两级展开式圆柱齿轮减速器设计书

1、两级展开式圆柱齿轮减速器设计书一.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（mrm250250250300300设计要求1 .减速器装配图一（A1）。2 .CAD绘制轴、齿轮零件图各一（A3）3 .设计说明书一份。

2、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 .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

3、传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）传动装置的总效率a1 23 32 4 5 = 0.96 x 0.983 X 0.952 X 0.97 X 0.96 = 0.759 ;a12 3 4 51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：P=P/1 = 1900X 1.3/1000 X 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围，V带传动的传动比i =

4、24,二级圆柱 斜齿轮减速器传动比i = 840,则总传动比合理围为i =16160,电动机转速的可选围为n=ixn = (16160) X 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Y112Mb4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 型号额士 7E功 率 Ped kw电动机转速Zin电 动 机 重 量 N参 考 价 格 元传动装置的传动比同 步 转 速转速总传 动比V带传 动减速器1Y档2M-44夕卜W

5、001440 .的70230喝6.触他.3装70新高LX (AC/2+ADXHD装尺 寸AXB栓孔直径K尺寸DX E位尺寸FXGD132515X 345 X315216 X1781236 X8010X413.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ia = i0 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,则减速器传动 比为 i = ia/i° = 17.40/2

6、.3 =7.57根据各原则，查图得高速级传动比为1=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 = ni /i 1 = 626.09/3.24 =193.24r/minnrn =nn / i2 =193.24/2.33=82.93 r/minnjv =nm =82.93 r/min(2) 各轴输入功率R=PdX i =3.25 x 0.96 =3.12kWr = Pi x 刀 2X 3 = 3.12 x 0.98 x 0.95 =2.90kWPw = A x 刀 2X 3 = 2.

7、97 X0.98 X 0.95 =2.70kWP1V = Pw X 刀 2X 刀 4=2.77 乂 0.98 乂 0.97 = 2.57kW则各轴的输出功率：R = R X 0.98=3.06 kWPn = Pn X 0.98=2.84 kWP迎=Pm X0.98=2.65kWPw = Pw 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%=9550 X 3.25/1440=21.55 N nm所以：Ti=TdXi°X 1 =21.55 X2.3 X 0.96=47.58 NmTn = Tz x i1 x 1

8、x 2=47.58X3.24 X0.98 X0.95=143.53 NmTm =Tn X i2 X 2 乂 3=143.53X2.33 X 0.98 X 0.95=311.35 N mTv =Tm X 3 乂 4=311.35 X 0.95 X 0.97=286.91 Nm输出转矩：7 = Ti X 0.98=46.63 N mTn =Tn X 0.98=140.66 NmT迎=Trn X 0.98=305.12 N- mTw =T1Vx 0.98=281.17 Nm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3.2521.551440轴1轴3.12

9、3.0647.5846.63626.092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：Ka 1.2PcakA P 1.2 4 4.8，式中为工作情况系数，P为传递的额定功率，既电机的额定功率.选择带型号根据Pca 4.8, kA 1.3,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d

10、d2 i0 dd1 2.3 90 207mm，式中E为带传动的滑动率， 通常取(1%-2% ,查课本 限表8-7后取dd2 224mm。验算带速vVdd1nm90 1400 7 17m/s 35m/s 在 525m/s 围，V60 100060 1000带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度由于，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，d“ )2上 1444.76 mm.查课本2表8-2选取基准,-.、(dd2Ld =2a0 (dd1 dd2)24a长度Ld 1400mm得实际中心距Ld Ld /

11、a ao 471 44.76/2 448.62mm2450mmdd2 dd1 1801180a162.94 ，包角合适。验算小带轮包角1确定v带根数z因dd1 90mm ,带速v6.79m/s,传动比 i02.3,查课本Pi48表8-5a或8-5c 和 8-5b8-5d,并由插值法得Po10.7. Po0.17.查课本Pi42表8-2得Kl=0.96.查课本Pi54表8-8,并由插值法得K =0.96由44公式8-22得pca4.8(Po Po) k kl故选Z=5根带。(1.07 0.17) 0.96 0.964.20计算预紧力F0查课本P145表8-4可得q 单根普通V带紧后的初拉力为0.

12、1kg / m ,故:F。500Pca 2.521)qv4.8500 2.5(1)5 7.17 0.962_ _0.1 7.17158.80N计算作用在轴上的压轴力Fp162.94sin 1570.43N2利用P155公式8-24可得:1Fp2z FoSin 2 5 158.80P26.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钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBs取小齿齿数Zi=24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBSZ2

13、=i X 乙=3.24 X 24=77.76取 Z2=78.齿轮精度按GB/T10092 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 10-261 0.782 0.82贝 U 0.78 0.82 1.6由课本P202公式1013计算应力值环数N1=60nj l =60 X 626.09 X 1 x (2X 8 x 300X 8) = 1.4425 x 109hN2= =4.45 X 108h #(3.25 为齿数比，即 3.25= Z查课本

14、P203 10-19图得：K 1=0.93 K)=0.96乙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:H Khn1 Hlim1 =0.93x550=511.5 MPaSH 2 = KHN2 Hlim2 =0.96 X450=432 MPaS许用接触应力h( h1 h2)/2 (511.5 432) / 2 471.75MPa查课本由 年8表10-6得：Ze =189.8MPa由 P201 表 10-7 得：d=1T=95.5 X105X p1/n1=95.5 乂 105 X 3.19/626.09=4.86 X 104N.m3 .设计计算小齿轮的分度圆直

15、径dit3dt2K不u 1 (ZhZe)2U h3 : 42 1.6 4.86 1041 1.6计算圆周速度4.243.252.433 189.8,2()2 49.53mm471.75dit ni3.1449.5360 1000计算齿宽b和模数60 1000会 1.62m/smnt计算齿宽bb= d d1t =49.53mm计算摸数m.初选螺旋角二14d1t cos49.53 cos14 _ mmnt = 2.00mmZ124计算齿宽与高之比b齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 2.00=4.50 mmbh "F =11.01计算纵向重合度=0.318 d 1 tan 0.3

16、18 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P192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 =1.12 0.18(1 0.6 d2)d2+0.23 x 10 3 X b= 1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 10 3 X 49.53=1.42查课本由P195表10-13得：K F =1.35查课本由 电3表10-3得：K H =Kf =1.2故载荷系数：K= K K Kh Kh =1 X 1.07 X 1.2 X1.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直

17、径d1=d1t 3v K/K3 =49.53 X J182 =51.73 mm,1.6计算模数mnd1 cos mn =-Z151.73 cos14 2.09mm244.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式32KTiY cos2Yf YsdZ21 ad af确定公式各计算数值小齿轮传递的转矩=48.6 kN确定齿数z因为是硬齿面，故取 z=24, z = i z =3.24 X24= 77.76传动比误差 i =u=z/ z =78/24 =3.25Ai =0.032 %5%,允许计算当量齿数z = z/cos =24/ cos 3 14 =26.27z=z/cos =78/ cos 31

18、4 =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 载荷系数KK= K K K K=1 X 1.07 X1.2 X 1.35 = 1.73 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= 2.592 Y =2.211应力校正系数 Y= 1.596Y = 1.774 重合度系数Y端面重合度近似为=1.88-3.2 X (工 工)cos =1.88 -3.2 乙 Z2X (1/24 + 1/78 ) x cos14 = 1.655=arctg (tg/cos ) = arctg (tg20/cos14 ) = 20.64690= 14.0

19、7609因为=/cos ,则重合度系数为 Y= 0.25+0.75 cos/ =0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 =49.53 sin14o =1.825,2.09Y= 1- = 0.78计算大小齿轮的Yf FsTTI安全系数由表查得S= 1.25300天工作寿命两班制，8年，每年工作小齿轮应力循环次数 N1= 60nkt =60X271.47 X1X8X300X 2X8= 6.255 X10大齿轮应力循环次数 N2= N1/u = 6.255 X 10/3.24 =1.9305 X 10查课本由P204表10-20C 得到弯曲疲劳强度极 限小齿轮 FF1 500MPa大齿轮 FF2 380

20、MPa查课本由年7表10-18得弯曲疲劳寿命系数：Kfni=0.86K fn2=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4K FN 1 FF1F1= QS0.86 500 307.141.4Yf 1Fs 1F1YF2FSF 2K FN 2 FF 2S0.93 380 252.432.592 1.596307.142.211 1.774252.431.40.013470.01554大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数mn 3. 2 1.73 4.86 104 20.78 cos214 0.01554mm 1.26mm 1 241.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳

21、强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987圆整为标准模数，取 m. =2mmS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d=51.73 mm来计算应有的齿数.于是由：z 1= 51.73 cos14 =25.097 取 z1=25 mn那么 z2=3.24 X 25=81几何尺寸计算计算中心距a=(z1 z2)mn =(25 81)2 =109.25 mm2 cos 2 cos14将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角(25 81) 2arccos 14.012 109.252)mn=arccos2因 值改变不多，故参数，k , Zh等不必修正. 计算大.

22、小齿轮的分度圆直径d1= z1mn25 2 =51.53 mmcos cos14.01 ,z?mn81 2d2=JL =166.97 mmcos cos14.01计算齿轮宽度B= d11 51.53mm 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钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS取小齿齿数Zi=30速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS z 2=2.33X 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.确定公式的各计算数值试选Kt=1.6查

23、课本由P215图10-30选取区域系数Zh =2.45试选 12o,查课本由P型图10-26查得1=0.832 =0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N1=60X n2xj XLn=60x 193.24X 1X(2 X8X300X8)=4.45 X108N N1 4.45 108 1.91 x 108 i 2.33由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数Khni=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Himi 600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 550MPa取失效概率为1%安全系数S=1,则接触

24、疲劳许用应力Khni H 0.94 600H 1=564 MPaS1H 2 = Khn2 H lmu 1 /ZhZe、2 3,2 1.6 14.33 104()3 4.u h；1 1.71=65.71 mm 计算圆周速度n65.71 193.24 0.665 m/s60 100060 1000 =0.98 X 550/1=517 MPaSh -HJjmJH 540.5 MPa2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 1T=95.5 X105 X p2/n2 =95.5 X 105X 2.90/193.24dt3.332.45 189.8 22.3

25、3 (540.5模数m nt_ d1t cos65.71 cos12302.142mm=14.33X 104N.m齿高 h=2.25 X mt=2.25 乂 2.142=5.4621 mm bh =65.71/5.4621 = 12.035. 计算纵向重合度0.318 dz1 tan0.318 30 tan12 2.0286. 计算载荷系数KKh =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23 X 10 计算齿宽b= dd1t =1X65.71=65.71 mm xb= 1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23 X 10 3 X 65.71 = 1.4231使用系数Ka=1同高速

26、齿轮的设计，查表选取各数值Kv = 1.04 K F =1.35 K H =Kf =1.2故载荷系数K= KAKvKH KH =1X1.04 X 1.2 X 1.4231 = 1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径3d1=d1tf =65.71 X J1Z76 72.91mm 1.3d1 cos72.91 cos12计算模效 mn 2.3772mmz1303. 按齿根弯曲强度设计3 r2e 2KT1Y cosYfYsdZ21 f确定公式各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩=143.3kNm(2) 确定齿数z因为是硬齿面，故取 z = 30, z = i Xz=2.33 X30=6

27、9.9传动比误差 i =u=z/ z =69.9/30 =2.33Ai = 0.032 %5%,允许(3) 初选齿宽系数按对称布置，由表查得=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角 =12(5) 载荷系数KK= K K K K=1 X 1.04 X 1.2 X 1.35 = 1.6848(6) 当量齿数z =z/cos =30/ cos 312 =32.056z = z/cos =70/ cos 312 = 74.797由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数YYf 1 2.491,Yf 2 2.232Ys 1 1.636,Ys 2 1.751螺旋角系数Y轴向重合度= = 2.03Y= 1

28、- = 0.797(8)计算大小齿轮的Yf FsT7查课本由P204图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 500MpaFE2 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=1.4F 2Kfn1 fe1 0.90 500S1.4：Kfn2 FF2 0.93 380S1.4321.43MPa252.43MPa计算大小齿轮的YaFSa,并加以比较YFalFsalf1YFa2 F Sa2F 2f2.491 1.636 0.01268321.432.232 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

29、模数32 1.6848 1.433 105 0.797 cos2 12 0.01548mn V-1 3d 1.71mm L5472mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数四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m.=3mmf旦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=72.91 mm来计算应有的齿数.取 Zi=30取 Z2=7072.91 cos12 "%z1=27.77mnZ2 =2.33 X 30=69.9初算主要尺寸计算中心距 a= (z1 z2)mn =(30 70) 2 =102.234 mm

30、2 cos 2 cos12将中心距圆整为103 mm修正螺旋角(12)mn(30 70) 2=arccos arccos- 13.8622 103因 值改变不多，故参数，k , Zh等不必修正分度圆直径d1= z1mn 30 2 =61.34 mmcoscos 12d2=z 70- = 143.12 mmcos cos 12计算齿轮宽度bdd1 1 72.91 72.91mm圆整后取B1 75mmb2 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(r/min)(r/min)(r/minniv)(r/min)626.0

31、9193.2482.9382.933.各轴输入功率P(kw)(kw)(kw)Pw (kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T(kN m)(kN - m)(kN - m)T1V(kN . m)47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数小轮直径(mim大轮直径(mim中心距a(mim基准长度(mim市的根数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,转速飞，转矩丁3P3=2.70KW%=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 mm2T

32、32 311.35而 F t =3 4348.16Nd2143.21 10oF r = Ft tn 4348.16 t 20 o 1630.06N coscos13.86F a = Ft tan =4348.16 乂 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15 3取Ao 112dminAoP3 35.763mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dz 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14 1,选取

33、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500Nm半联轴器的孔径d1 40mm,故取di n 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，I - n轴段右端需要制 出一轴肩，故取H -m的直径dn m 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，

34、故I-II的长度应比 略短一些，现取3 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dw 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.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2.从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 d D B 50mm 80mm 16mm,

35、故 d w d皿皿 50mm ；而 l 皿皿 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dw v 57 mm, 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dv VI 65mm.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

36、联轴器右端面间的距离1 30mm ,故取L皿50mm. 取齿轮距箱体壁之距离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 T s a (75 72) (16 8 16 3)mm 43mm1 iv v L s c a l m iv l v 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701

37、0c型的角接触球轴承 于16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承 跨距.L2 L3 114.8mm 60.8mm 175.6mmFNH1L3Ft 4348.16 608 1506NL2 L3175.6FNH 2FnviL2114 8Ft 4348.16 L42L2 L3175.6FaDFr L3丁2- 809NL2 L32843NFnv2 Fr Fnv2 1630 809821NM H 172888.8N mmM viFnvL 809 114.8 92873.2N mmM V2 FNV2L3 821 60.8 49916.8N mmM14MlM21 J1728892 928732 196255

38、N mmM 2 179951N mm传动轴总体设计结构图：中间轴）(从动轴的载荷分析图A21 - -9 a一 r-nTTl 1 rTTTrnj口 二 L = hr irrrnrTTTTnTrrn"i_r_Ti?TTn rr ILIIHI 1 IIHIHHivvM卜EH工6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据_ M12 ( T3 )2 = 1962552 (1 311.35)2caI U.O4W.0.1 27465前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得1=60Mpca < 1此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A, n ,m,b只受扭矩作用。所以

39、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 和截面卯的相近，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，键梢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=0.2d3=0.2 503=25000截面

40、卯的右侧的弯矩M为M M160.8 16144609N mm60.8截面IV上的扭矩T3为T3 =311.35截面上的弯曲应力M 144609b11.57MPaW 12500截面上的扭转应力T3311350T =-=Wt25000轴的材料为45钢 由课本P355表15-112.45MPa调质处理。查得：B 640MPa1275MPaT 1155MPa因匚 20d 50经插入后得2.0轴性系数为0.04581.1650t=1.31q 0.82=0.85K =1+q (K =1+q1)=1.82T-1)= 1.260.82所以 0.670.92综合系数为:=2.80.1 0.2取0.1K =1.6

41、2碳钢的特性系数0.050.1取 0.05安全系数ScaS =1 25.13K a amS 113.71k a t mS S_所以它是安全的503 = 12500Sca , S 10,5>S=1.5s2 s2截面IV右侧抗弯系数W=0.1 d3= 0.1抗扭系数Wt =0.2 d3=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 M熠60 10.68W 12500截面上的扭转应力T = T-=294930 11.80 K =K_ X 1 2.8WT25000K = 1 1.62所以 0.67综合系数为：K =2.8

42、 K=1.62碳钢的特性系数0.1 0.2 取 0.1安全系数ScaS =125.13K a a mS 113.71k a t mSca 厂' S 10.5 >S=1.5ca s2 s20.820.920.050.1 取 0.05所以它是安全的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=363=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 L2 b2 36-16=2013 L3 b3 50-20=30键

43、与轮毂键梢的接触高度K2=0.5 h 2=5K3=0.5 h 3=6由式（6-1 ）得：3<p<p2T2 1032 143.53 1000p2 252.20pK212d25 20 5532T3 102 311.35 1000 ”p3 53.22K313d36 30 65两者都合适取键标记为：键 2: 16X 36 A GB/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 火配合. is61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强

44、了轴承座刚度2. 考虑到机体零件的润滑，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10,圆角半径为R=&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

45、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0.025a 3 810箱盖壁厚110.02 a 3 89箱盖凸缘厚度bibi1.5 i12箱座凸缘厚度bb 1.515箱座底凸缘厚度b2b22.525地脚螺钉直径d fdf 0.036a 12M24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d 2d2= (0.50.6 ) dfM10轴承端盖螺钉直径d3d3= (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 ) d28d