带式运输机的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计课程设计资料

1、课程设计题目：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器机电工程学院姓名：班级：学号：专业： 院系： 指导老师:目录一 课程设计书2二设计要求2三设计步骤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56. 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2711. 联轴器设计30四设计小结31五参考资料32一. 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

2、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表题号参数、一12345运输带工作拉力kN2.52.32.11.91.8运输带工作速度m/s1.01.11.21.31.4卷筒直径mm250250250300300二. 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

3、. 润滑密封设计11. 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：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aa " 23 32 4 5 = 0.96X 0.983 X 0.952 X 0.97X 0.96= 0.759;i为V带的效率,i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

4、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 0.759= 3.25kW,执行机构的曲柄转速为n= 100060v =82.76r/min,tlD经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i_ = 24,二级圆柱斜齿轮 减速器传动比i_ = 840,那么总传动比合理范围为 i_ = 16160,电动机转速的可选范围为n_ = L X n=16160X 82.76= 1324.1613241.6r/min.综合考虑电动机和传动装置的尺寸、

5、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.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中央高外型尺寸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

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 血：和工作机主动轴转速 n可得传动装置总传动比为 ia = n 7n= 1440/82.76= 17.40(2) 分配传动装置传动比ia = io 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i0 = 2.3,那么减速器传动比为i = ia/i0=17.40/2.3= 7.57根据各原那么,查图得高速级传动比为i1 = 3.24,那么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 = n m / i 0 = 1440/2.3= 626.09r

7、/mi nnn = n /i 1 = 626.09/3.24= 193.24r/minn皿=nn / i2 = 193.24/2.33=82.93 r/minn = n =82.93 r/min(2) 各轴输入功率Pi = pd X 1 = 3.25X 0.96= 3.12kWPn = Pi X nX 3 = 3.12X 0.98X 0.95= 2.90kWPrn = Pe XrgX 3 = 2.97X 0.98X 0.95= 2.70kWPiv = Prn X nX n=2.77X 0.98X 0.97= 2.57kW那么各轴的输出功率：R = Pi X 0.98=3.06 kWPe = P

8、n X 0.98=2.84 kWPrn' = Prn X 0.98=2.65 kWPv = Pv X 0.98=2.52 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-Pd =9550X 3.25/1440=21.55 N - nm所以：Ti = Td X i.X i =21.55X 2.3X 0.96=47.58 N m-Te = Ti X i1 X 1 X 2=47.58X 3.24X 0.98X 0.95=143.53 N m-Tm = Te X i2 X 2 X 3 =143.53X 2.33X 0.98X 0.95=311

9、.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 0.98=46.63 N mTe = Te 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2.57

10、2.52286.91281.1782.936. 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尺寸 按齿面接触强度设计(ZhZe )2二 h3 ：2KtT_恥心一确定各参数的值：Kt =

11、1.6 试选查课本P215 图 10-30选取区域系数Z h =2.433由课本；.1 = 0.78l'-2 0.82P214 图 10-26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=生乙 查课本 P203 1 0-19 图得：K汁 1=0.93 K . 2 =0.96 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%平安系数S=1,应用P202公式10-12得:K HN H

12、 lim 1"=SE93X 550=511.5 MPa62 = =0.96X 450=432 MPaS许用接触应力二h=(二Hh 二H 2)/2 =(511.5432)/2 =471.75MPa 查课本由P198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d1td1t2K" u 1(zhze)4 1.6 4.86 104.242.433 189.8.2: :() 二 49.53mm3.254

13、71.75 计算圆周速度：1 1.6计算齿宽60 1000b和模数49士锂才如心60 1000mnt计算齿宽bb= d d1t =49.53mm计算摸数叫初选螺旋角1 =1449.53 cos1424=2.00mmmntd1t cos : 乙齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mm% = 49.53i.5 =11.01计算纵向重合度、l,=0.318d J tan： =0.318 1 24 tan14 =1.903'd； u二 h 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p1

14、94表10-4得KH 的计算公式：Kh -1.120.18(10.6 d2) d2+°.23 X 10； X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 10X 49.53=1.42查课本由P195表10-13得：K <-=1.35查课本由 P193表 10-3 得:K h-.= Kf-.=1.2故载荷系数：K =心 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*=d1t3 K/Kt1 82=49.53X J荷=5173mm计算模数mnmnd 1 cos :=51.73 cos1424=2.09mm

15、4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3mn>2口丫82 ：(Yf：Ys：) dZS (F)确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩' 1 = 48.6 kN -m确定齿数z由于是硬齿面,故取 乙=24, z = iz = 3.24X 24= 77.76传动比误差 i = u = z _ /乙=78/24= 3.25 i0.032% 二5%,允许 计算当量齿数z、* = Z-/cos ； = 24/ cos314 = 26.27z'- = z/cos ； = 78/ cos314 = 85.43 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 载

16、荷系数KK =心 K K；K；=1 X 1.07X 1.2X 1.35= 1.73 查取齿形系数丫上和应力校正系数丫丄查课本由P197表10-5得：齿形系数丫匚=2.592 丫匕=2.211应力校正系数丫习=1.596 丫丄=1.774 重合度系数丫 ：二 1 1 - 端面重合度近似为 .=1.88-3.2X()cos： =1.88 3.2X( 1/24乙Z2+ 1/78) X cos14 = 1.655:=arctg (tg 飞/cos)= arctg (tg20 /cos14 ) = 20.64690二 dl： = 14.07609由于=：',/cos,那么重合度系数为 Y = 0

17、.25+0.75 cos/：', = 0.673 螺旋角系数丫:2.09轴向重合度二 工匚 5=猖53 sin14° = 1.825,Yf F 计算大小齿轮的-一竹平安系数由表查得si = 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: = 60X 271.47X 1X 8X 300X 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二-1 =500MPa大齿轮二 FF2 =380MPa查课本由R9

18、7表10-18得弯曲疲劳寿命系数：Kfni=0.86 K fn2=0.93取弯曲疲劳平安系数S=1.4K FN1二 FF1 0.86x500 _307 141.4二 F 2K FN 2 二 FF2 0.93 汉380252 431.4上吕1二12.592 1.596307.14=0.013472.211 1.774二 F 2252.43= 0.01554大齿轮的数值大.选用.设计计算 计算模数3|2 1.73 4.86 104 0.78 cos2 14 0.01554mn2mm 二 1.26mm1 242 1.655比照计算结果,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

19、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 1= 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央距 a=(Z1 Z2)mn =812 =109.25 mm2cosP 2cos14将中央距圆整为110mm按圆整后的中央距修正螺旋角=arccos2-c(25 - 81) 2二 arccos14.012 "09.25因值改变不多,故参数：,k '：, Zh等不必修正.计

20、算大.小齿轮的分度圆直径d1= 25 2=51.53 mmcos -cos14.01d2Z2mncos :81 2cos14.01=166.97 mm计算齿轮宽度Bcd1 =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 280HBS 取小齿齿数乙=30速级大齿轮选用45二钢正火,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

21、 查课本由P215图10-30选取区域系数ZH =2.45 试选2 =12°,查课本由P214图10-26查得> . 1 =0.83-2 =0.88己"丄=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 108N2 =N1i84.45 102.33= 1.91 X 108由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.94K HN2 = 0.97查课本由 氐7图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二円吋=600MPa ,大齿轮的接触

22、疲劳强度极限 匚Hlim1 =550MPa取失效概率为1%,平安系数S=1,那么接触疲劳许用应力7 H 2 :K:一=HN2 Hlim2 =0.98X 550/仁517MPa S二 H 1 =K HN1H lim 1 _ 0.94600S1=564 MPaF(；-H lim 1 H lim 2 )= 540.5MPa2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.m30d1t -2Ktu_1“ZhZe、232 16 1

23、433 104 333 F45 1898)22.33540.51 1.71=65.71 mm2.计算圆周速度60 1000二 6571 19324 "665m/s60 1 0 0 03.计算齿宽b= dd1t =1 X 65.71=65.71mm4.计算齿宽与齿高之比模数mnt = o 二 65.71 cos12= 2.142mm30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=1.1

24、2+0.18(1+0.6 ' d +0.23X 10 X b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 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31.776 72.91mm1.33d1=d1tK Kt =65.71 X计算模数md1 cos :n _72 91 =<cos12=I291_= 2.3772 mmZ13.按齿根弯曲强度设计3m

25、旳丫严 *选 %Z w升m>确定公式内各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩'1 = 143.3 kN -m(2) 确定齿数z由于是硬齿面,故取 乙=30, z = i X Z = 2.33X 30 = 69.9 传动比误差 i = u= zj zl = 69.9/30= 2.33 i 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

26、.056Z'i = 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 =1.636*2 "751(7) 螺旋角系数、轴向重合度二二匚； = ： =2.03计算大小齿轮的主空*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 =0.90K FN2=0.93 S=1.4S1.4“2=KfNFF2 二 0.93 380 = 252.43MPa1.4计算大小齿

27、轮的告,并加以比拟YFa1F匚 F 1二泡竺 “01268321.43YFa2F Sa2匚 F 22.232 d 0.01548252.4321 301.71z 2 =2.33 X 30=69.9取 z2 =70大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数mn -3 2 1.6848 1.433 1050.797 cosmm = 1.5472mm比照计算结果,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d1=72.91mm来计算应有的齿

28、数.z1=72.91 cos12 =27.77 取 z1=30 12 0.01548初算主要尺寸(乙 Z2)mn (3070) 2计算中央距 a= 12 n=102.234 mm2cosP 2- cos12将中央距圆整为103 mm修正螺旋角=arccos(J)mn(30 +70)汇 2=arccos2003-13.86因一：值改变不多,故参数；:kl, Zh等不必修正分度圆直径二 ZE1 cos :2 =61.34 mmcos12d2=Z2mncos :心=143.12 mmcos12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

29、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/mi n)(r/mi n)(r/mi n)626.09193.2482.9382.933.各轴输入功率P弓(kw)& (kw)珀(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)中央距a (mm)基准长度b(mm)带的根数z9022447114005Ft =2T3d2Fr = Ft二 434

30、8.16tan 20ocos13.86o-1630.06N7. 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=82.93r/mi nT3=311.35N. m.求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径为d2=143.21 mm2 311.35=4348.16N143.21 10Fa = Ftta=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F361 表 153取 Ao =11

31、2dmi Ao JP35.763mmV n3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 二 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du = 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 -

32、U轴段右端需要制出一轴肩,故取U -川的直径二47mm;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 - U的长度应比 略短一些,现取I】=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,应选用单列角 接触球轴承参照工作要求并根据二47mm,由轴承产品目录中初步选 取0根本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C型.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.9

33、7010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d D B = 50mm 80mm 16mm,故d皿却=d皿=50mm ；'而1皿戲_ 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,因止匕二57 mm, 取安装齿轮处的轴段d在二58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 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72mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取dv65m

34、m.轴环宽度b - 1.4h ,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I =30mm ,故取I 口_皿二50mm. 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,那么I皿制二T s a (75 -72) =(16 816 3)mm=43mm=L sc a-l 皿=(50 8 20 16 - 24 -

35、8)mm 二 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 = 175.6mmF NH1FNH 2£Ft =4348.16 60理1506NL2 L3175.6匕Ft =4348.16=2843NL2 L3175.6F NV1Fr L3 岁J = 809 NL2 ' L3F NV 2-Fr -FNV2 =1630 -809 =821NM

36、 H =172888.8N mmM V1 = FNV1 L2 = 809 114.8 = 92873.2N mmM V2 二 FNv2L3 = 821 60.8 = 49916.8N mmM1 =JmH= 1728892928732 =196255N mmM 2 = 179951 N mm 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Frc)MTa)FhH2Fr屮二 F.D/2F4Db)d)6.MhmTrniTT按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据Jm+(药3)2J1962552 +(1x311.35)2 dnQO匚 ca=10.82W.0.1 27465前已选轴材料为45钢,调质

37、处理.查表 15-1 得；=60MPa%a 貯此轴合理平安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,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.截面左

38、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；右=± = 311350 =12.45MPa Wt 25000轴的材料为45钢.调质处理.由课本P355表15-1查得：匚 B =640MPa、二 ° =275MPaT4155MPaD 581.16d 50r2.0因0.04d50经插入后得丁： =

39、2.0轴性系数为二 T =1.31q；=0.82q =0.85.K；=1+qr-1=1.82K =1+q 二T -1 =1.26所以；-0.67；二 0.82纭十严0.92综合系数为： K二=2.8K =1.62T碳钢的特性系数上=0.10.2 取0.1:=0.050.1取 0.05平安系数SeaK；=a aS= 25.13S13.71k 6 J mSea=10.5 > S = 1.5所以它是平安的Sc S2截面w右侧抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1503 =12500抗扭系数wT =0.2d 3 =0.2 503 =25 0 00截面W左侧的弯矩 M为 M=133560截面W上的扭

40、矩T3为T3 =295截面上的弯曲应10.68截面上的扭转应力T =294930WT25000= 11.80. K:-心丄一1 =2.8scrK = 一1 =1.62J；.=0.82 .-0.92所以；：.- =0.67综合系数为：K-=2.8 K =1.62碳钢的特性系数=0.1 0.2取 0.1= 0.05- 0.1取 0.05平安系数SeaS_=1 =25.13S1=13.71k 6 tmS SSea S； ：10.5 >S=1.5 所以它是平安的St S28. 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

41、d 2=55 d 3=65查表 6-1 取： 键宽 b 2=16 h 2=10 L2=36b3=20 h 3=12L3 =50校和键联接的强度查表 6-2 得 ；p=110MPa 工作长度12 二 L2 -b2 =36-16=20I3 二 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:P2P332T2 10K 212d 22 143.53 10005 20 55=52.202T3 103K 3l3d 32 311.35 10006 30 65=53.22<两者都适宜 取键标记为:键2:16X 36 A GB

42、/T1096-1979键3:20X 50 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,大端盖分机体采用 巴配合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,同时为了防止油搅得沉渣溅起,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,联接外表应精创,其外表粗糙度为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,拔模方便.4. 对附件

43、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 工出支承盖板的外表并用垫片增强密封,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,以便到达体内为压力平衡 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,以提升定位精度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a = 0.025a + 3 兰 810箱盖壁厚6 =0.02a +3 兰 89箱盖凸缘厚度bibi =1.5S12箱座凸缘厚度bb =1.5°15箱座底凸缘厚度b2b2 =2.5°"25地脚螺钉