單級圓柱齒輪減速器設計

1、PAGE 機械電子工程 系 機電應用技術 專業(yè) 班 同學：一、設計（論文）題目單級圓柱齒輪減速器二、設計（論文）參數(shù)及依據(jù)減速器的結構隨其類型和要求不同而異。單級圓柱齒輪減速器按其軸線在空間相對位置的不同分為：臥式減速器和立式減速器。前者兩軸線平面與水平面平行，如圖1-2-1a所示。后者兩軸線平面與水平面垂直，如圖1-2-1b所示。一般使用較多的是臥式減速器，故以臥式減速器作為主要介紹對象。單級圓柱齒輪減速器可以采用直齒、斜齒或人字齒圓柱齒輪。主要特性由于減速器已成為一種通用的傳動部件，因此，圓柱齒輪減速器多數(shù)已經(jīng)標準化，ZD（JB1130-70）為單級圓柱齒輪減速器的標準型號。其主要參數(shù)均已

2、標準化和規(guī)格化。單級圓柱齒輪減速器的主要性能參數(shù)為：傳遞功率P（標準ZD型減速器P=12000KW）傳動比i為避免減速器的外廓尺寸過大，一般i6，其最大傳動比imax=810，高速軸轉速n1，中心距a（標準ZD型減速器a=100700mm ）三、設計（論文）內容及目標該項目包括：1、開題報告2、單級圓柱齒輪減速器裝配總圖3、繪制重要零件的零件圖4、畢業(yè)設計說明書一份（中文摘要不少于300字，英文摘要不少于1200個印刷符號）5、英文資料翻譯四、進度安排周次工 作 內 容預 定 目 標 及 檢 查 方 式上學期最后一周檢索與課題相關的材料，為畢業(yè)設計作好準備工作。并完成開題報告。查閱相關的資料，

3、開學來連同開題報告一并交老師檢查。1完成總體設計、部件設計草圖。查閱相關資料和書籍，根據(jù)已知參數(shù)和要求完成總體設計、部件設計草圖2 完成裝配總圖經(jīng)老師檢查并最終完成總圖繪制3部件圖及部分零件圖。各自選擇畫不同的主要部件及零件圖4 編寫設計說明書以及答辯準備修改各自的設計內容并打印成稿；準備答辯五、畢業(yè)設計時間： 2007 年 3 月 5 日到 2007 年 3 月 31 日六、本課題必須完成的內容：調查研究、查閱文獻和搜集資料；閱讀和翻譯與研究內容有關的外文資料；撰寫文獻綜述，確定設計方案；有關計算；材料的選擇等；撰寫說明書（含中英文摘要）。繪制圖紙。七、備注1、本任務書一式三份，系、教師、學

4、生各執(zhí)一份；(有校外教師指導時為四份)；2、學生須將此任務書作為畢業(yè)論文說明書的附件，裝訂在說明書中。 教研室 指導教師： 教研室主任： 系主任： 畢 業(yè) 設 計(論文)題 目 名 稱 單級圓柱齒輪減速器題 目 類 別 學 院（系） 邗 江 電 大專 業(yè) 班 級 02機電（五）班學 生 姓 名 楊 健指 導 教 師 吳 邦 榮開題報告日期 摘要:減速器的結構隨其類型和要求不同而異。單級圓柱齒輪減速器按其軸線在空間相對位置的不同分為：臥式減速器和立式減速器。前者兩軸線平面與水平面平行，如圖1-2-1a所示。后者兩軸線平面與水平面垂直，如圖1-2-1b所示。一般使用較多的是臥式減速器，故以臥式減速

5、器作為主要介紹對象。單級圓柱齒輪減速器可以采用直齒、斜齒或人字齒圓柱齒輪。主要特性由于減速器已成為一種通用的傳動部件，因此，圓柱齒輪減速器多數(shù)已經(jīng)標準化，ZD（JB1130-70）為單級圓柱齒輪減速器的標準型號。其主要參數(shù)均已標準化和規(guī)格化。單級圓柱齒輪減速器的主要性能參數(shù)為：傳遞功率P（標準ZD型減速器P=12000KW）傳動比i為避免減速器的外廓尺寸過大，一般i6，其最大傳動比imax=810，高速軸轉速n1，中心距a（標準ZD型減速器a=100700mm ）工作類型及裝配型式機械零件課程設計，可以根據(jù)任務書的要求參考標準系列產(chǎn)品進行設計，也可自行設計非標準的減速器。組成圖1-2-2和圖1

6、-2-3所示分別為單級直齒圓柱齒輪減速器的軸測投影圖和結構圖。減速器一般由箱體、齒輪、軸、軸承和附件組成。箱體由箱蓋與箱座組成。箱體是安置齒輪、軸及軸承等零件的機座，并存放潤滑油起到潤滑和密封箱體內零件的作用。箱體常采用剖分式結構（剖分面通過軸的中心線），這樣，軸及軸上的零件可預先在箱體外組裝好再裝入箱體，拆卸方便。箱蓋與箱座通過一組螺栓聯(lián)接，并通過兩個定位銷釘確定其相對位置。為保證座孔與軸承的配合要求，剖分面之間不允許放置墊片，但可以涂上一層密封膠或水玻璃，以防箱體內的潤滑油滲出。為了拆卸時易于將箱蓋與箱座分開，可在箱蓋的凸緣的兩端各設置一個起蓋螺釘（參見圖1-2-3），擰入起蓋螺釘，可順利

7、地頂開箱蓋。箱體內可存放潤滑油，用來潤滑齒輪；如同時潤滑滾動軸承，在箱座的接合面上應開出油溝，利用齒輪飛濺起來的油順著箱蓋的側壁流入油溝，再由油溝通過軸承蓋的缺口流入軸承（參圖1-2-3）。減速器箱體上的軸承座孔與軸承蓋用來支承和固定軸承，從而固定軸及軸上零件相對箱體的軸向位置。軸承蓋與箱體孔的端面間墊有調整墊片，以調整軸承的游動間隙，保證軸承正常工作。為防止?jié)櫥蜐B出，在軸的外伸端的軸承蓋的孔壁中裝有密封圈（參見圖1-2-3）。減速器箱體上根據(jù)不同的需要裝置各種不同用途的附件。為了觀察箱體內的齒輪嚙合情況和注入潤滑油，在箱蓋頂部設有觀察孔，平時用蓋板封住。在觀察孔蓋板上常常安裝透氣塞（也可直

8、接裝在箱蓋上），其作用是溝通減速器內外的氣流，及時將箱體內因溫度升高受熱膨脹的氣體排出，以防止高壓氣體破壞各接合面的密封，造成漏油。為了排除污油和清洗減速器的內腔，在減速器箱座底部裝置放油螺塞。箱體內部的潤滑油面的高度是通過安裝在箱座壁上的油標尺來觀測的。為了吊起箱蓋，一般裝有一到兩個吊環(huán)螺釘。不應用吊環(huán)螺釘?shù)踹\整臺減速器，以免損壞箱蓋與箱座之間的聯(lián)接精度。吊運整臺減速器可在箱座兩側設置吊鉤（參見圖1-2-3）。減速器的箱體是采用地腳螺栓固定在機架或地基上的。畢 業(yè) 設 計(論文)題 目 名 稱 單級圓柱齒輪減速器題 目 類 別 學 院（系） 邗 江 電 大專 業(yè) 班 級 02機電（五）班學

9、生 姓 名 楊 健指 導 教 師 吳 邦 榮開題報告日期 摘要:減速器的結構隨其類型和要求不同而異。單級圓柱齒輪減速器按其軸線在空間相對位置的不同分為：臥式減速器和立式減速器。前者兩軸線平面與水平面平行，如圖1-2-1a所示。后者兩軸線平面與水平面垂直，如圖1-2-1b所示。一般使用較多的是臥式減速器，故以臥式減速器作為主要介紹對象。單級圓柱齒輪減速器可以采用直齒、斜齒或人字齒圓柱齒輪。主要特性由于減速器已成為一種通用的傳動部件，因此，圓柱齒輪減速器多數(shù)已經(jīng)標準化，ZD（JB1130-70）為單級圓柱齒輪減速器的標準型號。其主要參數(shù)均已標準化和規(guī)格化。單級圓柱齒輪減速器的主要性能參數(shù)為：傳遞功

10、率P（標準ZD型減速器P=12000KW）傳動比i為避免減速器的外廓尺寸過大，一般i6，其最大傳動比imax=810，高速軸轉速n1，中心距a（標準ZD型減速器a=100700mm ）工作類型及裝配型式機械零件課程設計，可以根據(jù)任務書的要求參考標準系列產(chǎn)品進行設計，也可自行設計非標準的減速器。組成圖1-2-2和圖1-2-3所示分別為單級直齒圓柱齒輪減速器的軸測投影圖和結構圖。減速器一般由箱體、齒輪、軸、軸承和附件組成。箱體由箱蓋與箱座組成。箱體是安置齒輪、軸及軸承等零件的機座，并存放潤滑油起到潤滑和密封箱體內零件的作用。箱體常采用剖分式結構（剖分面通過軸的中心線），這樣，軸及軸上的零件可預先在

11、箱體外組裝好再裝入箱體，拆卸方便。箱蓋與箱座通過一組螺栓聯(lián)接，并通過兩個定位銷釘確定其相對位置。為保證座孔與軸承的配合要求，剖分面之間不允許放置墊片，但可以涂上一層密封膠或水玻璃，以防箱體內的潤滑油滲出。為了拆卸時易于將箱蓋與箱座分開，可在箱蓋的凸緣的兩端各設置一個起蓋螺釘（參見圖1-2-3），擰入起蓋螺釘，可順利地頂開箱蓋。箱體內可存放潤滑油，用來潤滑齒輪；如同時潤滑滾動軸承，在箱座的接合面上應開出油溝，利用齒輪飛濺起來的油順著箱蓋的側壁流入油溝，再由油溝通過軸承蓋的缺口流入軸承（參圖1-2-3）。減速器箱體上的軸承座孔與軸承蓋用來支承和固定軸承，從而固定軸及軸上零件相對箱體的軸向位置。軸承

12、蓋與箱體孔的端面間墊有調整墊片，以調整軸承的游動間隙，保證軸承正常工作。為防止?jié)櫥蜐B出，在軸的外伸端的軸承蓋的孔壁中裝有密封圈（參見圖1-2-3）。減速器箱體上根據(jù)不同的需要裝置各種不同用途的附件。為了觀察箱體內的齒輪嚙合情況和注入潤滑油，在箱蓋頂部設有觀察孔，平時用蓋板封住。在觀察孔蓋板上常常安裝透氣塞（也可直接裝在箱蓋上），其作用是溝通減速器內外的氣流，及時將箱體內因溫度升高受熱膨脹的氣體排出，以防止高壓氣體破壞各接合面的密封，造成漏油。為了排除污油和清洗減速器的內腔，在減速器箱座底部裝置放油螺塞。箱體內部的潤滑油面的高度是通過安裝在箱座壁上的油標尺來觀測的。為了吊起箱蓋，一般裝有一到兩

13、個吊環(huán)螺釘。不應用吊環(huán)螺釘?shù)踹\整臺減速器，以免損壞箱蓋與箱座之間的聯(lián)接精度。吊運整臺減速器可在箱座兩側設置吊鉤（參見圖1-2-3）。減速器的箱體是采用地腳螺栓固定在機架或地基上的。減速機設計計算選擇電動機：選電動機類型 滾動軸承效率=0.995；聯(lián)軸器效率=0.98。 由上述計算，T=137 我們取減速機軸最大扭矩=150需要略大于，按已知工作要求和條件，選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。確定電動機轉速 按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=36。故電動機轉速的可選范圍為nd=Ia3=4591834r/min符合這一范圍的同步轉速有75

14、0、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。3）確定電動機的型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。傳動比：傳動比：取i=2 計算各傳動參數(shù)： 計算各軸轉速（r/min）nI=n電機=960r/minn = 2 * ROMAN II=nI/i =960/2=480 (r/min)計

15、算各軸的功率（KW）P = 1 * ROMAN I=P工作=15.08KWP = 2 * ROMAN II=P = 1 * ROMAN I總=15.080.9=13.572KW計算各軸扭矩（Nmm）T = 1 * ROMAN I=9.55106P = 1 * ROMAN I/n = 1 * ROMAN I=150NmmT = 2 * ROMAN II=9.55106P = 2 * ROMAN II/n = 2 * ROMAN II=9.5510613.572/480 =270026.25Nmm齒輪的選擇1、齒輪傳動的設計計算選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒

16、輪選用40Cr調質，齒面硬度為240260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據(jù)表選7級精度。齒面精糙度Ra1.63.2m按齒面接觸疲勞強度設計 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=2 取小齒輪齒數(shù)Z1=16。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=216=32 實際傳動比I0傳動比誤差：i-i0/I=0%2% 可用齒數(shù)比：u=i0=2由表取d=0.9轉矩T1T1=9.55106P/n1=9.5510615.08/960 =150Nm載荷系數(shù)k 由課本P128表6-7取k=1許用接觸應力HH= HlimZNT/SH由圖查得：HlimZ1=

17、570Mpa HlimZ2=350Mpa由查表得計算應力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60n1rth=603841(163658)=1.28109NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108由查圖表得接觸疲勞的壽命系數(shù)：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431150000(6+1)/0.9634321/3mm=68

18、.4mm模數(shù)：m=d1/Z1=68.4/16=3.8mm根據(jù)表取標準模數(shù)：m=4mm校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)由公式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=416mm=64mmd2=mZ2=432mm=128mm齒寬：b=34mm取b=34mm b2=30mm齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)Z1=16,Z2=32由表得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83許用彎曲應力F根據(jù)公式式：F= Flim YSTYNT/SF由查表得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由圖6-36查得：YNT1

19、=0.88 YNT2=0.9試驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa將求得的各參數(shù)代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(21150000/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(21150000/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F

20、2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(16+32)=4/2(16+32)=96mm (10)計算齒輪的圓周速度VV=d1n1/601000=3.1464960/601000=3.22m/s減速器的軸及軸上零件的結構設計一、軸的結構設計軸結構設計包括確定鋼的結構形狀和尺寸。軸的結構是由多方面的因素決定的，其中主要考慮軸的強度、剛度、軸上零件的安裝、定位、軸的支承結構以及軸的工藝性等，其設計方法和結構要素的確定，可參照教科書有關章節(jié)進行。單級圓柱齒輪減速器的軸一般均為階梯軸，確定階梯軸各段的直徑和長度是階梯軸設計的主要內容。下面通過圖1-2-17和表1-2-2、表1-2-3

21、來說明。1、階梯軸各段直徑的確定圖1-2-17中階梯軸各段的直徑可由表1-2-2確定。符號確定方法及說明d1按許用扭轉應力進行估算。盡可能圓整為標準直徑，如果選用標準聯(lián)軸器，d1應符合聯(lián)軸器標準的孔徑。d2d2= d1+2a，a為定位軸肩高度。通常取a=3-10mmd2盡可能符合密封件標準孔徑的要求，以便采用標準密封圈。d3此段安裝軸承，故d3必須符合滾動軸承的內徑系列。為便于軸承安裝，此段軸徑與d2段形成自由軸肩，因此，d3= d2+15mm，然后圓整到軸承的內徑系列。當此軸段較長時，可改設計為兩個階梯段，一段與軸承配合，精度較高，一段與套筒配d4d4= d3+15mm（自由軸肩），d4與齒

22、輪孔相配，應圓整為標準直徑。d5d5= d4+2a，a為定位軸環(huán)高度，通常可取a=310mmd6d6= d3，因為同一軸上的滾動軸承最好選取同一型號。2、階梯軸各段長度的確定圖1-2-17中各階梯長度可由表1-2-3確定。表1-2-3軸各段長度的確定符號確定方法及說明L1按軸上零件的輪轂寬度決定，一般比轂寬短23mm。也可按（1.21.5）d1取定。L2L2=l3+l4(l3為軸承端蓋及聯(lián)接螺栓頭的高度)L3L3=B+l2+2+(23) B軸承寬度L4L4按齒輪寬度b決定，L4=b-(23)mmL5無擋油環(huán)時，L5=B 有擋油環(huán)時，L5=B+擋油環(huán)的轂寬注：表中l(wèi)2、l3、l4、2參見表1-2

23、-4。由表中計算式可知，各段長度的確定與箱外的旋轉零件至固定零件的距離l4；軸承端蓋及聯(lián)接螺栓頭高度的總尺寸l3；軸承端面至箱體內壁的距離l2；轉動零件端面至箱體內壁的距離2以及檔油環(huán)的結構尺寸有關，這些尺寸又取決于軸承蓋的類型、密封型式以及各零件在裝配圖中的相關位置。因此，階梯軸各段的長度應通過裝配草圖設計過程中邊繪制邊計算確定。尤其值得注意的是：當各零件相對位置確定以后，支承點的跨距即可確定，這時就可以計算支承反力，對軸的危險截面進行復合強度核核以及軸承壽命計算等，如果軸的強度不合格或者軸承壽命不符合要求，這時就要重新選擇軸承和調整結構。當然，軸的各階梯段直徑和長度也相應發(fā)生變化。由上述可

24、知，軸的結構設計應該在裝配草圖設計過程中，以邊繪圖、邊計算、邊修改的方式逐步完成。表1-2-4為單級圓柱齒輪減速器的位置尺寸關系。二、齒輪的結構設計中小型減速器的齒輪一般用鍛鋼制造。當齒輪的齒頂圓直徑da200mm時，可以做成圓盤式結構。當齒輪的齒根圓與鍵槽底部的距離小于!&（ &為模數(shù)）時，則齒輪與軸應做成一體的齒輪軸。當da=200500時，可以做成腹板式結構。齒輪結構設計可參照教科書有關章節(jié)進行。三、支承部件的結構單級圓柱齒輪減速器軸的支承一般采用滾動軸承，如圖1-2-18所示。滾動軸承類型與尺寸選擇以及軸承組合設計可參照教材有關章節(jié)進行。軸承組合中，除滾動軸承外，還有軸承蓋、調整墊片、

25、內外密封裝置的結構設計。1、軸承蓋軸承蓋的作用是固定軸承的位置并承受軸向力和密封軸承座孔。軸承蓋的材料一般為鑄鐵（HT150）。軸承蓋結構型式分為凸緣式（用螺釘將蓋固定在箱體上）和嵌入式（用蓋的圓周凸緣嵌入軸承座孔的槽內固定）。每種結構又可分為悶蓋（中間無孔）和透蓋（中間有孔，用于軸外伸端的軸承座上）兩種型式，如圖1-2-19所示。表1-2-4單級圓柱齒輪減速器的位置尺寸符號名稱尺寸（mm）2轉動零件端面至箱體內壁的距離2=1015，對于重型減速器應取大些b小齒輪的寬度由齒輪結構設計而定。B軸承寬度根據(jù)軸頸直徑可按中系列預選。1齒頂圓與減速器內壁之間的最小間隙11.2, 箱座壁厚。l軸承支點的

26、跨距由草圖設計決定L1#!箱外零件至軸承支點的計算距離#!L1=B/2+l3+l4+l5/2L2軸承端面至箱體內壁的距離軸承用油池內油潤滑時# L2=5-10, 軸承用脂潤滑且有擋油環(huán)時L2=10-15。L3-軸承端蓋及聯(lián)接螺栓頭高度根據(jù)軸承端蓋結構型式?jīng)Q定L4箱外轉動零件至固定零件的距離#L4=1520L5*箱外零件與軸的配合長度L5=（1.21.5）d,d-配合軸徑表1-2-5和表1-2-6分別列出凸緣式軸承蓋和嵌入式軸承蓋的結構尺寸。符號尺寸關系符號尺寸關系（D軸承外徑）306062100110130140230D5D0-(2.53) d3d3（螺釘直徑）6881010121216e1.

27、2 d3n（螺釘數(shù)）4466e1(0.100.15)D (e1e)d0d3+(12)m由結構確定D0D+2.5 d32810D2D0+(2.53) d3b810D4(0.850.9)Dh(0.81)b不帶O型密封圈帶O型密封圈D(f9)408035110115170D封 404550556063656870758085E2(h11)568d封354045505558606365707580S101215D封9095100105110115120125130135140145810d封859095100105110115120125130135140D3D+e2當D封=3050，W實際3.1D4

28、D20D(f9)408085110115170m由軸承部件結構確定e2(h11)81012注：透蓋氈圈密封槽的尺寸參見表1-2-13S151820D3D3=D+(1015)d4(h9)d4=d封(與D封相應)b04(與W實際3.1相應)軸承蓋設計應注意下列幾點：（1）當軸承蓋的寬度較長時，應在端部車出一段較小直徑（比孔徑小24mm ），但必須保留夠的配合長度e1。（2）軸承采用飛濺潤滑時，軸承蓋端部必須開缺口并車出一段小直徑，以便潤滑油流入軸承。（3）嵌入式軸承蓋結我緊湊，重量輕，但承載能力較差，且不便于調整軸承間隙，不宜用于要求準確調整間隙的場合。2、調整墊片組調整墊片的作用是調整軸承的軸向

29、游隙和軸承內部間隙以及軸的軸向位置。調整墊片組由多片厚度不同的墊片組成。調整時，根據(jù)需要組合成不同的厚度。調整墊片組的組別，片數(shù)及厚度可由表1-2-7查得。A組B組C組厚度0502010501501050150125片數(shù)Z342144133注：1.材料沖壓銅片或08鋼拋光2.d 2=D(24) 用于凸緣 D0,D2,nd見表(1-2-5) 式軸承蓋 D軸承外徑 D2=D-1用于嵌d2按軸承外圓 入式安裝尺寸確定 軸承蓋 3.建議準備0.55mm的墊片若干片以備調整微小間隙用。滾動軸承的內外密封裝置的設計可參見本章第五節(jié)“減速器的潤滑與密封”。軸的計算1、軸的結構設計軸上零件的定位，固定和裝配單

30、級齒輪傳動中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定確定軸各段直徑和長度工段：d1=28mm 長度取L1=60mmh=2c c=2.5mm其中花鍵長度為35mm。 = 2 * ROMAN II段:d2=d1+2h=28+21=30mmd2=30mm初選用深溝球軸承，其內徑為30mm,考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為16mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小23mm,故 = 2 * ROMAN II段長：L2=33mm

31、 = 3 * ROMAN III段直徑d3=38mmL3 =125mm段直徑d4=30mm由手冊得：c=4 h=2c=24=8mmd4=d3+2C=48-21.5=30mmL4=15mm段直徑d5=28mmL5=60mm。其中花鍵長度為35mm此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸.由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=158mm2、軸的校核1、基本數(shù)據(jù)：轉矩T=150 ，轉速n=9602、求作用在齒輪上的力：因已知齒輪分度圓直徑d=156力的方向如圖所示：3、初步確定軸的最小直徑：估算出軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。查表=112，所以根據(jù)公式：，4、根據(jù)設計，我們來

32、校核主動軸的疲勞強度。其彎扭特性大致如下示意圖：，對截面右側分析，由公式：所以軸的強度是足夠的。因無大的瞬間過載及嚴重應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。軸承的選用與校核1、軸承的選用確定軸承尺寸參數(shù) 在許多場合，軸承的內孔尺寸已經(jīng)由機器或裝置的結構具體所限定。不論工作壽命，靜負荷安全系數(shù)和經(jīng)濟性是否都達到要求，在最終選定軸承其余尺寸和結構形式之前，都必須經(jīng)過尺寸演算。該演算包括將軸承實際載荷跟其載荷能力進行比較。滾動軸承的靜負荷是指軸承加載后是靜止的（內外圈間無相對運動）或旋轉速度非常低。在這種情況下，演算滾道和滾動體過量塑性變形的安全系數(shù)。大部分軸承受動負荷，內外圈做相對運動，尺寸演算校

33、核滾道和滾動體早期疲勞損壞安全系數(shù)。只有在特殊情況時，才根據(jù)DIN ISO 281對實際可達到的工作壽命做名義壽命演算。對注重經(jīng)濟性能的設計來說，要盡可能充分的利用軸承的承載能力。要想越充分的利用軸承，那么對軸承尺寸選用的演算精確性就越重要。 靜負荷軸承 計算靜負荷安全系數(shù)Fs有助于確定所選軸承是否具有足夠的額定靜負荷。 FS =CO/PO 其中FS靜負荷安全系數(shù)，CO額定靜負荷KN，PO當量靜負荷KN 靜負荷安全系數(shù)FS是防止?jié)L動零件接觸區(qū)出現(xiàn)永久性變形的安全系數(shù)。對于必須平穩(wěn)運轉、噪音特低的軸承，就要求FS的數(shù)值高；只要求中等運轉噪聲的場合，可選用小一些的FS；一般推薦采用下列數(shù)值： FS

34、=1.52.5適用于低噪音等級 FS=1.01.5適用于常規(guī)噪音等級 FS=0.71.0適用于中等噪音等級額定靜負荷COKN已在表中為每一品種規(guī)格的軸承列出。該負荷（對向心軸承來說是徑向力，對推力軸承而言則是軸向力），在滾動體和滾道接觸區(qū)域的中心產(chǎn)生的理論壓強為： -4600 N/MM2 自調心球軸承 -4200 N/MM2 其它類型球軸承 -4000 N/MM2 所有滾子軸承在額定靜負荷CO的作用下，在滾動體和滾道接觸區(qū)的最大承載部位，所產(chǎn)生的總塑性變形量約為滾動體直徑的萬分之一。當量靜負荷POKN是一個理論值，對向心軸承而言是徑向力，對推力軸承來講是軸向和向心力。PO在滾動體和滾道的最大承

35、載接觸區(qū)域中心所產(chǎn)生的應力，與實際負荷組合所產(chǎn)生得應力相同。 PO=XO*Fr+Ys*FaKN 其中，PO當量靜負荷，KNFr徑向負荷，KNFa軸向負荷，KNXO徑向系數(shù)，YO軸向系數(shù)。 動負荷軸承 DIN ISO 281所規(guī)定的動負荷軸承計算標準方法的基礎是材料疲勞失效（出現(xiàn)凹坑），壽命計算公式為： L10=L=(C/P)P 106轉 其中L10=L 名義額定壽命 106轉 C 額定動負荷 KN P 當量動負荷 KN P 壽命指數(shù) L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命 106轉 C 額定動負荷 KN P 壽命指數(shù) L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命。對于一大組相同型號的軸承來說，其

36、中90%應該達到或者超過該值。額定動負荷C KN在每一類軸承的參數(shù)表中都可以找到，在該負荷作用下，軸承可以達到100萬轉的額定壽命。當量動負荷P KN是一項理論值，對向心軸承而言是徑向力，對推力軸承來說是軸向力。其方向、大小恒定不變。當量動負荷作用下的軸承壽命與實際負荷組合作用時相同。 P=X*Fr+Y*Fa 其中：P當量動負荷，F(xiàn)r徑向負荷，F(xiàn)a軸向負荷，單位都是千牛頓，X徑向系數(shù)，Y軸向系數(shù)。不同類型軸承的X,Y值及當量動負荷計算依據(jù)，可在各類軸承的表格和前言中找到。球軸承和滾子軸承的壽命指數(shù)P有所不同。對球軸承，P=3 對滾子軸承，P=10/3 變負荷及變速度 如果軸承動負荷的值及速度隨

37、時間而變化，那么在計算當量負荷時就得有相應的考慮。連續(xù)的負荷及速度曲線就要用分段近似值來替代。當量動負荷的計算公式變?yōu)椋?滾動軸承的最小負荷 過小的負荷加上潤滑不足，會造成滾動體打滑，導致軸承損壞。保持架軸承的最小負荷系數(shù)P/C=0.02,而滿裝軸承的最小負荷系數(shù)P/C=0.04(P為當量動負荷，C為額定動負荷)。本設計中選用深溝軸承。參見GB/T276-942、軸承的校核： 根據(jù)設計，取主動軸左側軸承校核。 由上述計算，齒輪受力基本數(shù)據(jù)可以算出： 軸承受力 比值 =1.21.8,取=1.5。則： 782.75N 故選用軸承符合預期壽命。泵的定位選用XM-F40斜軸式軸向柱塞泵/馬達，馬達與減

38、速機聯(lián)軸裝置如下：減速機從動軸與聯(lián)軸裝置花鍵連接，泵與聯(lián)軸裝置平鍵連接。泵體直接由其上4個螺栓固定在減速箱體上，所以設計特殊護罩，一方面聯(lián)軸器運轉是保證安全，另一方面把泵和其相連以便把泵固定在減速箱上。固定形式如下圖。.如上圖所示，軸向柱塞泵/馬達，工作比較平穩(wěn)，沒有太大沖擊，故可以直接固定到箱體上，方便簡潔。這樣連接和固定泵，節(jié)省了材料和空間，左端采用花鍵連接使兩根軸對中更容易。泵和護罩的連接方式如下這個剖面圖：離合器的選擇1、 離合器種類選擇離合器有摩擦式，電磁式，液力式三種類型。離合器大都根據(jù)摩擦原理設計的。電磁式應用廣泛。電磁離合器的優(yōu)點是結構比較簡單，可無級調速，維護方便，運行可靠，

39、調速范圍也比較寬，對電網(wǎng)無干擾，它可以空載啟動，對需要重載啟動的負載可獲得容量效益，提高電動機運行負載率。缺點是高速區(qū)調速特性軟，不能全速運行；低速區(qū)調速效率比較低。適用于調速范圍適中的中小容量電動機。故選擇電磁離合器。2、 從動盤數(shù)選擇由于制動帶制動非常唐突，制動力來得很猛，所以換擋震動相對較大。高擋車中用得較多的是多片離合器式制動設計。故選擇多片離合器。3、 壓緊彈簧形式選擇周置彈簧由于受離心力作用而向外彎曲，使彈簧壓緊力下降，離合器傳遞扭矩的能力降低，另外，彈簧*到它定位面上，造成接觸部位嚴重磨損，會出現(xiàn)彈簧斷裂現(xiàn)象。中央彈簧此結構軸向尺寸大。斜置彈簧在重型汽車上使用，突出優(yōu)點是工作性能

40、十分穩(wěn)定，踏板力較小。膜片彈簧彈簧壓力在摩擦片允許范圍內基本不變，能保持傳遞的轉矩大致不變，另外它兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，質量小。由于它大斷面環(huán)形與壓盤接觸，其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，提高使用壽命，平衡性好。故選擇膜片彈簧。4、 分離時離合器受力形式選擇拉式膜片彈簧取消了中間支承各零件，并只用一個或不用支承環(huán)，使其結構更簡單、緊湊。零件數(shù)目更少，質量更小。它是以中部與壓盤相壓，在同樣壓盤尺寸下可采用直徑較大的膜片彈簧，從而提高了壓緊力與傳遞轉矩的能力，而并不增加踏板力，在接合和分離狀態(tài)下，離合器蓋的變形量小，剛度大，故分離效果更高，拉式杠桿比大于推式杠桿

41、比，傳動效率更高，使用壽命長，它的分離與分離軸承套筒總成裝在一起，需專門分離軸承，結構復雜。推式摸片彈簧結構簡單，安裝拆卸較簡單，分離行程比拉式小。故選擇拉式膜片彈簧。5、 壓盤驅動形式選擇窗孔式、銷釘式、鍵塊式它們缺點是在聯(lián)接件間有間隙，在驅動中將產(chǎn)生沖擊噪聲，而且零件相對滑動中有摩擦和磨損，降低離合器傳動效率。傳動片式此結構中壓盤與飛輪對中性好，使用平衡性好，簡單可*，壽命長。故選擇傳動片式。6、 扭轉減振器它能降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率，增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產(chǎn)生的瞬態(tài)扭振，控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器的扭

42、振與噪聲，緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。故要有扭轉減振器。7、 離合器的操縱機構選擇機械式質量大，機械效率低，在遠距離操縱時布置較困難，壽命短，用于輕形車。電磁式傳動效率高，質量小，布置方便。它不僅用于中、小型車，在重型汽車上也日益增多。電磁式突出優(yōu)點是操縱方便。故選擇電磁式。初步選擇，DLM5-10S濕式多片電磁離合器。其設計獨特，磁路設計的合理，傳動力矩較大，磨損量小，性能穩(wěn)定，使用壽命較長，無需調整間隙等優(yōu)點，目前廣泛地在金屬加工機械、漁業(yè)機械、包裝機械、建筑機械、以印刷機械及重型機械中選用。離合器基本參數(shù)主要有性能參數(shù)和p ，尺寸參數(shù)D 和d 及摩擦片厚

43、度h。1、 后備系數(shù)為可傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，不宜取太??；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，不宜取太大。取=1.82、 單位壓力摩擦面上的單位壓力p值和離合器本身的工作條件，摩擦片直徑大小，后備系數(shù)以及摩擦片材料及其質量等因素有關。當摩擦片選用不同材料時，p選取范圍不同。本次設計中摩擦片用石棉基材料，此時 P0 =0.10Mpa0.35Mpa。3、 摩擦片外徑 D，內徑d 和厚度h 摩擦片外徑D 可根據(jù)發(fā)動機最大轉矩T2max 獲得。D=45mm離合器尺寸應符合尺寸系列標準GB5764-86，所選外徑D應使摩擦片最大圓周速度不超過65m/s,以免摩擦片分離

44、。 V=NmaxD0.001/60=57.865m/s 從而滿足條件。 摩擦片的內徑d決定于和外徑的C比值 ，即d=CD,比值C關系到從動片的總成的結構設計和使用性能。 由離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表插值計算得： C=0.65 此時d=C D=45mm摩擦片的厚度h，我國規(guī)定了三種規(guī)格，3.2，3.5，4mm。由內外徑選得厚度為3.5mm.。由離合器傳扭能力Tcmax=Temax=pARcZc知：摩擦因素取0.3，校核p。 此時p=0.177Mpa=0.10Mpa0.35Mpa。即用石棉基材料合理。為反映離合器傳遞轉矩并保持過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即：T =4Tc/Z

45、(D d ) =0.3 N 為減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒壞，每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即：w=4W/Z(D d ) 其中W為汽車起步是離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，可根據(jù)下式計算：W= n m r/1800i i =15943.1N故合格。減速器的箱體結構及設計一、概述箱體一般用灰鑄鐵HT150或HT200制造。對于重型減速器也可以采用球墨鑄鐵或鑄鋼制造。在單件生產(chǎn)中，特別是大型減速器，可采用焊接結構，以減輕重量，縮短生產(chǎn)周期。二、箱體結構的設計要點減速器的箱體是支持和固定軸及軸上零件并保證傳動精度的重要零件，其重量一般約占減速器總重量

46、的4050，因此，箱體結構對減速器的性能、制造工藝、材料消耗、重量和成本等影響很大，設計時務必綜合考慮，認真對待。減速器箱體的設計要點如下：1、箱體應具有足夠的剛度（1）軸承座上下設置加強筋。（2）軸承座房設計凸臺結構。凸臺的設置可使軸承座旁的聯(lián)接設計凸臺結構要注意下列幾個問題：軸承座旁兩凸臺螺栓距離S應盡可能靠近。對無油構箱體（軸承采用油脂潤滑）取SD2，應注意凸臺聯(lián)接螺栓（d1）與軸承蓋聯(lián)接螺釘（d3）不要互相干涉；對有油溝箱體（軸承采用潤滑油潤滑），取SD2，應注意凸臺螺栓孔（d1）不要與油溝相通，以免漏油。D2則為軸承座凸緣的外徑。凸臺高度h的確定應以保證足夠的螺母搬手空間為準則。搬手空間根據(jù)螺栓直徑的大小由尺寸C1和C2確定。凸臺沿軸向的寬度同樣取決于不同螺栓直徑所確定的C1+ C2之值，以保證足夠的搬手空間。但還應小于軸承座凸緣寬度35mm.，以便于凸緣端面的加工。（3）箱座的內壁應設計在底部凸緣之內。（4）地腳螺栓孔應開在箱座底部凸緣與地基接觸的部位；不能懸空。（5）箱座是受力的重要零件，應保證足夠的箱座壁厚，且箱座凸緣厚度可稍大于箱蓋凸緣厚度。2、確保箱體接合面的密