1、1一：多级减速器的工作原理及结构组成工作原理：单级减速器就是一个主动椎齿轮（俗称角齿） ，和一个从动伞齿轮（俗称盆角齿） ，主动椎齿轮连接传动轴，顺时针旋转，从动伞齿轮贴在其右侧，啮合点向下转动，与车轮前进方向一致。由于主动锥齿轮直径小，从动伞齿轮直径大，达到减速的功能。 双级减速器多了一个中间过渡齿轮，主动椎齿轮左侧与中间齿轮的伞齿部分啮合，伞齿轮同轴有一个小直径的直齿轮，直齿轮与从动齿轮啮合。这样中间齿轮向后转，从动齿轮向前转动。中间有两级减速过程。 双级减速由于使车桥体积增大，过去主要用在发动机功率偏低的车辆匹配上，现在主要用于低速高扭矩的工程机械方面。 在双级式主减速器中，若第二级减速
2、在车轮附近进行，实际上构成两个车轮处的独立部件，则称为轮边减速器。这样作的好处是可以减小半轴所传递的转矩，有利于减小半轴的尺寸和质量。轮边减速器可以是行星齿轮式的，也可以由一对圆柱齿轮副构成。当采用圆柱齿轮副进行轮边减速时可以通过调节两齿轮的相互位置，改变车轮轴线与半轴之间的上下位置关系。这种车桥称为门式车桥，常用于对车桥高低位置有特殊要求的汽车。 按主减速器传动比档数分，可分为单速式和双速式两种。目前，国产汽车基本都采用了传动比固定的单速式主减速器。在双速式主减速器上，设有供选择的两个传动比，这种主减速器实际上又起到了副变速器的作用。 二结构组成1、 齿轮、轴及轴承组合小齿轮与轴制成一体，称
3、齿轮轴，这种结构用于齿轮直径与轴的直径相关不大的情况下，如果轴的直径为 d，齿轮齿根圆的直径为 df，则当 df-d67mn 时，应采用这种结构。而当 df-d67mn 时，采用齿轮与轴分开为两个零件的结构，如低速轴与大齿轮。此时齿轮与轴的周向固定平键联接，轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。两轴均采用了深沟球轴承。这种组合，用于承受径向载荷和不大的轴向载荷的情况。当轴向载荷较大时，应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承与推力轴承的组合结构。轴承是利用齿轮旋转时溅起的稀油，进行润滑。箱座中油池的润滑油，被旋转的齿轮溅起飞溅到箱盖的内壁上，沿内壁流到分箱面坡口后，通过导油槽流入轴承。
4、当浸油齿轮圆周速度 2m/s 时，应采用润滑脂润滑轴承，为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂，可采用挡油环将其分开。为防止润滑油流失和外界灰尘进入箱内，在轴承端盖和外伸轴之间装有密封元件。2、 箱体箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常用灰铸铁制造，对于重载或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。单体生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱体用螺栓联接成一体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承2座孔，而轴承座旁的凸台，应具有足够的承托面，
5、以便放置联接螺栓，并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。为保证箱体具有足够的刚度，在轴承孔附近加支撑肋。为保证减速器安置在基础上的稳定性并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座一般不采用完整的平面。3、减速器附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。1)检查孔为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。2
6、)通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。3)轴承盖为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不平整。4)定位销为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。安置在箱体纵向两侧联接凸缘上
7、，对称箱体应呈对称布置，以免错装。5)油面指示器检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。6)放油螺塞换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。7)启箱螺钉为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出2 个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘
8、联接螺栓。基本分类 1、减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。20 世纪 70-80 年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。其主要类型：齿轮减速器；蜗杆减速器；齿轮蜗杆减速器；行星齿轮减速器。2、一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。31)圆柱齿轮减速器单级、二级、二级以上二级。布置形式：展开式、分流式、同轴式。2)圆锥齿轮减速器用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。3)蜗杆减速器主要用于传动比 i
9、10 的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。目前广泛应用阿基米德蜗杆减速器。4)齿轮蜗杆减速器若齿轮传动在高速级，则结构紧凑；若蜗杆传动在高速级，则效率较高。5)行星齿轮减速器传动效率高，传动比范围广，传动功率 12W50000KW，体积和重量小。3、常见减速器的种类1)蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。2)谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。3
10、)行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。但价格略贵。减速器:简言之，一般机器的功率在设计并制造出来后，其额定功率就不在改变，这时，速度越大，则扭矩(或扭力)越小；速度越小，则扭力越大。三. 设计步骤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。43. 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 1IIIVPdPw图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装
11、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 a0.96 0.970.960.759；54231a 398.025.为 V 带的效率, 为第一对轴承的效率，1为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，3 4为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑.5因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择电动机所需工作功率为： P P / 19001.3/1000 0.7593.25kW, 执行机构的曲柄转速为 n =82.76r/min，D60v15经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i 8
12、40，则总传动比合理范围为 i 16160，电动机转速的可选范围为n i n（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 1440 r/min，同步转速 1500r/min。mn3.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比电动机转速 minr传动装置的传动比方案电动机型号额定功率P edkw 同步转速 满载转速电动机重量N参考价格元总传动比V 带传动减速器1 Y112M-4 4 1500 1440 470 2
13、30 16.15 2.3 7.02中心高 外型尺寸L（AC/2+AD ） HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸 DE装键部位尺寸FGD132 515 345 315 216 178 12 36 80 10 416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 n /n1440/82.7617.40ai（2） 分配传动装置传动比 ai0i式中 分别为带传动和减速器的传动比。1,为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 2.3 ，则减速器传动比为 0i i17.40/2.37.570/ia根据各原则，查图得高速级传动比为 3.24，则 2.331i2i1/4.
14、计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速 1440/2.3626.09r/minn0/im 626.09/3.24193.24r/min1 / 193.24/2.33=82.93 r/min2i= =82.93 r/minn（2） 各轴输入功率 3.250.963.12kWPdp1 2 3.120.980.952.90kW3 2 2.970.980.952.70kW 24=2.770.980.972.57kW则各轴的输出功率： 0.98=3.06 kWP 0.98=2.84 kW 0.98=2.65kW 0.98=2.52 kW（3） 各轴输入转矩= Nm1Td0i1电动机轴的输出转矩 =
15、9550 =95503.25/1440=21.55 NdTmdnP所以: =21.552.30.96=47.58 Nmd0i1 =47.583.240.980.95=143.53 NmT127 =143.532.330.980.95=311.35NmT2i3= =311.350.950.97=286.91 Nm34输出转矩： 0.98=46.63 NmT 0.98=140.66 Nm 0.98=305.12NmT 0.98=281.17 Nm运动和动力参数结果如下表功率 P KW 转矩 T Nm轴名输入 输出 输入 输出转速 r/min电动机轴 3.25 21.55 14401 轴 3.12
16、3.06 47.58 46.63 626.092 轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.243 轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.934 轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.935.设计带和带轮 确定计算功率查课本 表 9-9 得：178P2.1AK,式中 为工作情况系数， 为传递的额定功率,既.42.kAca p电机的额定功率. 选择带型号根据 ， ,查课本 表 8-8 和 表 8-9 选用带型为 A 型带8.caP3.1Ak152P153 选取带轮基准直径 2d8查课本 表 8-3 和 表 8-7 得小带轮基准直径 ，则大
17、带轮基145P153 md901准直径 ,式中 为带传动的滑动率，通常取mdid 2079.02（1% 2%）， 查课本 表 8-7 后取 。153d24 验算带速 v在 525m/s 范围内，smndVm /35/17.0649106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：，初定中心距 ，所以带长,471)290(5.1)(5.120 da m4710= .查课本 表 8-2 选取基准长dL 6.0121ad 2P度 得实际中心距m4mad 2.48/76.20 取 5 验算小带轮包角 1，包角合适。 94.62801802ad 确定 v 带根数 z因 ，
18、带速 ，传动比 ,md91 smv/7. 3.20i查课本 表 8-5a 或 8-5c 和 8-5b 或 8-5d,并由内插值法得 .48P 170.10p查课本 表 8-2 得 =0.96.12LK查课本 表 8-8,并由内插值法得 =0.9654 由 公式 8-22 得1P 20.496.0)17(84)(0 lcakpZ故选 Z=5 根带。9 计算预紧力 0F查课本 表 8-4 可得 ,故:145Pmkgq/1.0单根普通带张紧后的初拉力为 NvkzvFca 80.157.0)196.52(78.4).2(0 22 计算作用在轴上的压轴力 pF利用 公式 8-24 可得:15PFzp 4
19、3.157029.6sin80.152sin210 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 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取45小齿齿数 =241Z高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS 45Z =iZ =3.2424=77.76 取 Z =78.21 2 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 2131 )(2HEdtt ZuTK确定各参数的值:试
20、选 =1.6t查课本 图 10-30 选取区域系数 Z =2.433 215PH10由课本 图 10-26 214P78.0182.0则 62.由课本 公式 10-13 计算应力值环数20N =60n j =60626.091（283008）1hL=1.442510 h9N = =4.4510 h #(3.25 为齿数比,即 3.25= )28 12Z查课本 10-19 图得： K =0.93 K =0.9603P12齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 公式 10-12 得:20P = =0.93550=511.5 H1SKHN1limMa = =0.96450=43
21、2 2N2li P许用接触应力 aHH 75.412/)35.1(/)(21 查课本由 表 10-6 得： =189.8MP 198PEZa由 表 10-7 得: =120dT=95.510 =95.510 3.19/626.0951/n5=4.8610 N.m43.设计计算小齿轮的分度圆直径 d t12131 )(2HEdtt ZuTK= m53.49)7.4183(5.6.084243 计算圆周速度 10ndts/6.09.3计算齿宽 b 和模数 ntm计算齿宽 bb= =49.53mmtd111计算摸数 mn初选螺旋角 =14=nt mZdt 0.241cos53.9cos1计算齿宽与高
22、之比 hb齿高 h=2.25 =2.252.00=4.50ntm= =11.01hb5.439计算纵向重合度=0.318 =1.9031d 14tan238.0tan计算载荷系数 K使用系数 =1A根据 ,7 级精度, 查课本由 表 10-8 得smv/62.192P动载系数 KV=1.07,查课本由 表 10-4 得 K 的计算公式:194PHK = +0.2310 bH)6.0(8.2.2d3=1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.2310 49.53=1.42查课本由 表 10-13 得: K =1.35195F查课本由 表 10-3 得: K = =1.23PH故载荷系数:KK
23、 K K K =11.071.21.42=1.82H按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d =49.53 =51.731tt/36.1823m计算模数 nm= Z09.24cos73.5cos14. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm)(cos2123FSadYZKT 确定公式内各计算数值12 小齿轮传递的转矩 48.6kNm确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 24，z i z 3.242477.76传动比误差 iuz / z 78/243.25i 0.032 5，允许 计算当量齿数z z /cos 24/ cos 14 26.27 3z z /cos 78/ cos 14 8
24、5.43 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角 14 载荷系数 KKK K K K =11.071.21.351.73 查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查课本由 表 10-5 得:197P齿形系数 Y 2.592 Y 2.211 应力校正系数 Y 1.596 Y 1.774 重合度系数 Y端面重合度近似为 1.88-3.2（ ）21Z1.883.2（1/241/78）cos14 1.655cos arctg （tg /cos ）arctg （tg20 /cos14 ）20.6469014.07609因为 /cos ，则重合度系数为 Y 0.25+0.75 cos /
25、0.673 螺旋角系数 Y轴向重合度 1.825,09.214sin53oY 1 0.7813 计算大小齿轮的 FSY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 60271.4718300286.25510大齿轮应力循环次数 N2N1/u6.25510 /3.241.930510查课本由 表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 204P小齿轮 大齿轮aFM51aFMP302查课本由 表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:97K =0.86 K =0.93 1FN2FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =F1 14.307.15860S
26、 =2 .2.92FN03471.307561FSY .4.22S大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数 mmn 26.165.124054.cos7806.731223 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度n计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =51.73 来计算应有1的齿数.于是由:z = =25.097 取 z =251nm14cos7351那么 z =3.2425=81 2 几何尺寸计算14计算中心距 a= = =109.25co
27、s2)(1nmz14cos2)85(m将中心距圆整为 110按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 01.425.19)8(arcos2)(1 n因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.khZ计算大.小齿轮的分度圆直径d = =51.53101.4cos5nmzmd = =166.972.28计算齿轮宽度B= 53.1.51圆整的 02BB（二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为 小齿轮 280HBS 取45小齿齿数 =301Z速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.3330=69.9 45 2圆整取 z =70.2 齿轮精度
28、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 K =1.6t查课本由 图 10-30 选取区域系数 Z =2.45215PH试选 ,查课本由 图 10-26 查得o214=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.7112应力循环次数N =60n jL =60193.241(283008)12n=4.4510 815N = 1.911023.104581i 8由课本 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数0PK =0.94 K = 0.97 1HN 2HN查课本由 图 10-21d207按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极
29、限 ,MPaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 5li取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 = =H1SKHN1lim56409.Pa = =0.98550/1=51722li 540.5)(lim1liHHMa查课本由 表 10-6 查材料的弹性影响系数 Z =189.8MP98PEa选取齿宽系数 dT=95.510 =95.510 2.90/193.2452/n5=14.3310 N.m43 242131 )5.40819(3.271.06)(2 HEdtt ZuTK=65.71m2. 计算圆周速度0.6651064.9.51062ndt sm/3. 计算齿宽b=
30、d =165.71=65.71t1m4. 计算齿宽与齿高之比 hb模数 m = ntZt 142.30cos71.65cos1齿高 h=2.25m =2.252.142=5.4621nt=65.71/5.4621=12.03hb5. 计算纵向重合度 028.1tan308.ta318.0zd6. 计算载荷系数 K16K =1.12+0.18(1+0.6 +0.2310 bH2)d3=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.2310 65.71=1.4231使用系数 K =1 A同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K =1.35 K =K =1.2vFHF故载荷系数K =11.041.2
31、1.4231=1.776HvA7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d =d =65.711tt3 m91.723.6计算模数 zdmn 3.0coscos13. 按齿根弯曲强度设计m cs2123FSdYZYKT确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩 143.3kNm（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 69.9/302.33i 0.032 5，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 KKK K K K =11.041.21.351.6848（6）
32、当量齿数 z z /cos 30/ cos 12 32.056 3z z /cos 70/ cos 12 74.797由课本 表 10-5 查得齿形系数 Y 和应力修正系数 Y197P23.,4.2FFY751.,63.12SS17（7） 螺旋角系数 Y轴向重合度 2.03Y 1 0.797（8） 计算大小齿轮的 FS查课本由 图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限204PaFEM51aFEMP3802查课本由 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数20K =0.90 K =0.93 S=1.41FN2FN = aES43.21.5091 =F2FNMP832计算大小齿轮的 ,并加以比较FSaY
33、01268.43.2191FSaY54572Sa大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数 mmn 5472.171.3008.2cos94.168.253 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲n劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m =3mm 但为n了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.1mz = =27.77 取 z =30n2cos9.71z =2.3330=69.9 取 z =702 2 初算主要尺寸计算中心距 a= = =102.234cos)(2
34、1nmz1cos)703(m18将中心距圆整为 103 m修正螺旋角=arccos 86.1302)73(arcos2)(1 n因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正khZ分度圆直径d = =61.34112cos30nmzmd = =143.12 27计算齿轮宽度bd91.2.1圆整后取 mB7580193.21.6低速级大齿轮如上图：V 带齿轮各设计参数附表201.各传动比V 带 高速级齿轮 低速级齿轮2.3 3.24 2.332. 各轴转速 n(r/min) (r/min)(r/min)n(r/min)626.09 193.24 82.93 82.933. 各轴输入功率 P（kw）
35、（kw） （kw） (kw)P3.12 2.90 2.70 2.574. 各轴输入转矩 T(kNm) (kNm)(kNm)T(kNm)47.58 143.53 311.35 286.915. 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 z90 224 471 1400 57.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 P ，转速 ，转矩33n3TP =2.70KW =82.93r/min321=311.35N m3T. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=143.21 2d而 F =t3TN16.43801.45F =
36、 Frt on 06.3.cs2tan.cosaF a= F tan =4348.160.246734=1072.84Nt圆周力 F ，径向力 F 及轴向力 F a的方向如图示:t r. 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,根据课本取31536表P12oAmndo76.3min输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故 d需同时选取联轴器的型号查课本 ,选取143表P5.1aKmNTKac 02763.5.因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为
37、500Nm,半联轴器的孔径mLLdmd84.12.0,4011 与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度 为 半 联 轴 器半 联 轴 器 的 长 度故 取 4. 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 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直md47径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半mD50轴 配 合 的 轮 毂 孔 长 度联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 ml8222 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 ,由轴承产品目录中初步
38、选md47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 22D轴承代号45 85 19 58.8 73.2 7209AC45 85 19 60.5 70.2 7209B45 100 25 66.0 80.0 7309B50 80 16 59.2 70.9 7010C50 80 16 59.2 70.9 7010AC50 90 20 62.4 77.7 7210C2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故mBDd16805;而 .md50 ml1623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 mm,57,5.
39、3,07因 此取 dmhd 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已8知齿轮 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毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5,取 .l2 md65轴环宽度 ,取 b=8mm. hb4.1 轴承端盖的总宽度为 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 ,故取 .ml30ml50 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16 ,两圆柱齿轮间的距离 c=20 .考虑到m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
40、距离 s,取 s=8 ,已知滚动轴承宽度 T=16 ,高速齿轮轮毂长 L=50 ,则asTl 43)168()725( mlcL4162085( 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.mmL6.175860.1432 NFtNH 03t 28436.175.32NLDFarNV809321NVr 2116mMH.7mV .73.421FN8960832NVH 19252117952传动轴总
41、体设计结构图:24(从动轴)(中间轴)(主动轴)25从动轴的载荷分析图:266. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据= =caWTM2321)(82.10274651.0)3.(92前已选轴材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得 =60MP1a 此轴合理安全ca7 精确校核轴的疲劳强度.1. 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
42、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=0.1 = 0.1 =125003d350抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000Tw截面的右侧的弯矩 M 为 mN146098.61截面上的扭矩 为 =311.353mN截面上的弯曲应力 WbPa57.120469截面上的扭转应力= =T3M.轴的材料为 45 钢。调质处理。由课本 表 15-1 查得：35PaB640aP2751aMPT15因 dr.2dD6.0827经插
43、入后得2.0 =1.31T轴性系数为=0.8582.0qqK =1+ =1.82)1(K =1+ （ -1）=1.26T所以 67.082.092综合系数为： K =2.8K =1.62碳钢的特性系数 取 0.12.01取 0.051.05.安全系数 caSS = 25.13maK1S 13.71tak1S=1.5 所以它是安全的c5.02截面右侧抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =125003d30抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000Tw335截面左侧的弯矩 M 为 M=133560截面上的扭矩 为 =2953T3截面上的弯曲应力 Wb68.1025截面上的扭转应力= = K =TW3
44、80.12594.K =6.28所以 67.082.092.0综合系数为：K =2.8 K =1.62碳钢的特性系数取 0.1 取 0.052.011.05.安全系数 caSS = 25.13maK1S 13.71tak1S=1.5 所以它是安全的c5.028 键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般 8 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 =55 d =6523查表 6-1 取： 键宽 b =16 h =10 =36222Lb =20 h =12 =50333校和键联接的强度查表 6-2 得 =110MPpa工作长度 36-16=2022bLl50-20=3033键与轮
45、毂键槽的接触高度K =0.5 h =522K =0.5 h =633由式（6-1）得： 23210dlTp20.551.4p 33lKp .36. p29两者都合适取键标记为：键 2：1636 A GB/T1096-1979键 3：2050 A GB/T1096-19799 箱体结构的设计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 配合.67isH1. 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 3.63. 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. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫
