1樓：青青懷
式兩級斜齒圓柱齒輪減速器設計說明
v帶齒輪各設計引數附表
1.各傳動比
v帶 高速級齒輪 低速級齒輪
3.8 4.88 3.253
2. 各軸轉速n
(r/min) (r/min) (r/min) (r/min)
378.9 77.65 23.878 23.878
3. 各軸輸入功率 p
（kw） （kw） （kw） (kw)
3.14 3.046 2.956 2.897
4. 各軸輸入轉矩 t
(kn·m) (kn·m) (kn·m) (kn·m)
79.14 374.62 1182.25 1158.65
5. 帶輪主要引數
小輪直徑（mm） 大輪直徑（mm）
中心距a（mm） 基準長度（mm）
帶的根數z
100 400 588.5 2000 4
7.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率p，轉速，轉矩
p= 2.897 kw = 23.878r/min
= 1158.65n．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=290.633
而 f==7973.3n
f= f2988.56n
f= ftan= 7973.3×0.246734= 1961.38n
圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖示:
⑶. 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,調質處理,根據課本取
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取cicl3型齒式聯軸器其公稱轉矩為2240n.m,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,ⅰ-ⅱ軸段右端需要製出一軸肩,故取ⅱ-ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故ⅰ-ⅱ的長度應比 略短一些,現取
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,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本遊隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承7013c型.
d b 軸承代號
65 100 18 75.3 89.8 7013c
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7013c型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪的寬度為90mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高4.
5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承新增潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=20,兩圓柱齒輪間的距離c=30.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=10 ,已知滾動軸承寬度t=18,
高速齒輪輪轂長l=90,則
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.
對於7010c型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支樑的軸的支承跨距.
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. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據==
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得=60mp
〈 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面a,ⅱ,ⅲ,b只受扭矩作用。所以a ⅱ ⅲ b無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面ⅵ和ⅶ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,而且這裡的直徑最大,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章的附錄可知,鍵槽的應力集中較係數比過盈配合的小，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。
抗彎係數 w=0.1=0.1=12500
抗扭係數 =0.2=0.2=25000
截面ⅶ的右側的彎矩m為
截面ⅳ上的扭矩為 =311.35
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
==軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本表15-1查得：
因經插入後得
2.0 =1.31
軸性係數為
=0.85
k=1 =1.82
k=1 （ -1）=1.26
所以綜合係數為： k=2.8
k=1.62
碳鋼的特性係數 取0.1
取0.05
安全係數
s=25.13
s13.71
≥s=1.5 所以它是安全的
截面ⅳ右側
抗彎係數 w=0.1=0.1=12500
抗扭係數 =0.2=0.2=25000
截面ⅳ左側的彎矩m為 m=133560
截面ⅳ上的扭矩為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
==k=
k=所以
綜合係數為：
k=2.8 k=1.62
碳鋼的特性係數
取0.1 取0.05
安全係數
s=25.13
s13.71
≥s=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的型別和尺寸
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 d=55 d=65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h=10 =36
b=20 h=12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 =110mp
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
k=0.5 h=5
k=0.5 h=6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
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.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（ht200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用配合.
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. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離h為40mm
為保證機蓋與機座連線處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
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 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用m6緊固
b 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並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，並加封油圈加以密封。
c 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢位.
d 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
e 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘杆端部要做成圓柱形，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，在機體聯結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，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 符號 計算公式 結果
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
地腳螺釘直徑 m24
地腳螺釘數目 查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑 m12
機蓋與機座聯接螺栓直徑 =（0.5~0.6） m10
軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） 10
視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） 8
定位銷直徑 =（0.7~0.8） 8
，，至外機壁距離 查機械課程設計指導書表4 34
2218
，至凸緣邊緣距離 查機械課程設計指導書表4 28
16 外機壁至軸承座端面距離 = （8~12） 50
大齒輪頂圓與內機壁距離 >1.2 15
齒輪端面與內機壁距離 > 10
機蓋，機座肋厚 9 8.5
軸承端蓋外徑 （5~5.5） 120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離 120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用sh0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為h
h=30 =34
所以h =30 34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均佈置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.型別選擇.
選用齒式聯軸器
2.載荷計算.
公稱轉矩：t=9550 95501158.65
查課本 ,選取
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取cicl3型齒式聯軸器其公稱轉矩為2240n.m,半聯軸器的孔徑供參考
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