿轮选用30=69.9 452圆整取z=70. 2 齿轮精度 按GB/T100951998，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K=1.6 tP图10-30选取区域系数查课本由Z=2.45 215Ho?12?查课本由图10-26试选查得 P,214?=0.83+0.88=1.71 =0.88 =0.83 ?21应力循环次数 N=60njL=60193.241(283008) n218 10=4.458N10?.45481? N10=1.91 2i2.33P图10-19查得接触疲劳寿命系数 由课本203K=0.94 K= 0.9

31、7 2HN1HNP图查课本由10-21d 207?600MPa按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限, 1limH?550MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限1limH取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力 ?K0.94?6001HlimHN1?= =564?MPa H1S1?K2HlimHN2? =0.98=550/1=517MPa 2HS?)(?1HlimH2lim?540.5 MPa H2 =189.8MP查课本由表10-6查材料的弹性影响系数ZPa198E? 选取齿宽系数 1?d552.90/193.24 =95.510T=95.510n/P224N.m =14.331034

32、T2KZZ8.2.45?189.6?14.33?103.u?1332?1221tEH)()?d? 3t1?52.33u5401?1.71?Hd =65.71mm 2. 计算圆周速度?nd24.71?193?65.21t? 0.665 ?sm/ 100060?60?1000 计算齿宽 3. ? 65.71=65.71b=d1mmt1db 计算齿宽与齿高之比 4. h?cosd1265.71?cost1mm.?2142=m 模数 nt30Z1 2.142=5.4621m齿高 h=2.25=2.25 mmntb=65.71/5.4621=12.03 h 计算纵向重合度5. ?0282.?30tan0

33、.31812ztan?0.318? ?1dK 计算载荷系数6. 223?)b K+0.2310=1.12+0.18(1+0.6?Hdd3?65.71=1.4231 10 =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23 K=1 使用系数A 查表选取各数值同高速齿轮的设计,K=1.2 K=KK=1.04 =1.35 ?FHFv 故载荷系数KKKK1.4231=1.776 1.2=1K1.04?HHAv? 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径7. 31.7763KK d=d=65.71mm9172.?tt111.3?cosd72.91?cos121?2?m.3772mm 计算模数 nz301 按齿根弯

34、曲强度设计 3. 32?cos2KTYYY?1?SF? m?2?Z1F?d 确定公式内各计算数值 m ） 计算小齿轮传递的转矩143.3kN（1z 确定齿数（2）69.9 zi z2.3330因为是硬齿面，故取z30， 2.33 iuz/ z69.9/30传动比误差 ，允许5i0.032 初选齿宽系数） （3 1 按对称布置，由表查得 初选螺旋角） （4 ? 12 初定螺旋角K 载荷系数（5）1.6848 KK K KK=11.041.21.35 ） 当量齿数（6? 3 z/cos30/ cos32.056 12 z ?374.797 70/ cos12zz/cos PY和应力修正系数由课本1

35、0-5表查得齿形系数Y 197751.,Y?1?Y2.232Y?1.636?Y2.491, ?22SSFF11 Y） 螺旋角系数（7 2.03 轴向重合度 0.797 Y1 FYSF ）8 计算大小齿轮的（?F P 10-20c查课本由得齿轮弯曲疲劳强度极限图204?380?MP500MP aFE1FEa2P图10-18查课本由得弯曲疲劳寿命系数 202K=0.90 K=0.93 S=1.4 2FN1FN?K0.90?50011FNFE? =MP.32143?F1a4.1S?K38093?0.22FFFN?= MP?252.43 2Fa41.SFYSaFa 计算大小齿轮的并加以比较, ?FFY

36、636.491?12.11SaFa01268.?0 ?43.3211FFY751.?12.2322SaFa201548.?0? ?43.2522F. 选用大齿轮的尺寸设计计算大齿轮的数值大, 计算模数 35212?0.797?cos1.433?1001548?0.2?1.6848? mm5472m?1.mm?n2?1.1?3071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n强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了n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=72.91 mm.来计算应有的齿数1?12?cos72.

37、91z=27.77 取z=30 11mnz=2.3330=69.9 取z=70 22 初算主要尺寸 (z?z)m(30?70)?2n12=102.234计算中心距 a= mm ?cos22?cos12mm 103将中心距圆整为 修正螺旋角 (?)m(30?70)?2n12?=arccos 86?13.?arccos ?10322?kZ ,故参数等不必修正,因值改变不多,?h 分度圆直径 zm30?2n1?mm d=61.34= 1?coscos12zm70?2n2?mm =d=143.12 2?cos12cos计算齿轮宽度 ?d?1?72.91b?72.91mm 1dB?75mmB?80mm

38、圆整后取 21 1.6 低速级大齿轮如上图： V带齿轮各设计参数附表 各传动比1. 低速级齿轮高速级齿轮 V带 2.33 3.24 2.3 n 2. 各轴转速 n (r/min) (r/min)(r/min) (r/min) 82.93 626.09 193.24 82.93 P各轴输入功率 3. (kw)P ） （kw（kwkw（） 2.57 2.90 3.12 2.70 T各轴输入转矩 4. T (kNm)(kNm) (kNm) (kNm) 286.91 47.58 311.35 143.53 带轮主要参数 5. 径轮直轮径大直小度准长基z （中心距amm带的根数 ） mm）mm （）（m

39、m）（5 90 1400 471 224 7.传动轴承和传动轴的设计 1. 传动轴承的设计 Tn ，转速求输出轴上的功率P，转矩. 333n=82.93r/min =2.70KW P 33m =311.35NT3 求作用在齿轮上的力. 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =143.21 dmm 2T235.?31123? = F而N.16?4348 t3?d10?.211432o?tan20tannN061630.16?4348FF= tro?cos86.cos13 ?0.246734=1072.84N =4348.16F= Ftan at : F的方向如图示，径向力F及轴向力圆周力Fatr 初步

40、确定轴的最小直径. 根据课本调质处理,45钢,先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为?112?3A15P表 取o361P3?35.763d?Amm 3ominn3d,为了使所选的轴与联轴器吻合输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,?故需同时选取联轴器的型号 P表14?1K?1.5 选取查课本,a343T?KT?1.5?311.35?467.0275N?m 3caa因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查机械设计手册 11222?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d?40mm,故取d?40mm.半联轴器的长度L?112mm.半联轴器1? mm?8

41、4与轴配合的毂孔长度为L1 . 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,-轴段右端需要制出一轴肩 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,mm?47d按轴端直径取挡圈直,;左端用轴端挡圈定位-故取的直径?轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半径半联轴器与 mmD?50mm?82l 的长度应比故联轴器上而不压在轴端上, - 现取,略短一些?故选用单列角, 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由轴承产品目录中初步选,接触球轴承.参照工作要求并根据mm?d47?. 型 标准精度级的单列角接触球轴承7010C取0基本游隙组 dDd轴承代号 D B 227209AC 45 58.8

42、 85 19 73.2 70.2 60.5 7209B 85 45 19 80.0 66.0 25 45 100 7309B 70.9 16 59.2 80 7010C 50 70.9 16 7010AC 50 80 59.2 77.7 50 20 90 7210C 62.4 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,故mm16?80mm?50Dd?B?mmd?d?50mml?16mm . ;而 ?型轴承定位轴肩7010C右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得57?,因此d取h?3.5mmdh?0.07,mm, 高度?.齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 取安装齿轮处的

43、轴段;mm58d?此轴段应略短于轮毂,的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮已知齿轮毂.取,轴肩高3.5,宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位mmd?65l?72mm?b=8mm. ,轴环宽度取h?b1.4 根据轴20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) . 轴承端盖的总宽度为取端盖的外端面与半联轴器右端承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,. 面间的距离 ,故取mm?50lmm?30l?考虑到两圆柱齿轮间的距离c=20. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,mmmm已 s,取s=8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mm, 知滚动轴承宽度T=16mm L=5

44、0,则高速齿轮轮毂长mmmm?4316?3)mm75?72)?(16?8?l?T?s?a?( ?ll?c?a?l?L?s? mm)mm?62?8?20?1624?8?(50?. 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度 求轴上的载荷5 , 确定顶轴承的支点位置时 首先根据结构图作出轴的计算简图, 20.6-7. 表查机械设计手册20-149. 做为简支梁的轴的支承跨距,a=16.7mm,因此,型的角接触球轴承对于7010Cmm6?175.mm?60.8mm.L?L?1148 32L860.3N?1506?F?4348.16F t1NH6L175.L?32L8114.2N?2843?4348.16?

45、F?F t2NH6175.L?L32DFa?LF 3r2?F?809N 1NVL?L32N821?809?F?F?F?1630 2NVrNV2mm8N?M?172888. HmmN?92873.2114FM?L?809?.8 2NVV11?FL?821?60.8?49916.8NM?mm 32NVV22222M?M?M?172889?92873?196255N?mm 11HVM?179951N?mm 2: 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: 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度6. 根据22)?M?T(22)35311.?(1196255?31?= 82.

46、?10caW0.1?27465前已选轴材料为45钢，调质处理。 ?=60MP 得查表15-1a1? 此轴合理安全 ca1? 7 精确校核轴的疲劳强度. . 判断危险截面 截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面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.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,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,截面和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

47、合截面左右两侧需验证即可. . 截面左侧。 33=12500 W=0.10.1=抗弯系数50d?3350d?w=25000 =0.2=0.2抗扭系数 T60.8?16 截面的右侧的弯矩M为 M?M?144609N?mm 18.60TT 为 =截面上的扭矩311.35m?N33截面上的弯曲应力 M144609? MPa57?11.? bW12500截面上的扭转应力 T3113503? = =MPa.45?12 TW25000T轴的材料为45钢。调质处理。 P表15-1查得：由课本 355?275MPT?MP?640155MP aaa?1B?1r2.0D58 因16?1.0?04 5050dd 经

48、插入后得?=1.31 2.0 ?T 轴性系数为=0.85 82.q?0q?)1?q(=1.82 K=1+?=1.26 ）-1K=1+（q?T? 所以82670.?0.? 92?.?0?=2.8 综合系数为： K?=1.62 K?10.2.?0 碳钢的特性系数 取0.1 ?10.05.?00.05 取? 安全系数Sca?1?25.13 =S ?K?maa?1?13.71 S ?k?matSS?SS=1.5 所以它是安全的 5?10.ca22SS?截面右侧 33=12500 0.1=抗弯系数 W=0.150?d 33w=25000 =0.2 =0.2抗扭系数50d?T 截面左侧的弯矩M为 M=13

49、3560 TT=295 为 截面上的扭矩 33M133560? 截面上的弯曲应力6810.? bW12500 截面上的扭转应力KT1294930?3?2?.8?180.?11= = K=? ?T?W25000?TK1?1?1?.62 K= ?0.92?.?670?.082 所以 ? 综合系数为：=1.62 =2.8 KK? 碳钢的特性系数?0.05 取0.1 取1.0?20.?0.1050.?S 安全系数ca?1?25.13 S= ?K?maa?1?13.71 S ?k?matSS?10.5S=1.5 所以它是安全的 Sca22SS? 8 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

50、度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据 d=55 d=65 32L=36 =10 键宽 b=16 h查表6-1取： 222 b=20 h=12 =50 L333 校和键联接的强度 ?=110MP 得 查表6-2pal?L?b?36-16=20 工作长度 222l?L?b?50-20=30 333键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=5 22K=0.5 h=6 33由式（6-1）得： 310?2T2?143.53?1000?2? 20.?52? p2p5?20?55Kld222310?2T2?311.35?10003?2253?. ? p 3p6?30?65Kld333两者都合适 取键标记为： 36 A GB/T1096-1979 16：2键 键3：2050 A GB/T1096-1979 9 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， H7配合大端盖分机体采用. is6 1. 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