二級圓柱齒輪減速器設計說明書

目 錄 一 課程設計書 2 二 設計要求 2 三 設計步驟 2 1. 傳動裝置總體設計方案 3 2. 電動機的選擇 4 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5 4. 計算傳動裝置 的運動和動力參數(shù) 5 5. 設計 V帶和帶輪 6 6. 齒輪的設計 8 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19 8. 鍵聯(lián)接設計 26 9. 箱體結(jié)構(gòu)的設計 27 10.潤滑密封設計 30 11.聯(lián)軸器設計 30 四 設計小結(jié) 31 五 參考資料 32 一 . 課程設計書 設計課題 : 設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器 .運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn) ,載荷變化不大 ,空載起動 ,卷筒效率為 0.96(包括其支承軸承效率的損失 ),減速器小批量生產(chǎn) ,使用期限 8年 (300天 /年 ),兩班制工作 ,運輸容許速度誤差為 5%,車間有三相交流 ,電壓 380/220V 二 . 設計要求 1.減速器裝配圖一張 (A1)。 2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張 (A3)。 3.設計說明書一份。 三 . 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 設計 V帶和帶輪 6. 齒輪的設計 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 8. 鍵聯(lián)接設計 9. 箱體結(jié)構(gòu)設計 10. 潤滑密封設計 11. 聯(lián)軸器設計 1.傳動 裝置總體設計 方案 : 1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將 V帶設置在高速級。 其傳動方案如下： 2 3 5 4 1IIIIIIIVPdPw圖一 :(傳動裝置總體設計圖 ) 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如 :傳動裝置總體設計圖所示。 選擇 V 帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。 傳動裝置的總效率a5423321 a 0.96 398.0 295.0 0.97 0.96 0.759； 1 為 V 帶的效率 , 1 為第一對軸承的效率， 3為第二對軸承的效率， 4 為第三對軸承的效率， 5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為 7 級精 度，油脂潤滑 . 因是薄壁防護罩 ,采用開式效率計算 )。 2.電動機的選擇 電動機所需工作功率為： P P / 1900 1.3/1000 0.759 3.25kW, 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為 nD60v1000 =82.76r/min， 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍， V 帶傳動的傳動比 i 2 4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比 i 8 40， 則總傳動比合理范圍為 i 16 160，電動機轉(zhuǎn)速的 可選范圍為 n i n（ 16 160） 82.76 1324.16 13241.6r/min。 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比， 選定型號為 Y112M 4 的三相異步電動機，額定功率為 4.0 額定電流 8.8A，滿載轉(zhuǎn)速 mn1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速 1500r/min。 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （ 1） 總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比為ai n /n 1440/82.76 17.40 （ 2） 分配 傳動裝置傳動比 ai0i i 式中10,ii分別為帶傳動和減速器的傳動比。 為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取0i 2.3，則減速器傳動比為 i 0/iia 17.40/2.3 7.57 根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為 1i 3.24，則 2i 1/ii 2.33 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （ 1） 各軸轉(zhuǎn)速 n 0/inm 1440/2.3 626.09r/min n1/ in 626.09/3.24 193.24r/min n n/ 2i 193.24/2.33=82.93 r/min n=n=82.93 r/min （ 2） 各軸輸入功率 Pdp 1 3.25 0.96 3.12kW Pp 23 3.12 0.98 0.95 2.90kW PP 23 2.97 0.98 0.95 2.70kW PP 2 4=2.77 0.98 0.97 2.57kW 則各軸的輸出功率： P P 0.98=3.06 kW P P 0.98=2.84 kW P P 0.98=2.65kW P P 0.98=2.52 kW （ 3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 1T =dT0i 1 Nm 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩dT=9550mdnP=9550 3.25/1440=21.55 N 所以 : TdT0i 1 =21.55 2.3 0.96=47.58 Nm TT 1i 1 2 =47.58 3.24 0.98 0.95=143.53 Nm TT 2i 2 3=143.53 2.33 0.98 0.95=311.35Nm T=T3 4 =311.35 0.95 0.97=286.91 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩： TT 0.98=46.63 Nm T T 0.98=140.66 Nm T T 0.98=305.12Nm T T 0.98=281.17 Nm 運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 功率 P KW 轉(zhuǎn)矩 T Nm 轉(zhuǎn)速 r/min 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 3.25 21.55 1440 1軸 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09 2軸 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24 3軸 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93 4軸 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93 5.設計帶和帶輪 確定計算功率 查課本178P表 9-9得： 2.1AK 8.442.1 PkP Aca ,式中 為工作情況系數(shù)， p 為傳遞的額定功率 ,既電機的額定功率 . 選擇帶型號 根據(jù) 8.4caP， 3.1Ak ,查課本152P表 8-8和153P表 8-9選用帶型為 A型帶 選取帶輪基準直徑21, dd dd查課本145P表 8-3和153P表 8-7得 小帶輪基準直徑 mmdd 901 ，則大帶輪基準直徑 mmdiddd 2 0 7903.2102 ,式中為帶傳動的滑動率，通常取（ 1% 2%）， 查課本153P表 8-7后取 mmdd 2242 。 驗算帶速 v smsmndV md /35/17.7100060 140090100060 1 在 5 25m/s 范圍內(nèi)，帶充分發(fā)揮。 確定中心距 a 和帶的基準長度 由于 , 所以 初 步 選 取 中 心 距 a ：4 7 1)2 2 490(5.1)(5.1 210 dd dda ，初定中心距 mma 4710 ，所以帶長 , dL = 76.14444)()(22 0220 121 adddda dddd mm .查課本 142P 表 8-2 選取基準長度 mmLd 1400得實際中心距 mm LLaa dd 62.4 4 82/76.444 7 120 取 mma 450 驗算小帶輪包角1 94.162180180 121 a dd dd，包角合適。 確定 v 帶根數(shù) z 因 mmdd 901 ，帶速 smv /79.6 ，傳動比 3.20 i, 查課 本148P表 8-5a或 8-5c和 8-5b或 8-5d,并由內(nèi)插值法得 17.0.7.1000 pp. 查課本 142P 表 8-2得 LK =0.96. 查課本154P表 8-8,并由內(nèi)插值法得 K=0.96 由154P公式 8-22得 20.496.096.0)17.007.1( 8.4)(00lca kkpp pZ故選 Z=5 根帶。 計算預緊力0F查課本145P表 8-4可得 mkgq /1.0 ,故 : 單根普通帶張緊后的初拉力為 NqvkzvPF ca 80.15817.71.0)196.0 5.2(17.75 5008.4)15.2(500 220 計算作用在軸上的壓軸力pF利用15P公式 8-24 可得 : NFzF p 43.15702 94.162s i n80.158522s i n2 10 6.齒輪的設計 （一 ）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （ 1） 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù) 1Z =24 高速級大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為 大齒輪 240HBS Z2 =iZ1 =3.24 24=77.76 取 Z2 =78. 齒輪精度 按 GB/T10095 1998，選擇 7級，齒根噴丸強化。 初步設計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設計 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd 確定各參數(shù)的值 : 試選tK=1.6 查課本215P圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù) ZH =2.433 由課本 214P 圖 10-26 78.01 82.02 則 6.182.078.0 由課本202P公式 10-13 計算應力值環(huán)數(shù) N1 =60n1 jhL=60 626.09 1（ 2 8 300 8） =1.4425 109 h N2 = =4.45 108 h #(3.25為齒數(shù)比 ,即 3.25=12ZZ) 查課本203P10-19 圖 得： K1=0.93 K2=0.96 齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,應用202P公式 10-12得 : H 1 =SK HHN 1lim1=0.93 550=511.5 MPa H 2 =SK HHN 2lim2=0.96 450=432 MPa 許用接觸應力 M P aHHH 75.4712/)4325.511(2/)( 21 查課本由198P表 10-6得： EZ =189.8MPa由201P表 10-7得 : d=1 T=95.5 105 11/nP =95.5 105 3.19/626.09 =4.86 104 N.m 3.設計 計算 小齒輪的分度圓直徑 dt12131 )(12HEHdtt ZZuuTKd = mm53.49)75.4718.189433.2(25.324.46.111086.46.12 243 計算圓周速度 100060 11nd t sm /62.11 00 060 09.6 2653.4914.3 計算齒寬 b和模數(shù)ntm計算齒寬 b b=td d1=49.53mm 計算摸數(shù) mn初選螺旋角 =14 ntm= mmZd t 00.22414co s53.49co s11 計算齒寬與高之比 hb 齒高 h=2.25 ntm=2.25 2.00=4.50mm hb = 5.453.49 =11.01 計算縱向重合度 =0.3181d 14t a n2413 1 8.0t a n =1.903 計算載荷系數(shù) K 使用系數(shù) AK =1 根據(jù) smv /62.1 ,7級精度 , 查課本由192P表 10-8得 動載系數(shù) KV=1.07, 查課本由194P表 10-4得 KH的計算公式 : KH= )6.01(18.012.1 2d2d+0.23 103 b =1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.23 103 49.53=1.42 查課本由195P表 10-13得 : KF=1.35 查課本由193P表 10-3 得 : KH=FK=1.2 故載荷系數(shù) : K K K KHKH=1 1.07 1.2 1.42=1.82 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1 =dt1 tKK/3 =49.536.182.13 =51.73mm 計算模數(shù)nm nm= mmZd 09.22414co s73.51co s11 4. 齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式 nm )(c os212213FSFadYYZYKT 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 48.6kNm 確定齒數(shù) z 因為是硬齒面，故取 z 24， z i z 3.24 24 77.76 傳動比誤差 i u z / z 78/24 3.25 i 0.032 5，允許 計算當量齒數(shù) z z /cos 24/ cos3 14 26.27 z z /cos 78/ cos3 14 85.43 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得 1 初選螺旋角 初定螺旋角 14 載荷系數(shù) K K K K K K =1 1.07 1.2 1.35 1.73 查取 齒 形系數(shù) Y 和應力校正系數(shù) Y 查課本由197P表 10-5得 : 齒形系數(shù) Y 2.592 Y 2.211 應力校正系數(shù) Y 1.596 Y 1.774 重合度系數(shù) Y 端面重合度近似為 1.88-3.2（2111 ZZ ） cos 1.88 3.2（ 1/24 1/78） cos14 1.655 arctg（ tg /cos ） arctg（ tg20 /cos14 ） 20.64690 14.07609 因為 /cos ，則重合度系數(shù)為 Y 0.25+0.75 cos / 0.673 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 09.2 14sin53.49 o 1.825, Y 1 0.78 計算大小齒輪的 FSFFY 安全系數(shù)由表查得 S 1.25 工作壽命兩班制， 8 年，每年工作 300 天 小齒輪應力循環(huán)次數(shù) N1 60nkt 60 271.47 1 8 300 2 8 6.255 10 大齒輪應力循環(huán)次數(shù) N2 N1/u 6.255 10 /3.24 1.9305 10 查課本由204P表 10-20c得到彎曲疲勞強度極限 小齒輪aFF MP5001 大齒輪aFF MP3802 查課本由197P表 10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) : K1FN=0.86 K2FN=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 F 1 = 14.3 0 74.1 5 0 086.011 SK FFFN F 2 = 43.2 5 24.1 3 8 093.022 SK FFFN 013 47.014.307 596.1592.2111 FSF FY 01554.043.252 774.1211.2222 FSF FY 大齒輪的數(shù)值大 .選用 . 設計計算 計算模數(shù) mmmmm n 26.1655.1241 01554.014c o s78.01086.473.12 2 243 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987 圓整為標準模數(shù) ,取 mn=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 =51.73mm 來計算應有的齒數(shù) .于是由 : z1=nm 14cos73.51 =25.097 取 z1 =25 那么 z2 =3.24 25=81 幾何尺寸計算 計算中心距 a=cos2)( 21 nmzz = 14cos2 2)8125( =109.25mm 將中心距圓整為 110mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 01.1425.1 0 92 2)8125(a r c c o s2 )( 21 nm 因 值改變不多 ,故參數(shù),k,hZ等不必修正 . 計算大 .小齒輪的 分度圓直徑 d1 =01.14co s 225co s1 nmz =51.53mm d2 =01.14co s 281co s2 nmz =166.97mm 計算齒輪寬度 B= mmmmd 53.5153.5111 圓整的 502 B 551 B （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù) 1Z =30 速級大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為 大齒輪 240HBS z2 =2.33 30=69.9 圓整取 z2 =70. 齒輪精度 按 GB/T10095 1998，選擇 7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選 Kt=1.6 查課本由215P圖 10-30選取區(qū)域系數(shù) ZH =2.45 試選 o12 ,查課本由 214P 圖 10-26查得 1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71 應力循環(huán)次數(shù) N1 =60 n2 j Ln=60 193.24 1 (2 8 300 8) =4.45 108 N2 = 33.2 1045.481iN1.91 108 由課本203P圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) K1HN=0.94 K2HN= 0.97 查課本由207P圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 6001lim , 大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 5501lim 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,則接觸疲勞許用應力 H 1 =SK HHN 1lim1= 5641 60094.0 MPa H 2 =SK HHN 2lim2=0.98 550/1=517MPa 2 )( 2lim1lim HHH 540.5MPa 查課本由198P表 10-6查材料的彈性影響系數(shù) ZE =189.8MPa選取齒寬系數(shù) 1dT=95.5 105 22 /nP =95.5 105 2.90/193.24 =14.33 104 N.m 3 242131 )5.5408.18945.2(33.233.371.111033.146.12)(12 HEHdtt ZZuuTKd =65.71mm 2. 計算圓周速度 100060 24.19371.65100060 21 nd t0.665 sm/ 3. 計算齒寬 b=ddt1=1 65.71=65.71mm 4. 計算齒寬與齒高之比 hb 模數(shù) mnt= mmZd t 142.23012co s71.65co s11 齒高 h=2.25 mnt=2.25 2.142=5.4621mm hb =65.71/5.4621=12.03 5. 計算縱向重合度 0 2 8.212t an303 1 8.0t an3 1 8.0 1 zd 6. 計算載荷系數(shù) K KH=1.12+0.18(1+0.6 22)dd +0.23 10 3 b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23 10 3 65.71=1.4231 使用系數(shù) KA =1 同高速齒輪的設計 ,查表選取各數(shù)值 vK=1.04 KF=1.35 KH=KF=1.2 故載荷系數(shù) KHHvA KKKK =1 1.04 1.2 1.4231=1.776 7. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d1 =dt1 tKK3 =65.71 mm91.723.1776.13 計算模數(shù) mmzdmn 3 7 7 2.23012co s91.72co s11 3. 按齒根彎曲強度設計 mc os212213FSFdYYZYKT 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 （ 1） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 143.3kNm （ 2） 確定齒數(shù) z 因為是硬齒面，故取 z 30， z i z 2.33 30 69.9 傳動比誤差 i u z / z 69.9/30 2.33 i 0.032 5，允許 （ 3） 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得 1 （ 4） 初 選螺旋角 初定螺旋角 12 （ 5） 載荷系數(shù) K K K K K K =1 1.04 1.2 1.35 1.6848 （ 6） 當量齒數(shù) z z /cos 30/ cos3 12 32.056 z z /cos 70/ cos3 12 74.797 由課本197P表 10-5查得齒形系數(shù) Y 和應力修正系數(shù) Y 2 3 2.2,4 9 1.2 21 FF YY 7 5 1.1,6 3 6.1 21 SS YY （ 7） 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 2.03 Y 1 0.797 （ 8） 計算大小齒輪的 FSFFY 查課本由204P圖 10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限 aFE MP5001 aFE MP3802 查課本由202P圖 10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) K1FN=0.90 K2FN=0.93 S=1.4 F 1 =aFEFN MPSK 43.3214.1 50090.011 F 2 =aFFFN MPSK 43.2524.1 38093.022 計算大小齒輪的 FSaFaFY,并加以比較 0 1 2 6 8.043.321 636.1491.2111 FSaFa FY 0 1 5 4 8.043.252 751.1232.2222 FSaFa FY 大齒輪的數(shù)值大 ,選用大齒輪的尺寸設計計算 . 計算模數(shù) mmmmm n 5472.171.1301 01548.012c o s797.010433.16848.12 2 253 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按 GB/T1357-1987 圓整為標準模數(shù) ,取 mn=3mm 但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 =72.91mm 來計算應有的齒數(shù) . z1=nm 12cos91.72 =27.77 取 z1 =30 z2 =2.33 30=69.9 取 z2 =70 初算主要尺寸 計算中心距 a=cos2)( 21 nmzz = 12cos2 2)7030( =102.234mm 將中心距圓整為 103 mm 修正螺旋角 =arccos 86.131 0 32 2)7030(a r c c o s2 )( 21 nm 因 值改變不多 ,故參數(shù),k,hZ等不必修正 分度圓直徑 d1 =12cos 230cos1 nmz =61.34mm d2 =12cos 270cos2 nmz =143.12 mm 計算齒輪寬度 mmdb d 91.7291.7211 圓整后取 mmB 751 mmB 802 3.21 . 6低速級大齒輪如上圖： V 帶齒輪各設計參數(shù)附表 1.各傳動比 V帶 高速級齒輪 低速級齒輪 2.3 3.24 2.33 2. 各軸轉(zhuǎn)速 n (r/min) (r/min) (r/min) n(r/min) 626.09 193.24 82.93 82.93 3. 各軸輸入功率 P （ kw） （ kw） （ kw） P (kw) 3.12 2.90 2.70 2.57 4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T (kNm) (kNm) (kNm) T(kNm) 47.58 143.53 311.35 286.91 5. 帶輪主要參數(shù) 小 輪 直 徑（ mm） 大輪直徑（ mm） 中心距 a（ mm） 基準長度（ mm） 帶的根數(shù) z 90 224 471 1400 5 7.傳動軸承和傳動軸的設計 1. 傳動軸承的設計 . 求輸出軸上的功率 P3，轉(zhuǎn)速3n，轉(zhuǎn)矩3TP3=2.70KW 3n=82.93r/min 3T=311.35N m . 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 2d =143.21 mm 而 Ft= 232dT N16.43481021.143 35.3112 3 Fr = Ft Noon 06.1 6 3 086.13co s 20t an16.4 3 4 8co st an Fa= Fttan =4348.16 0.246734=1072.84N 圓周力 Ft，徑向力 Fr 及軸向力 Fa的方向如圖示 : . 初步 確定軸的最小直徑 先按課本 15-2 初步估算軸的最小直徑 ,選取軸的材料為 45 鋼 ,調(diào)質(zhì)處理 ,根據(jù)課本315361 表P 取 112oA mmnPAd o 76 3.35333m in 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合 ,故需同時選取聯(lián)軸器的型號 查課本 114343 表P,選取 5.1aKmNTKT aca 0 2 7 5.46735.3115.13 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩 ,所以 查機械設計手冊 11222 選取 LT7 型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為 500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑mmLmmLmmdmmd84.112.40,4011 與軸配合的轂孔長度為半聯(lián)軸器半聯(lián)軸器的長度故取 . 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求 , -軸段右端需要制出一軸肩 ,故取 -的直徑 mmd 47;左端用軸端擋圈定位 ,按軸端直徑取擋圈 直徑 mmD 50 半聯(lián)軸器與 軸配合的輪轂孔長度 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上 , 故 -的長度應比 略短一些 ,現(xiàn)取mml 82 初步選擇滾動軸承 .因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 ,故選用單列角接觸球軸承 .參照工作要求并根據(jù) mmd 47,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承 7010C型 . 2. 從動軸的設計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 mmmmmmBDd 168050 ,故 mmdd 50 ;而 mml 16. 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位 .由手冊上查得 7010C 型軸承定位軸肩高度 57,5.3,07.0 因此取 dmmhdhmm, 取安裝齒輪處的軸段 mmd 58;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位 .已知齒輪 轂 的寬度為 75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 ,此軸段應略短于輪轂寬 度 ,故取 mml 72. 齒輪的左端采用軸肩定位 ,軸肩高 3.5,取mmd 65 .軸環(huán)寬度 hb 4.1 ,取 b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為 20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定 ) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求 ,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 mml 30 ,故取 mml 50. 取齒輪距 箱體內(nèi)壁之距離 a=16mm ,兩圓柱齒輪間的距離 c=20mm .考慮到箱體的鑄造誤差 ,在確定滾動軸承位置時 ,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8mm ,已知滾動軸承寬度 T=16mm , 高速齒輪輪轂長 L=50mm ,則 mmmmasTl 43)316816()7275( mmmmllacsLl62)8241620850( 至此 ,已初步確定了軸的各端直徑和長度 . 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖 , 確定頂軸承的支點位置時 , 查機械設計手冊 20-149表 20.6-7. 對于 7010C型的角接觸球軸承 ,a=16.7mm,因此 ,做為簡支梁的軸的支承跨距 . mmmmmmLL 6.1758.608.11432 NFLL LF tNH 1 5 0 66.175 8.6016.4 3 4 83231 NFLL LF tNH 2 8 4 36.175 8.11416.4 3 4 83222 NLLDFLFFarNV 8 0 923231 NFFF NVrNV 8 2 18 0 91 6 3 022 mmNM H 8.172888 mmNLFM NVV 2.9 2 8 7 38.114809211 mmNLFM NVV 8.4 9 9 1 68.60821322 mmNMMM VH 1 9 6 25 59 2 8 731 7 2 88 9 222 121 mmNM 1799512 傳動軸總體設計結(jié)構(gòu)圖 : (從動軸 ) (中間軸 ) (主動軸 ) 從動軸的載荷分析圖 : 6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度 根據(jù) ca=WTM 2321 )( = 82.1027 4651.0)35.31 11(19 625 5 22 前已選軸材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查表 15-1 得 1 =60MPaca 1 此軸合理安全 7. 精確校核軸的疲勞強度 . . 判斷危險截面 截面 A, , ,B只受扭矩作用。所以 A B無需校核 .從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看 ,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重 ,從受載來看 ,截面 C 上的應力最大 .截面的應力集中的影響和截面的相近 ,但是截面不受扭矩作用 ,同時軸徑也較大 ,故不必做強度校核 .截面 C 上雖然應力最大 ,但是應力集中不大 ,而且這里的直徑最大 ,故 C 截面也不必做強度校核 ,截面和顯然更加不必要做強 度校核 .由第 3 章的附錄可知 ,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而 ,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗證即可 . . 截面左側(cè)。 抗彎系數(shù) W=0.1 3d = 0.1 350 =12500 抗扭系數(shù) Tw =0.2 3d =0.2 350 =25000 截面的右側(cè)的 彎矩 M為 mmNMM 1446098.60 168.601截面上的扭矩3T為 3T=311.35 mN 截面上的彎曲應力 WMb M P a57.111 2 5 001 4 4 60 9 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 T =TWT3 = M P a45.1225 00031 135 0 軸的材 料為 45鋼。調(diào)質(zhì)處理。 由課本355P表 15-1 查得： aB MP640aMP2751 aMPT 1551 因 dr04.0500.2 dD 16.15058 經(jīng)插入后得 2.0 T =1.31 軸性系數(shù)為 82.0q q =0.85 K =1+ )1( q =1.82 K=1+q（ T -1） =1.26 所以 67.082.092.0 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 2.01.0 取 0.1 1.005.0 取 0.05 安全系數(shù)caSS= maaK 125.13 S mtak 113.71 caS 5.1022 SSSS S=1.5 所以它是安全的 截面右側(cè) 抗彎系數(shù) W=0.1 3d = 0.1 350 =12500 抗扭系數(shù) Tw =0.2 3d =0.2 350 =25000 截面左側(cè)的彎矩 M為 M=133560 截面上的扭矩3T為 3T=295 截面上的彎曲應力 WMb 68.1012500133560 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 T =TWT3 = 80.1125000294930 K = 8.211 KK= 62.111 K所以 67.082.092.0 綜合系數(shù)為： K=2.8 K=1.62 碳鋼的特性系數(shù) 2.01.0 取 0.1 1.005.0 取 0.05 安全系數(shù)caSS= maaK 125.13 S mtak 113.71 caS 5.1022 SSSS S=1.5 所以它是安全的 8.鍵的設計和計算 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般 8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵 . 根據(jù) d2 =55 d3=65 查表 6-1?。?鍵寬 b2 =16 h2 =10 2L =36 b3=20 h3=12 3L=50 校和鍵聯(lián)接的強度 查表 6-2得 p=110MPa工作長度 222 bLl 36-16=20 333 bLl 50-20=30 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K2=0.5 h2 =5 K3=0.5 h3=6 由式（ 6-1）得： 222322102dlKTp 20.5255205100053.1432 p 333333102dlKTp 22.536530610 0035.31 12 p 兩者都合適 取鍵標記為： 鍵 2： 16 36 A GB/T1096-1979 鍵 3： 20 50 A GB/T1096-1979 9.箱體結(jié)構(gòu)的設計 減速器的箱體采用鑄造（ HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機體采用67isH配合 . 1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于 12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 為 40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3.6 3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性 . 鑄件壁厚為 10，圓角半徑為 R=3。機體外型簡單，拔模方便 . 4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用 M6 緊固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出 . D 通氣孔： 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高