機械設(shè)計報告 he

1、海南大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：二級斜齒圓柱齒輪減速器 姓名： 學(xué)號： 學(xué)院： 機電工程 班級： 指導(dǎo)老師： 陳致水 2013年12月25日目錄第一章、設(shè)計數(shù)據(jù)及要求21.設(shè)計課題22.設(shè)計要求第二章機械裝置的總體設(shè)計方案22.1傳動裝置總體設(shè)計方案2.2電動機的選擇2.3確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比42.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)第三章帶輪及齒輪的設(shè)計計算5. 設(shè)計V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計88. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計10.潤滑密封設(shè)計11.聯(lián)軸器設(shè)計9三、設(shè)計小結(jié) 四、 參考資料 一、設(shè)計數(shù)據(jù)及要求1.設(shè)計課題設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展

2、開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),有輕微震動 ,空載起動, ,小批量生產(chǎn),使用期限10年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%。表一: 運輸帶工作拉力:1300N運輸帶工作速度:1.65（m/s）卷筒直徑:280（mm）2.設(shè)計要求1.減速器裝配圖一張(A1)。2.手工繪制皮帶輪、軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3.設(shè)計說明書一份。二、設(shè)計過程1.傳動裝置總體設(shè)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(shè)置在高速級。 其傳動

3、方案如圖：圖一:傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇V帶傳動和二級展開式圓柱斜齒輪減速器中各級傳動副的效率（表二）。卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失)傳動裝置的總效率0.96×××0.99×0.960.792。表二：為V帶的效率 為滾子軸承的效率為每對齒輪嚙合傳動的效率 齒輪為7級精度，不包括軸承效率 為齒聯(lián)軸器的效率 傳送帶效率2.電動機的選擇電動機所需工作功率為：PdP/=1300x1.65/1000×0.7922.71kW執(zhí)行機構(gòu)的轉(zhuǎn)速為： n=112.6r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比

4、合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ni×n（16160）×112.61801.618016r/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Y112M2的三相異步電動機，額定功率為4.0kw額定電流8.2A，滿載轉(zhuǎn)速2890r/min，同步轉(zhuǎn)速3000r/min。 圖二：電動機布置參數(shù)圖選定電動機型號參數(shù)表：電動機型號額定功率Pkw電動機轉(zhuǎn)速效率功率因素傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器Y112M-243000289085.

5、5%0.87125.653.535.9中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132515× 345× 315216 ×1781236× 8010 ×413.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nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為nm/n2890/112.625.67（2）分配傳動裝置傳動比： × 式中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 2

6、.5，則減速器傳動比為 ： 25.67/2.510.268根據(jù)各原則，查展開式曲線圖得：高速級傳動比為3.7，則2.784.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速  2880/2.51152r/min  1152/3.7311.35r/min   / 311.35/2.78=112.6 r/min=112.6 r/min（2）各軸輸入功率×2.71×0.962.60kW  ×2×2.6×0.98×0.972.47kW  &

7、#215;2×2.47×0.98×0.972.35kW×2×4=2.35×0.98×0.992.28kW（3）各軸的輸出功率：  ×0.98=2.55 kW×0.98=2.42 kW×0.98=2.30kW×0.98=2.23 kW（4）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 =×× N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×2.71/2890=8.96 KN·m所以: ×× =8.96×2.5×

8、0.96=21.50KN·m×××=21.504×3.7×0.98×0.96=74.85 KN·m×××=74.85×2.78×0.98×0.97=197.80KN·m=××=197.8×0.99×0.97=189.95 KN·m（5）輸出轉(zhuǎn)矩：×0.98=21.07KN·m×0.98=73.35KN·m×0.98=193.84KN·m&

9、#215;0.98=186.15KN·m表三：減速器運動和動力參數(shù)表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T KNm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸2.718.9628901軸2.602.5521.5021.0711522軸2.472.4274.8573.35311.353軸2.352.30197.80193.84112.64軸2.282.23189.95186.15112.65.設(shè)計帶和帶輪帶輪主要參數(shù)設(shè)計結(jié)果小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準(zhǔn)長度（mm）帶的根數(shù)z9022446514303 確定計算功率查課本表9-9得：工況系數(shù),式中為工作情況系數(shù)， 為傳遞的額定

10、功率,既電機的額定功率.選擇帶型號根據(jù)，,查課本表8-9和表8-11選用帶型為A型帶選取帶輪基準(zhǔn)直徑查課本表8-3和表8-7得小帶輪基準(zhǔn)直徑，則大帶輪基準(zhǔn)直徑,式中為帶傳動的滑動率，通常?。?%2%），查課本表8-7后取。驗算帶速v  因為帶速在530m/s范圍內(nèi)，所以V帶速度合適。確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度由于,所以初步選取中心距a：，初定中心距，所以帶長,=.查課本表8-2選取基準(zhǔn)長度得實際中心距取驗算小帶輪包角，包角大于120°非常合適。確定v帶根數(shù)z因，滿載轉(zhuǎn)速nm=2890 r/min 傳動比,查課本表8-5和8-4,得kw查課本表8-2得=0.96.查課本表8-

11、6,并由內(nèi)插值法得=0.96由公式8-26得故選Z=3根帶。計算單根V帶的預(yù)緊力查表8-3可得,故: 單根普通V帶張緊后的初拉力為計算作用在軸上的壓軸力利用公式8-31可得:6.齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑模數(shù)小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)小齒輪齒寬大齒輪齒寬43.04mm159.84mm2248949mm44mm  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：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)處理，

12、齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)=24高速級大齒輪選用鋼正火處理，齒面硬度為大齒輪240HBS Z=i×Z=3.7×24=88.8 取Z=89. 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計確定各參數(shù)的值:試選=1.6查課本圖10-20 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由課本圖10-15 則由課本公式10-15計算應(yīng)力值環(huán)次數(shù)N=60nj =60×1152×1×（2×8×300×8）=2.6542×10hN= N/ i =7.1735

13、15;10h (i為齒數(shù)比,即3.7=)查課本 10-23圖得：K=0.93 K=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(yīng)用公式10-14得:=0.93×550=511.5 =0.96×450=432 所以許用接觸應(yīng)力應(yīng)按最小者計算 =432 查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×2.6/1152=2.16×10N.m3.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=40.33mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計

14、算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×1.63=3.67 = =10.99計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1查課本P194圖10-8得K=1.07 根據(jù), =1 b=40.33。 7級精度, 查課本由表10-4得K =1.417查課本由圖10-13得: K=1.35非硬齒面，傳動精度8級，查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =1×1.07×1.2×1.417=1.819按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=40.33×=42.09計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強

15、度的設(shè)計公式 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩21.5 kN·m因為小齒輪是硬齒面，故取z24， Z=i×Z=3.7×24=88.8 取Z=89.傳動比誤差  iuz/ z89/243.7083i0.2245，允許  計算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos89/ cos1495.75   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  &

16、#160; 載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73    查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由圖10-17得:齒形系數(shù)Y2.592 Y2.211 查課本由圖10-18得 應(yīng)力校正系數(shù)Y1.596  Y1.774  重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/89）×cos141.669arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因為/

17、cos，則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.673       螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 1.34,Y10.844   計算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得S1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160nkt60×1152×1×8×300×2×82.6542×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2N1/u2.6542×109/3.77.1735×10查課本由圖10-24 b和c得到

18、彎曲疲勞強度極限                  小齒輪 大齒輪查課本由表10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.故選用大齒輪數(shù)值. 設(shè)計計算 計算模數(shù)對比計算結(jié)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計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=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

19、圓直徑d=42.09來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z=20.54 取z=21那么z=3.7×21=77.7 所以 z取78   幾何尺寸計算計算中心距 a=101.443將中心距圓整為102按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值不變,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=43.04d=159.85（3）計算齒輪寬度B=取整的齒寬： （二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=30速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.78×30=83.4 圓整取z=84. 齒輪精度

20、按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設(shè)計1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選=1.6查課本圖10-20 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.45 試選,查課本由圖10-21查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60×n×j×L=60×311.35×1×(2×8×300×8)=7.1735×10 N=2.5804×10由課本圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.94 K= 0.97 查課本由圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞

21、強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力=0.98×550/1=517取較小值 =517查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP選取齒寬系數(shù) T=95.5×10×=95.5×10×2.47/311.35=7.576×10N.m =55.142. 計算圓周速度 0.8983. 計算齒寬b=d=1×55.14=55.144. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=2.25×1.805=4.061 =55.14/4.061=13.5

22、785. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設(shè)計,查表選取各數(shù)值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數(shù)K=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=55.14×計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設(shè)計m確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）  計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩75.76kN·m（

23、2）   確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z30，zi ×z2.78×3083.4取84.傳動比誤差  iuz/ z84/302.8i0.7195，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)KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 當(dāng)量齒數(shù)     

24、60; zz/cos30/ cos1232.056  zz/cos70/ cos1274.797由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y （7） 螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 2.03Y10.797（8）計算大小齒輪的小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160nkt60×311.35×1×8×300×2×87.1735×10大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2N1/u7.1735×10/2.782.58×10 查課本由圖10-24c得齒輪彎曲疲勞強度極限  查課本由圖10-22得彎曲疲勞壽命系

25、數(shù)K=0.90 K=0.93 S=1.4= 計算大小齒輪的,并加以比較                  大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算. 計算模數(shù)對比計算結(jié)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計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=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d=61.18來計算應(yīng)有的齒數(shù).z=30.04 取z=30z=2.7

26、8×30=83.4 取z=84    初算主要尺寸計算中心距 a=115.038將中心距圓整為116修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正   分度圓直徑 d=42.757d=171.029 計算齒輪寬度圓整后取 7.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計3.3.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.計算齒輪上的作用力 由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力2.平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為：3.計算軸承支撐反力 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ， 軸承2， 軸承1的總支撐

27、反力： 軸承2的總支撐反力：4.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側(cè)，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 a-a剖面右側(cè)，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為危險截面在a-a剖面左側(cè)。5.計算截面應(yīng)力 由查課本附表10.1知：抗彎剖面模量抗扭剖面模量 彎曲應(yīng)力 扭剪應(yīng)力 6計算安全系數(shù)對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由課本表10.1知:抗拉強度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù)：軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻1P207附圖10.1查得絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：由參考文獻1P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)查P207公式10-14

28、得許用安全系數(shù)S=1.51.8，顯然S>S，故危險截面是安全的7.校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處連接鍵由機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書P135表11.28選擇=8×7，t=4mm,=40mm。軸徑為=25mm 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻1查得，顯然鍵連接的強度足夠！8.計算軸承壽命 由機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負荷=17.8KN，基本額定靜負荷=12.8KN 軸承1的內(nèi)部軸向力為： 軸承2的內(nèi)部軸向力為： 由于 故軸承1的軸向力，軸承2的軸向力由 由參考文獻1P220表11.12可查得：又取故取根據(jù)軸承的工

29、作條件，查參考文獻1P218219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承2的壽命 已知工作年限為10年2班,故軸承預(yù)期壽命，故軸承壽命滿足要求3.3.2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.齒輪2（高速級從動輪）的受力計算：由參考文獻1P140公式8.16可知 式中：齒輪所受的圓周力，N； 齒輪所受的徑向力，N； 齒輪所受的軸向力，N； 2.齒輪3（低速級主動輪）的受力計算： 由參考機械設(shè)計（第四版）公式8.16可知 式中：齒輪所受的圓周力，N； 齒輪所受的徑向力，N； 齒輪所受的軸向力，N；3.齒輪的軸向力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為： 4.軸向外部軸向力合力為：5.

30、計算軸承支反力： 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ，與所設(shè)方向相反。 軸承2，與所設(shè)方向相反。 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐反力：6.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側(cè)，豎直方向 水平方向 b-b剖面右側(cè)，豎直方向 水平方向a-a剖面右側(cè)合成彎矩為 b-b剖面左側(cè)合成彎矩為故a-a剖面右側(cè)為危險截面。7.計算應(yīng)力 初定齒輪2的軸徑為=38mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由機械設(shè)計指導(dǎo)書P135表11.28選擇=10×8，t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=40mm，連接鍵由P135表11.28選擇=12×8，t=5mm,=32mm，轂槽深度=3.3mm。

31、，故齒輪3可與軸分離。又a-a剖面右側(cè)（齒輪3處）危險，故：抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應(yīng)力 扭剪應(yīng)力 8.計算安全系數(shù)對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，由參考文獻1P192表10.1知:抗拉強度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù)：軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由課本附圖10.1查得絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表10.4查得：（插值法）由參考文獻1P201公式10.5，10.6得，安全系數(shù)查P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.8，顯然S>S，故危險截面是安全的9校核鍵連接的強度 齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)

32、力 齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號鋼，由參考文獻1查得，顯然鍵連接的強度足夠！10.計算軸承壽命 由參考機械設(shè)計指導(dǎo)書P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負荷=23.5KN，基本額定靜負荷=17.5KN 軸承1的內(nèi)部軸向力為： 軸承2的內(nèi)部軸向力為： 故軸承1的軸向力，軸承2的軸向力由 由參考文獻1P220表11.12可查得：又取故取根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻1P218219表11.9，11.10得溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命系數(shù)。由P218公式11.1c得軸承1的壽命 已知工作年限為10年2班,故軸承預(yù)期壽命，故軸承壽命滿足要求3、從動軸的設(shè)計. 求輸

33、出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.35KW =112.6r/min =197.8Nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =171.029而 F= F= F F= Ftan=2313.058×0.2126=491.76N. 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)課本取 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, 選取工況系數(shù)因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機械設(shè)計手冊P145 表選取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.

34、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;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 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(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取 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),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7010C型.DB軸承代號 50 80 16 59.270.97010C 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .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

35、承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為50mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,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(shè)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 ,故取. 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,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長L=50,則至此,已初

36、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(shè)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. 傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖: (從動軸) 從動軸的載荷分析圖:6.按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60MP 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(yīng)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(yīng)力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面的應(yīng)力集

37、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(yīng)力最大,但是應(yīng)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(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需校核截面左右兩側(cè)需驗證即可. 截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=12500 mm3抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000 mm3截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 =197.8截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85K=1+

38、=1.82K=1+（-1）=1.26所以 綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S11.71S=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面右側(cè)的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =197.8截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=K=K=所以 綜合系數(shù)為：K=2.8 K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S11.71S=1.5 所以它是安全的8.鍵的設(shè)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(yīng)用平鍵.

39、根據(jù) d=40 d=58查表7-1?。?鍵寬 b=12 h=8 =70 b=16 h=10 =409.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)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xH為40mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為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.

40、4. 對附件設(shè)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(yīng)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(biāo)：油標(biāo)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，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.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)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(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 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(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直