多級減速器畢業(yè)設計

一：多減器的工原及結構成工作原理

：單級減速器就是一個主動椎齒輪（俗稱角齒個從動傘齒輪（俗稱盆角齒動椎齒輪連傳軸，時針旋轉，從動傘齒輪貼在其右側，嚙合點向下轉動，與車輪前進方向一致。由于主錐輪直徑小，從動傘齒輪直徑大，達到減速的功能。雙級減速器多了一個中間過渡齒輪，主動椎齒輪左側與中間齒輪的傘齒部分嚙合，傘齒輪同軸有一個小直徑的直齒輪，直齒輪與從動齒輪嚙合。這樣中間齒輪向后轉，從動齒輪向前轉動。中間有兩級減速過程。雙減速由于使車橋體積增大，過去主要用發(fā)機功率偏低的車輛匹配上，現(xiàn)在主要用于低速高扭矩的工程機械方面。在雙級式主減速器中，若第二級減速在車輪附近進行，實際上構成兩個車輪處的獨立部件，則稱為輪邊減速器。樣作的好處是可以減小半軸所傳遞的矩，有利于減小半軸的尺寸和質量。輪邊減速器可以是行齒式的也可以由一對圓柱齒輪副構成。當采用圓柱齒輪副進行輪邊減速時可以通過調節(jié)兩齒輪的相互位置，改變車輪軸線與半軸之間的上下位置關系。這種車橋稱為門式車橋，常用于對車橋高低位置有特殊要求汽車。按主減速器傳動比檔數(shù)分，可分為單速式和雙速式兩種。目前，國產(chǎn)汽本都采用了傳動比固定的單速式主減速器。在雙速式主減速器上，設有供選擇的兩個傳動比，這種主減速器實際上又起到了副變速器的作用。二結構成1、齒輪軸軸組小齒輪與軸制成一體，稱齒輪軸，這種結構用于齒輪直徑與軸的直徑相關不大的情況下，如果軸的直徑為d，齒輪齒根圓直徑為df則當df-d～7mn時應采用這種結構。而當df-d＞6～7mn時，采用齒輪與軸分開為兩個零件的結構，如低速軸與大齒輪。此時齒輪與軸的周向固定平鍵聯(lián)接，軸上零件利用軸肩、軸套和軸承蓋作軸向固定。兩軸均采用了深溝球軸承。這種組合，用于承受徑向荷和不大的軸向載荷的情況。當軸向載荷較大時，應采用角接觸球軸承、圓錐滾子軸承或深溝球軸承與推力軸承的組合結構。軸承是利用齒輪旋轉時濺起的稀油，進行潤滑。箱座中油池的潤滑油，被旋轉的齒輪濺起飛濺到箱蓋的內(nèi)壁上，沿內(nèi)壁流到分箱面坡口后，通過導油槽流入軸承。當浸油齒輪圓周速度υ≤2m/s時，應采用潤滑脂潤滑軸承，為避免可能濺起的稀油沖掉潤滑脂，可采用擋油環(huán)將其分開。為防止?jié)櫥土魇Ш屯饣覊m進入箱內(nèi)，在軸承端蓋和外伸軸之間裝有密封元件。2、箱體箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。箱體通常用灰鑄鐵制造，對于重載或有沖擊載荷的減速器也可以采用鑄鋼箱體。單體生產(chǎn)的減速器，為了簡化工藝、降低成本，可采用鋼板焊接的箱體?；诣T鐵具有很好的鑄造性能和減振性能。為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體制成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱體用螺栓聯(lián)接成一體。軸承座的聯(lián)螺栓應盡量靠近軸承

座孔，而軸承座旁的凸臺，應具有足夠的承托面，以便放置聯(lián)接螺栓，并保證旋緊螺栓時需要的扳手空間。為保證箱體具有足夠的剛度，在軸承孔附近加支撐肋。為保證減速器安置在基礎上的穩(wěn)定性并盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積，箱體底座一般不采用完整的平面。3減器件為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢油高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。1)檢查孔為檢查傳動零件的嚙合況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。2)通氣器減速器工作時，箱體內(nèi)度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在體部裝設通氣器。3)軸承蓋為固定軸系部件的軸向置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。凸緣式軸承蓋的優(yōu)點是拆裝、調整軸承方便，但和嵌入式軸承蓋相比，零件數(shù)目較多，尺寸較大，外觀不平整。4)定位銷為保證每次拆裝箱蓋時仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。安置在箱體縱向兩側聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。5)油面指示器檢查減速器內(nèi)油池面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器。6)放油螺塞換油時，排放污油和洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈。7)啟箱螺釘為加強密封效果，通在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋。為此常箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出～2個孔旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。小型減速器也可不設啟箱螺釘，啟蓋時用起子撬開箱蓋，啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕壜?lián)接螺栓?；痉诸?、減速器按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、制造和使用特點各不相同20世70-80年代世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命的發(fā)展緊密結合。其主要類型：齒輪減速器；蝸桿減速器齒輪—蝸桿減速器；行星齒輪減速器。2、一般的減速器有斜齒輪減速(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等行齒輪減速器擺針輪減速器輪蝸桿減速器行星摩擦式機械無級變速機等等。1)圓柱齒輪減速器

單級、二級、二級以上二級。布置形式：展開式、分流式、同軸式。2)圓齒輪減速器用于輸入軸和輸出軸位置成相交的場合。3)蝸減速器主要用于傳動比的合，傳動比較大時結構緊湊。其缺點是效率低。目前廣泛應用阿基米德桿速器。4)齒—蝸桿減速器若齒輪傳動在高速級，則結構緊湊；若蝸桿傳動在高速級，則效率較高。5)行齒輪減速器傳動效率高，傳動比范圍廣，傳動功率體積和重量小。3、見速的種1)蝸蝸桿減速器的主要特點是有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。2)諧減速器的諧波傳動是利用性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。輸入轉速不能太高。3)行減速器其優(yōu)點是結構比較湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。但價格略貴。減速:言之，一般機器的功率在設計并制造出來后，其額定功率就不在改變，這時，速度越大，則扭(或扭力越?。凰俣仍叫?，則扭力越大。三設計步1.動置體計案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：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將帶設置在高速級。其傳動方案如下：

Iη2η3η1II

η5PwPdIII

η4

IV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

2

＝0.960.98

××0.96＝；為V的效率,第一對軸承的效率，1為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪7級度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。2.動的擇電動機所需工作功率為：P＝P/η＝1900×＝3.25kW,執(zhí)行機構的曲柄轉速為n＝

1000

，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝24二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝840則總傳動比合理范圍為i＝16～，電動機轉速的可選圍為＝i×n＝（16160）×～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，額定功率為額定電流8.8A，滿載轉n

1440同步轉速1500r/min方

電動機

額定

電機速

電機

參考

傳裝的動案

型

功P

r同步轉

滿載轉

重N

價元

總動

V帶傳

減器Y112M-44

1440

2.3

中心高132

外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD515×34

底腳安裝尺寸A216×

地腳栓孔直徑K12

軸伸尺寸×36×

裝鍵部位尺寸F×GD10×413.定動置總動和配動（1）

總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比i＝/n＝1440/82.76＝a（2）

分配傳動裝置傳動比iiia式ii分別為帶傳動和減速器的傳動比。0

2222224為使V帶傳動外廓尺寸不致過大步i＝速器傳動比ii/i0＝17.40/2.3＝7.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比i＝3.24iii＝2.334.算動置運和力數(shù)

0（1）

各軸轉速n/i＝1440/2.3＝m0n/i＝626.09/3.24＝ⅡⅠn＝/i＝193.24/2.33=82.93r/minⅢⅡ=82.93r/minⅣⅢ（2）

各軸輸入功率＝p×0.96＝3.12kWⅠ1P＝p×η×＝×0.98＝2.90kWⅡⅠ3P＝×η×＝×0.980.95＝2.70kWⅢⅡ3＝×η×η××0.97＝2.57kWⅣⅢ則各軸的輸出功率：PP×0.98=3.06kWⅠⅠP＝×0.98=2.84kWⅡⅡP＝P×0.98=2.65kWⅢⅢ×0.98=2.52kWⅣⅣ（3）各軸輸入轉矩TTi×N·m1d01電動機軸的輸出轉T=9550

dm

3.25/1440=21.55N·所以:Ti××2.3×0.96=47.58N·mⅠ01Ti×××0.980.95=143.53N·mⅡⅠ112Ti××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·mⅢⅡ22T=T××N·mⅣⅢ34輸出轉矩TT×0.98=46.63N·mⅠⅠTT×0.98=140.66N·mⅡⅡTⅢTⅣ

T×0.98=305.12ⅢT×0.98=281.17N·mⅣ

運動和動力參數(shù)結果如下表軸名

功率PKW

轉矩TNm

轉速r/min電動機軸1軸2軸3軸4軸

輸入3.122.902.702.57

輸出3.253.062.842.652.52

輸入47.58143.53311.35286.91

輸出21.5546.63140.66305.12281.17

1440626.09193.2482.9382.935.計帶帶⑴確定計算功率查課本表9-9得K178P1.24.8ca機的額定功率.⑵選擇帶型號

,式中

為工作情況系數(shù)，p為傳遞的額定功率既電根據(jù)

k1.3,查課表8-8和P表8-9選用帶型為型帶．153⑶選取帶輪基準直查課本表8-3和P表8-7得小帶輪基準直d145153

d

mm大帶輪基準直徑d

d2

0

d

2.390mm,式中ξ為帶傳動的滑動率，通常?。ā?，查課本表8-7后d153⑷驗算帶速v

d

mm。V

1400d1m7.17ms/s601000601000

在5～25范圍內(nèi)，Ｖ帶充分發(fā)揮。

⑸確定中心距a和的基準長度由于,所初選取中距a：ad0

d

)224)471，初定中心a471mm所以帶長,d2L

=

2a

2

()d

(

)4a

查課本P表8-2選取基準長度Lmm得實際中心距da0

Ldd2

44.76/2mmamm⑹

驗算小帶輪包11801

180d21162.94

，包角合適。⑺確定v帶根數(shù)zd

d

mm，帶6.79s，傳動i2.3,查課本表8-5a或8-5c和8-5b或并由內(nèi)插值法得10.7.0.1714800

查課本表8-2得K142

L

=0.96.查課本表8-8,并由內(nèi)插值法得K=0.96154由P公式8-22得154

4.8()0.960.960l故選Z=5帶。⑻計算預緊F查課本表8-4可q0.1/145單根普通Ｖ帶張緊后的初拉力為

故F5000

2.5(zv

2

4.8(7.17

2

N⑼計算作用在軸上的壓軸F利用P公式8-24可得:155

F2zFp0

12

158.80

162.942

1570.43N

6.輪設（一）速級齒輪傳的設計算１．齒輪材料，熱理及精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①材料：高速級小齒輪選用45

鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS

取小齒齒數(shù)=241高速級大齒輪選用45

鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ

2

=i×Z=3.24×24=77.76②齒輪精度

取Z=78.2按GB/T10095－1998，選7級，齒根噴丸強化。２．初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計d1t

3

2Kt1d

uHEu[]H

)

2確定各參數(shù)的值:①試選K=1.6t查課本

圖10-30

選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433H由課本P

圖10-26

0.78

0.82②由課本

公式10-13

計算應力值環(huán)數(shù)N=60njL=60×626.09×1×（2×8×300×8）1=1.4425×10

9

hN=2

8

h#(3.25為齒數(shù)比,即3.25=

ZZ

21

)③查課本

10-19圖

得：K

=0.93K

=0.96④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P公式10-12得:

==[

]=H1

K

HNS

Hlim1

=0.93×550=511.5[

]=H2

KHNHlim2S

=0.96×450=432MPa許用接觸應力[]([]])/(511.5/471.75HHH⑤查課本由表10-6得Z198

E

=189.8MP

a由P表10-7得:=1201T=95.5×10

5

×/=95.5×1011=4.86×10

5

×3.19/626.09N.m3.計

計算①小齒輪的分度圓直徑d

1td1t

3

2Kt1d

uHEu[]H

)

2=

24.86189.8)21②計算圓周速度

49.53626.09t1100060

1.62ms③計算齒寬b和模m計算齒寬b

ntb=

d

=49.53mm1計算摸數(shù)m

n初選螺旋角

m=nt

cost1

2.00④計算齒寬與高之比

齒高h=2.25=2.25×2.00=4.50mmnt

49.53

=11.01⑤計算縱向重合度

d

24

=1.903⑥計算載荷系數(shù)K

)da)da使用系數(shù)K=1A根vm/級精度,查課本由表10-8得192動載系數(shù)K=1.07,V查課本表10-4得K194

的計算公式:K

=1.120.6

d

2d

+0.23×10

×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×10

×49.53=1.42查課本表10-13得:K195

F

=1.35查課本表10-3得:K193

H

=K

F

=1.2故載荷系數(shù):K＝KK

K

H

K

=1×1.07××1.42=1.82⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d

1t

3

/

t

1.82×1.6⑧計算模m

m=

cos11

51.73

2.09mm4.

齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式m≥

3

KTcos1Z21

2

YY(S]⑴

確定公式內(nèi)各計算數(shù)值①

小齒輪傳遞的轉矩

＝

48.6kN·m確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取＝24，z＝i＝3.24×24傳動比誤差iu＝z/＝78/24＝％5％，允許②

計算當量齒數(shù)z＝/cos

＝24/cos

3

14＝z＝

＝78/cos3＝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

＝14⑤⑥

載荷系數(shù)KK＝KKKK=1×1.07××1.35＝1.73查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y查課本由表10-5得:197齒形系數(shù)Y

＝Y

＝應力校正系數(shù)Y

＝Y

＝⑦重合度系數(shù)Y端面重合度近似為

1＝[×（Z1

＝[1.88－3.2×＋1/78）]×cos14

＝＝（/cos）＝arctg（tg20/cos14＝14.07609

）＝因為＝

/cos

，則重合度系數(shù)為Y＝cos/

＝⑧

螺旋角系數(shù)Y軸向重合度

＝

49.53sin14

＝1.825,Y＝－

＝0.78⑨

計算大小齒輪的

F[]F安全系數(shù)由表查得S＝工作壽命兩班制，8年，每年工作300小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1＝＝60×××8×300×2×8＝×10大齒輪應力循環(huán)次數(shù)＝N1/u＝×/3.24＝×查課本由P

表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒

500MPa

大齒

FF2

MPa查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):197K

=0.86K

2

=0.93

取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[]=F1

K

5001S

307.14[]=F2

K

0.93FF1.4

252.43FF[]F

1.596

0.01347F[

2]F2

2.2111.774

大齒輪的數(shù)值大.選用.⑵

設計計算①計算模數(shù)

21.734.8640.78121.655

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度n計算的法面模數(shù)，按圓整為標準模數(shù)取m=2mm但為了同時滿足n接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73mm來計算應有的齒數(shù).于是由:z=

51.73cos14m

=25.097取z=25那么z=3.24×25=812②

幾何尺寸計算計算中心距a=

(z)(251n=2coscos14

mm將中心距圓整為110mm按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos

()(2512arccos22109.25

改變不多故參

,k,等不必修正.計算大.齒輪的分度圓直徑d=d=2

m251ncos812=166.97coscos14.01計算齒輪寬度

51.53mm1圓整的（）⑴

B21低級輪動設計材料：低速級小齒輪選用4調質齒面硬度為小齒輪280HBS

取小齒齒數(shù)Z=301速級大齒輪選用45正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz=2.33×30=69.92圓整取z=70.2⑵

齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇級，齒根噴丸強化。⑶按齒面接觸強度設計1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值①試選K=1.6t②查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45H③試

o

查課本由P

圖10-26查得

=0.83

=0.88

=0.83+0.88=1.71應力循環(huán)次數(shù)N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×10

8N=

4.451i2.33

8

1.91×10

8由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K

HN1

K

HN2

查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極大齒輪的接觸疲勞強度極

Hlim1Hlim1

MPa550MPa

取失效概率為1%,安全系數(shù)則接觸疲勞許用應力[]=H1

K

HN

H

1

564[]=H2

K

HN

S

Hlim

=0.98×550/1=517MPa[

]H

H

)Hlim2

nn查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP198E

a選取齒寬系

d

T=95.5×10

5

/=95.5×102

5

×2.90/193.24d1t

3

2Kt1d

=14.33×10N.mu14.3342.45HE))u]11.71H

2=65.71mm2.

計算圓周速度

n193.2412s10006010003.

計算齒寬

d=65.71=65.71mm1t4.

計算齒寬與齒高之比

模數(shù)m=

cost1

65.71cos12

齒高

=2.25×2.142=5.4621mm

5.計算縱向重合度

ztan1

0.318tan122.0286.

計算載荷系數(shù)KK

)××d×使用系數(shù)K=1A同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值

×K

v

K

F

K

H

F

=1.2故載荷系數(shù)K＝KAH

×1.04×1.21.4231=1.7767.

按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d

1t

3

t

×

1.776

72.91coscos12計算模mz1

mm3.

按齒根彎曲強度設計

m

2KTYZ2

YYFS[]F㈠確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）（2）

計算小齒輪傳遞的轉矩確定齒數(shù)z

＝

143.3kN·m因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i×＝2.33×30傳動比誤差i＝u＝z/＝69.9/30％％，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)KK＝KKKK=1×1.04×1.2＝1.6848（6）量齒數(shù)z＝/cos

＝30/cos312＝z＝

＝70/cos

3

12＝由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y197Y

F

Y

F

Y

S

1.636,

S

（7）

螺旋角系數(shù)Y軸向重合度Y＝－＝0.797

＝＝（8）

計算大小齒輪的

F[]F查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限

FE

500MPa

FE2

380MPa查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K

=0.90K

2

=0.93S=1.4[]=F1

K

FN1.4

MPa

[]=F2

K380FNFFS1.4

MPaF計算大小齒輪的Sa[]F

并加以比較F2..4911.636Fa11]FF2.2321.7512Sa2[]F

大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.①計算模數(shù)

21.68481.43350.797cos11.71

1.5472對比計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞n強度計算的法面模數(shù)，按整為標準模數(shù),m=3mm但為了n同時滿足接觸疲勞強度，需度算得的分度圓直徑d=72.91mm

來計算應有的齒數(shù).z=

cos12m

=27.77取z=30z=2.33×30=69.9

取z=70②

初算主要尺寸計算中心距a=

(z)(301n=2cos

=102.234將中心距圓整為103修正螺旋角

()m(3070)12arccos

13.86因改變不多故參分度圓直徑

,k,Z等不必修正d=d=

301=61.34mmcoscos122n=143.12cos計算齒輪寬度b

d

dmm1圓整后取

75B2

2.31.6低速級齒輪如上圖V帶齒輪各設計參數(shù)表

1.傳動比V帶2.32.各軸轉速n

高速級齒輪3.24

低速級齒輪2.33(r/min)

Ⅳ(r/min)

(r/min)

(r/min)626.093.各軸輸入率

193.2482.9382.93（kw）3.124.各軸輸入矩T(kN·m)

（kw）2.90(kN·m)

（kw）2.70(kN·m)

(kw)Ⅳ2.57TⅣ(kN·m)47.585.帶輪主要數(shù)

143.53311.35286.91小輪直徑（mm

大輪直徑（）

中心距（mm

基準長度（）

帶的根數(shù)z

57.動承傳軸設1.傳動軸承的設計⑴.

求輸出軸上的功率P，轉，轉矩33

T

3

TN．m⑵.

求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為而

F=t

=143.212T32

4348.16NF=Fr

t

ncos

o

1630.06F=×at圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示tr⑶.

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,選取軸的材料為鋼調質處理,根據(jù)課本P表5取361od

A

Pn

35.763mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑

,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14,選1.5343aTT1.5311.35467.0275Na因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查《機械設計手冊》112選取LT7型彈性套柱銷軸器矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d40,故取d

L112mm為84mm⑷.①

根軸定的求定的段徑長為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要,Ⅱ段右端需要制出一軸,故取-的直徑d

mm左端用軸端擋圈定,按軸端直徑取擋圈直半聯(lián)軸器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Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些,現(xiàn)l

mm

②

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,選用單列角接觸球軸承.照工作要求并根據(jù)d

mm,由軸承品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.

D

B

D

軸承代號454545505050

8585100808090

191925161620

58.860.566.059.259.262.4

73.270.280.070.970.977.7

7209AC7209B7309B7010C7010AC7210C2.

從軸設對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的D5080,故d

Ⅲ

d;而l.ⅦⅦ

NH1t2tr2NVNH1t2tr2NV右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由手冊上查得7010C軸承定位軸肩高hd3.5mm,因此d57mm,Ⅳ③取安裝齒輪處的軸段d58mm;輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.Ⅵ已知齒轂的寬度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l齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,d65mmⅥⅤ軸環(huán)寬bh,取b=8mm.④軸承端蓋的總寬度為由減速器及軸承端蓋的結構設計而定.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l(xiāng)mm,故lmm.⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長L=50,則la72)(161643mmⅦl(5020mm62至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5軸的荷首先根據(jù)結構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,此,做為簡支梁的軸的支承跨距.L114.8mm175.62FFN175.623LFFL23FDFF809LLFF1630809NV2rHLNV1260.8MM

H

V1

172889

92873

196255NM179951N傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸(中間軸(主動軸

從動軸的載荷分析圖:

6.根據(jù)

按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度=

)

2311.35)

前已選軸材料為45，調質處理。查表得[]=60MP

a〈[]

此軸合理安全7⑴.

精確校核軸的疲勞強度.判斷危險截面截面Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A

ⅡⅢB無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ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Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3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Ⅶ左右兩側需驗證即可⑵.

截面Ⅶ左側?？箯澫禂?shù)W=0.1

3

=

3

=12500抗扭系數(shù)

w

T

=0.23=0.2=25000截面Ⅶ的右側的彎矩M為MM1

60.860.8

截面Ⅳ上的扭T為T=311.353截面上的彎曲應力

b

M14460911.57MPaW12500截面上的扭轉應力

T

=

3113503=W25000

軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表15-1查得：

MPa

275MPa

T155MPr2.0D58因0.041.16dd50經(jīng)插入后得

T

=1.31軸性系數(shù)為q

=0.85K(K=1+q-1）=1.26所

0.67

0.820.92綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)0.1安全系數(shù)Ka

m

取0.0525.13

取0.1

tSSS

m

所以它是安全的截面Ⅳ右側抗彎系數(shù)W=0.1=3=12500抗扭系數(shù)

w

T

=0.2d3=0.23=25000截面Ⅳ左側的彎矩M為M=133560截面Ⅳ上的扭T為

T=截面上的彎曲應力

M133560W12500截面上的扭轉應力

T

=

2949303=W25000

=

K

K=所

K10.67

1.62

0.82

綜合系數(shù)為：

K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)0.2取0.1安全系數(shù)

取0.05

Ka

m

25.13

k

tSSS

m

所以它是安全的8

鍵設和算①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)d=55d=65查表6-1取：

鍵寬b=16h=1022

L

2

=36b=20h=1233②校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得[]=110MPa工作長度l36-16=20222lL50-20=3033

L

=50③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=5K=0.5h=6由式（6-1）得：

2

2Tl2

2143.535

52.20

]

3

T2ld63

53.22

]兩者都合適取鍵標記為：鍵2：16×36AGB/T1096-1979

鍵3AGB/T1096-19799

箱結的計減速器的箱體采用鑄（HT200成用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，H7大端蓋分機體采用配合.61.

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，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xH為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6.33.

機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10圓角半徑為。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，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：由于減速器運轉時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱箱座壁厚

符號

計算公式

結果10箱蓋