v带2级传动设计计算说明书..pdf

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1、1 目录 一课程设计书2 二设计要求2 三设计步骤2 1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 设计 V带和带轮 6 6. 齿轮的设计 8 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 8. 键联接设计 26 9. 箱体结构的设计 27 10. 润滑密封设计 30 11. 联轴器设计 30 四设计小结31 五参考资料32 2 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

2、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 表一: 题号 参数 1 2 3 4 5 运输带工作拉力 （kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8 运 输 带 工 作 速 度 （m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4 卷筒直径（ mm ）250 250 250 300 300 二. 设计要求 1. 减速器装配图一张 (A1) 。 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3) 。 3. 设计说明书一份。 三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择

3、 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 3 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： 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 图一:( 传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总

4、体方案如: 传动装置总体设计图所示。 选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率 a 54 2 3 3 21a 0.96 3 98.0 2 95.00.970.960.759； 1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 )。 4 2. 电动机的选择 电动机所需工作功率为：P P / 19001.3/10000.7593.25kW, 执 行机构的曲柄转速为n D 60v1000 =82.76r/min， 经查表按推荐的传动

5、比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱斜齿轮 减速器传动比 i 840， 则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin （16160）82.761324.1613241.6r/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 Y112M4 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 m n1440 r/min，同步转速 1500r/min。 方 案 电 动 机 型号 额定 功率 Ped kw 电动机转速 min r 电动机 重量 N 参 考 价格 元 传动装置的传动比 同 步 转速 满 载 转速 总传

6、 动比 V带 传动 减速器 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 中心高外型尺寸底 脚 安 装 尺地 脚 螺 栓轴 伸 尺装 键 部 位 尺 5 3. 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 a in /n1440/82.7617.40 （2）分配传动装置传动比 a i 0 i i 式中 10,i i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 0 i2.3， 则减速器传动比为 i 0 / iia 17.40/2.37.57 根

7、据各原则，查图得高速级传动比为 1 i3.24，则 2 i 1 /ii2.33 4. 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速 n 0 /inm1440/2.3626.09r/min n 1 / in626.09/3.24193.24r/min nn/ 2 i193.24/2.33=82.93 r/min n=n=82.93 r/min （2）各轴输入功率 P d p 13.250.963.12kW Pp233.120.980.952.90kW P P2 32.970.980.952.70kW P P24=2.770.980.972.57kW 则各轴的输出功率： PP0.98=3.06 k

8、W P P0.98=2.84 kW P P0.98=2.65 kW P P0.98=2.52 kW （3）各轴输入转矩 L（ AC/2+AD ） HD 寸 AB 孔直径 K 寸 DE 寸 FGD 132 515 345 315 216 178 12 36 80 10 41 6 1 T= d T 0 i 1 N m 电动机轴的输出转矩 d T=9550 m d n P =95503.25/1440=21.55 N 所以: T d T 0 i 1 =21.552.30.96=47.58 N m T T 1 i 12=47.583.240.980.95=143.53 N m T T 2 i 23=1

9、43.532.330.980.95=311.35N m T= T 34=311.350.95 0.97=286.91 N m 输出转矩： TT0.98=46.63 N m T T0.98=140.66 N m T T0.98=305.12 N m T T0.98=281.17 N m 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 电动机轴3.25 21.55 1440 1 轴3.12 3.06 47.58 46.63 626.09 2 轴2.90 2.84 143.53 140.66 193.24 3 轴2.70 2.65 311.35 30

10、5.12 82.93 4 轴2.57 2.52 286.91 281.17 82.93 5. 设计带和带轮 确定计算功率 查课本 178 P表 9-9 得：2.1 A K 8.442.1PkP Aca , 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8.4 ca P，3.1 A k, 查课本 152 P表 8-8 和 153 P表 8-9 选用带型为 A型带 选取带轮基准直径 21,dd dd 7 查课本 145 P表 8-3 和 153 P表 8-7 得小带轮基准直径mmdd90 1 ， 则大带轮基准 直径mmdid dd 207903.2 102 ,

11、 式中 为带传动的滑动率，通常取（1% 2%），查课本 153 P表 8-7 后取mmdd224 2 。 验算带速 v smsm nd V md /35/17.7 100060 140090 100060 1 在 525m/s 范围内， 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 ： 471)22490(5.1)(5 .1 210dd dda，初定中心距mma471 0 ，所以带长 , d L=76.1444 4 )( )( 2 2 0 2 2 0 1 21 a dd dda dd dd mm.查课本 142 P表 8-2 选取基准长度 mmLd

12、1400得实际中心距 mm LL aa dd 62.4482/76.44471 2 0 取 mma450 验算小带轮包角 1 94.162 180 180 12 1 a dd dd ，包角合适。 确定 v 带根数 z 因mmd d 90 1 ，带速smv/79.6，传动比3.2 0 i, 查课本 148 P表 8-5a 或 8-5c 和 8-5b 或 8-5d, 并由内插值法得17.0.7.10 00 pp. 查课本 142 P表 8-2 得 L K=0.96. 查课本 154 P表 8-8, 并由内插值法得K=0.96 由 154 P公式 8-22 得 20.4 96.096.0)17.00

13、7.1 ( 8.4 )( 00l ca kkpp p Z 故选 Z=5 根带。 8 计算预紧力 0 F 查课本 145 P表 8-4 可得mkgq/1. 0,故: 单根普通带张紧后的初拉力为 Nqv kzv P F ca 80.15817.71 .0)1 96.0 5 .2 ( 17.75 5008.4 )1 5 .2 (500 22 0 计算作用在轴上的压轴力 p F 利用 155 P公式 8-24 可得: NFzFp43.1570 2 94.162 sin80.15852 2 sin2 1 0 6. 齿轮的设计 （一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现

14、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 1 Z=24 高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2 =i Z1=3.2424=77.76 取 Z2=78. 齿轮精度 按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 21 3 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d 确定各参数的值 : 试选 t K=1.6 查课本 215 P图 10-30选取区域系数 Z H =2.433 由课

15、本 214 P图 10-26 78.0 1 82.0 2 则6 .182.078.0 9 由课本 202 P公式 10-13计算应力值环数 N1=60n1j h L =60626.091（283008） =1.442510 9 h N2= =4.45 10 8 h #(3.25为齿数比 , 即 3.25= 1 2 Z Z ) 查课本 203 P10-19 图得：K 1=0.93 K2=0.96 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 202 P公式 10-12 得: H 1= S K HHN1lim1 =0.93550=511.5 MPa H2= S K HHN2lim

16、2 =0.96450=432 MPa 许用接触应力 MPa HHH 75.4712/)4325.511(2/)( 21 查课本由 198 P表 10-6 得： E Z =189.8MP a 由 201 P表 10-7 得: d=1 T=95.510 5 11/ n P=95.510 5 3.19/626.09 =4.8610 4 N.m 3. 设计计算 小齿轮的分度圆直径d t 1 21 3 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d =mm53.49) 75.471 8.189433.2 ( 25.3 24.4 6 .11 1086.46 .122 4 3 计算圆周速度 1

17、00060 11 nd t sm/62. 1 100060 09.62653.4914.3 计算齿宽 b 和模数 nt m 计算齿宽 b b= td d1=49.53mm 计算摸数 mn 初选螺旋角=14 10 nt m=mm Z d t 00.2 24 14cos53.49cos 1 1 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h=2.25 nt m=2.252.00=4.50mm h b = 5.4 53.49 =11.01 计算纵向重合度 =0.318 1d 14tan241318.0tan=1.903 计算载荷系数K 使用系数 A K=1 根据smv/62.1,7 级精度 , 查课本由 192

18、 P表 10-8 得 动载系数 KV=1.07, 查课本由 194 P表 10-4 得 KH的计算公式 : KH=)6.01(18.012.1 2 d 2 d +0.2310 3 b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.2310 3 49.53=1.42 查课本由 195 P表 10-13 得: K F =1.35 查课本由 193 P表 10-3 得: K H = F K=1.2 故载荷系数 : KKK K H K H =11.071.21.42=1.82 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=dt1 t KK / 3 =49.53 6 .1 82.1 3 =51.73mm

19、计算模数 nm n m=mm Z d 09.2 24 14cos73.51cos 1 1 4.齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 n m) ( cos2 1 2 2 1 3 F SF ad YY Z YKT 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩48.6kN m 确定齿数 z 11 因为是硬齿面，故取z 24，z iz 3.242477.76 传动比误差iuz / z 78/243.25 i0.0325，允许 计算当量齿数 z z /cos24/ cos 3 14 26.27 zz /cos78/ cos 3 14 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

20、角14 载荷系数 K KKKKK=11.071.21.351.73 查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y 查课本由 197 P表 10-5 得: 齿形系数 Y2.592 Y2.211 应力校正系数 Y1.596 Y1.774 重合度系数 Y 端面重合度近似为 1.88-3.2（ 21 11 ZZ ）cos 1.883.2（1/24 1/78） cos14 1.655 arctg（tg/cos）arctg（tg20 /cos14 ）20.64690 14.07609 因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数 Y 轴向重合度 09.2 14sin53.49 o

21、 1.825, Y10.78 计算大小齿轮的 F SF FY 12 安全系数由表查得S 1.25 工作寿命两班制， 8 年，每年工作 300天 小齿轮应力循环次数N160nkt 60271.4718300286.255 10 大齿轮应力循环次数N2N1/u6.25510 /3.241.930510 查课本由 204 P表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 aFF MP500 1 大齿轮 aFF MP380 2 查课本由 197 P表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 : K 1FN =0.86 K 2FN =0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F1= 14.307 4 .1 50

22、086.011 S K FFFN F2= 43.252 4.1 38093.022 S K FFFN 01347. 0 14.307 596.1592.2 1 1 1 F SF FY 01554. 0 43.252 774.1211. 2 2 2 2 F SF FY 大齿轮的数值大 . 选用. 设计计算 计算模数 mmmmmn26.1 655.1241 01554.014cos78.01086.473.12 2 24 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn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 mn=2mm 但为了同时满足 接

23、触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有 的齿数 . 于是由 : z 1= n m 14cos73.51 =25.097 取 z 1=25 那么 z 2=3.2425=81 几何尺寸计算 计算中心距 a= cos2 )( 21n mzz = 14cos2 2)8125( =109.25mm 将中心距圆整为110mm 13 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos01.14 25.1092 2)8125( arccos 2 )( 21n m 因值改变不多 ,故参数,k, h Z等不必修正 . 计算大 .小齿轮的分度圆直径 d1= 01.14cos 225 c

24、os 1n mz =51.53mm d2= 01.14cos 281 cos 2n mz =166.97mm 计算齿轮宽度 B=mmmmd53.5153.511 1 圆整的50 2 B55 1 B （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 1 Z=30 速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2 =2.3330=69.9 圆整取 z 2 =70. 齿轮精度 按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 试选 Kt=1.6 查课本由 215

25、 P图 10-30 选取区域系数 ZH=2.45 试选 o 12,查课本由 214 P图 10-26 查得 1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71 应力循环次数 N1=60n2j Ln=60193.241(283008) =4.4510 8 N2= 33.2 1045.4 8 1 i N 1.91 10 8 由课本 203 P图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K 1HN =0.94 K 2HN = 0.97 查课本由 207 P图 10-21d 14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 600 1lim , 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 550 1l

26、im 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 H 1= S K HHN1lim1 =564 1 60094.0 MPa H2= S K HHN2lim2 =0.98550/1=517MPa 2 )( 2lim1limHH H 540.5MPa 查课本由 198 P表 10-6 查材料的弹性影响系数Z E=189.8MPa 选取齿宽系数1 d T=95.510 5 22 / nP=95.510 5 2.90/193.24 =14.3310 4 N.m 3 2 4 21 3 1 ) 5.540 8.18945.2 ( 33.2 33.3 71.11 1033.146 .12 )

27、( 12 H EH d t t ZZ u uTK d =65.71mm 2. 计算圆周速度 1 0 0 060 24.19371.65 100060 21 nd t 0.665sm/ 3. 计算齿宽 b= ddt1=165.71=65.71mm 4. 计算齿宽与齿高之比 h b 模数mnt= mm Z d t 142.2 30 12cos71.65cos 1 1 齿高h=2.25mnt=2.252.142=5.4621 mm h b =65.71/5.4621=12.03 5. 计算纵向重合度 028.212tan30318.0tan318.0 1 z d 6. 计算载荷系数 K K H =1

28、.12+0.18(1+0.6 22 ) dd +0.2310 3 b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.2310 3 65.71=1.4231 使用系数 K A=1 同高速齿轮的设计 ,查表选取各数值 v K=1.04 K F =1.35 K H =K F =1.2 故载荷系数 15 K HHvA KKKK=11.041.21.4231=1.776 7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1=d t 1 t KK 3 =65.71mm91.72 3. 1 776. 1 3 计算模数mm z d mn3772.2 30 12cos91.72cos 1 1 3. 按齿根弯曲强度设计 m

29、 cos2 1 2 2 1 3 F SF d YY Z YKT 确定公式内各计算数值 （1）计算小齿轮传递的转矩143.3 kN m （2）确定齿数 z 因为是硬齿面，故取z 30，z i z 2.333069.9 传动比误差iuz / z 69.9/302.33 i0.0325，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 K KKKKK=11.041.21.351.6848 （6） 当量齿数 zz /cos30/ cos 3 12 32.056 zz /cos70/ cos 3 12 74.797 由课本 197 P表 10-5 查得齿

30、形系数 Y和应力修正系数Y 232.2,491.2 21FF YY751.1,636.1 21SS YY （7）螺旋角系数 Y 轴向重合度2.03 Y10.797 （8）计算大小齿轮的 F SF FY 16 查课本由 204 P图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限 aFE MP500 1aFE MP380 2 查课本由 202 P图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.90 K 2FN =0.93 S=1.4 F1=a FEFN MP S K 43.321 4.1 50090.011 F2=a FFFN MP S K 43.252 4.1 38093.0 22 计算大小齿轮的

31、 F SaFaF Y ,并加以比较 01268.0 43.321 636.14912 1 11 F SaFa FY 01548.0 43.252 751.1232.2 2 22 F SaFa FY 大齿轮的数值大 , 选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数 mmmmmn5472.1 71.1301 01548.012cos797.010433.16848.12 2 25 3 对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn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 mn=3mm 但为了 同 时 满 足 接 触 疲 劳 强 度 ， 需 要 按 接

32、 触 疲 劳 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径 d1=72.91mm来计算应有的齿数. z1= n m 12cos91.72 =27.77 取 z 1=30 z 2=2.3330=69.9 取 z 2=70 初算主要尺寸 计算中心距 a= cos2 )( 21n mzz = 12cos2 2)7030( =102.234mm 将中心距圆整为 103mm 修正螺旋角 =arccos86.13 1032 2)7030( arccos 2 )( 21n m 因值改变不多 ,故参数,k, h Z等不必修正 分度圆直径 d 1= 12cos 230 cos 1n mz =61.34mm 17 d

33、2 = 12cos 270 cos 2n mz =143.12mm 计算齿轮宽度 mmdb d 91.7291.721 1 圆整后取mmB75 1 mmB80 2 18 3 . 2 1.6 低速级大齿轮如上图： 19 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 2.3 3.24 2.33 2. 各轴转速 n (r/min) (r/min) (r/min) n (r/min) 626.09 193.24 82.93 82.93 3. 各轴输入功率P （kw）（kw）（kw） P(kw) 3.12 2.90 2.70 2.57 4. 各轴输入转矩T (kNm) (kNm)(k

34、Nm) T (kNm) 47.58 143.53 311.35 286.91 5. 带轮主要参数 小 轮 直 径 （mm） 大 轮 直 径 （mm） 中心距 a（mm） 基 准 长 度 （mm） 带的根数z 90 224 471 1400 5 20 7. 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 3n，转矩3 T P3=2.70KW 3 n=82.93r/min 3 T=311.35Nm . 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 2 d=143.21mm 而F t= 2 3 2 d T N16.4348 1021.143 35.3112 3 F

35、r= FtN o o n 06.1630 86.13cos 20tan 16.4348 cos tan Fa= Fttan=4348.160.246734=1072.84N 圆周力 F t，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 315 361表 P取112 o A mm n P Ad o 763.35 3 3 3 min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d, 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114 343表 P, 选取5 .1 a K

36、 mNTKT aca 0275.46735.3115.1 3 因为计算转矩小于联轴器公称转矩, 所以 查机械设计手册11222 选 取LT7 型 弹 性 套 柱 销 联 轴 器 其 公 称 转 矩 为500Nm,半 联 轴 器 的 孔 径 mmL mmLmmdmmd 84 .112.40,40 1 1 与轴配合的毂孔长度为 半联轴器半联轴器的长度故取 21 . 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, - 轴段右端需要制出一轴肩, 故取 -的直径mmd47 ; 左端用轴端挡圈定位, 按轴端直径取挡圈直 径mmD50半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端

37、挡圈只压在半 联轴器上而不压在轴端上, 故- 的长度应比略短一些 , 现取mml82 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mmd47 , 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. dD B 2 d 2 D轴承代号 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 90 20

38、 62.4 77.7 7210C 22 2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的mmmmmmBDd168050, 故 mmdd50 ; 而mml16 . 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57,5.3,07.0 因此取dmmhdhmm, 取安装齿轮处的轴段mmd58 ; 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mml72 . 齿轮的左端采用轴肩定位 , 轴肩高 3.5, 取mmd65 . 轴环宽度hb4. 1, 取 b=8mm. 轴承端盖的

39、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联轴器右端 面间的距离mml30 , 故取mml50 . 取齿轮距箱体内壁之距离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 , 应距箱体内壁一段距离 s, 取 s=8mm,已 知滚动轴承宽度T=16mm, 高速齿轮轮毂长L=50mm, 则 mmmmasTl43)316816()7275( mmmm llacsLl 62)8241620850( 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

40、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 7010C型的角接触球轴承 ,a=16.7mm,因此, 做为简支梁的轴的支承跨距. mmmmmmLL6.1758.608.114 32 NF LL L F tNH 1506 6.175 8.60 16.4348 32 3 1 NF LL L F tNH 2843 6.175 8.114 16.4348 32 2 2 N LL DF LF F a r NV 809 2 32 3 1 NFFF NVrNV 8218091630 22 mmNM H 8 .172888 mmNLFM NVV

41、 2.928738.114809 211 mmNLFM NVV 8.499168.60821 322 mmNMMM VH 19625592873172889 222 1 2 1 mmNM179951 2 23 传动轴总体设计结构图 : (从动轴 ) (中间轴 ) 24 (主动轴 ) 从动轴的载荷分析图 : 25 6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 26 根据 ca= W TM 2 3 2 1 )( =82.10 274651 .0 )35.3111 (196255 22 前已选轴材料为45钢，调质处理。 查表 15-1 得 1=60MPa ca 1 此轴合理安全 7. 精确校核轴的疲劳强度

42、. .判断危险截面 截面 A, ,B 只受扭矩作用。所以A B 无需校核 . 从应力集中对轴的 疲劳强度的影响来看 , 截面和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 . 截面的应力集中的影响和截面的相近, 但是截面不受 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 , 截面和显然更加 不必要做强度校核 . 由第 3 章的附录可知 , 键槽的应力集中较系数比过盈配合的小， 因而, 该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. . 截面左侧。 抗弯系数 W=

43、0.1 3 d= 0.1 3 50=12500 抗扭系数 T w=0.2 3 d=0.2 3 50=25000 截面的右侧的弯矩M为mmNMM144609 8.60 168 .60 1 截面上的扭矩 3 T为 3 T=311.35mN 截面上的弯曲应力 W M b MPa57.11 12500 144609 截面上的扭转应力 T = T W T3 =MPa45.12 25000 311350 轴的材料为 45 钢。调质处理。 由课本 355P表 15-1 查得： aB MP640 a MP275 1a MPT155 1 因 d r 04.0 50 0.2 d D 16.1 50 58 经插入后

44、得 2.0 T =1.31 轴性系数为 27 82.0qq=0.85 K =1+) 1(q =1.82 K =1+q（ T -1）=1.26 所以67.082.0 92.0 综合系数为： K=2.8 K =1.62 碳钢的特性系数2 .01 .0取 0.1 1.005.0取 0.05 安全系数 ca S S = maa K 1 25.13 S mtak 1 13.71 caS5.10 22 SS SS S=1.5 所以它是安全的 截面右侧 抗弯系数 W=0.1 3 d= 0.1 3 50=12500 抗扭系数 T w=0.2 3 d=0.2 3 50=25000 截面左侧的弯矩M为 M=133

45、560 截面上的扭矩 3 T为 3 T=295 截面上的弯曲应力 W M b 68.10 12500 133560 截面上的扭转应力 T= T W T3 =80.11 25000 294930 K = 8.21 1K K =62.11 1K 所以67.082.092.0 综合系数为： K =2.8 K=1.62 碳钢的特性系数 28 2 .01 .0取 0.1 1.005.0取 0.05 安全系数 ca S S = maa K 1 25.13 S mta k 1 13.71 ca S5.10 22 SS SS S=1.5 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

46、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 h2=10 2 L=36 b 3=20 h3=12 3 L=50 校和键联接的强度 查表 6-2 得 p=110MPa 工作长度 222 bLl36-16=20 333bLl50-20=30 键与轮毂键槽的接触高度 K 2=0.5 h2=5 K3=0.5 h 3=6 由式（ 6-1）得： 222 3 2 2 102 dlK T p 20.52 55205 100053.1432 p 333 3 3 3 102 dlK T p 22.53 65306 100035.3112

47、 p 两者都合适 取键标记为： 键 2：1636 A GB/T1096-1979 键 3：2050 A GB/T1096-1979 9. 箱体结构的设计 29 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 6 7 is H 配合. 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，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 3.6 3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便. 4.