減速器設計說明書

1、機械設計課程設計設計題目：二級圓柱齒輪減速器的設計 機械與自動控制學院 院（系）機械設計制造及其自動化 專業(yè) 班級：09機制（4）班 學號：b09300421學生姓名：壽飛鋒 指導教師：錢 萍 完成日期： 2012 年 1 月 8 日 浙江理工大學目錄1.設計任務書1 1.1設計數(shù)據(jù)及要求1 1.2傳動裝置簡圖1 1.3設計所需完成的工作量12.傳動方案的擬定13.電動機的選擇2 3.1 選擇電動機的類型2 3.2選擇電動機功率2 3.3 確定電動機的轉速2 3.4 電動機的主要尺寸34.傳動比的計算及分配4 4.1 總傳動比4 4.2 分配傳動比45.傳動裝置的動力、運動參數(shù)計算4 5.1

2、各軸轉速4 5.2 各軸功率4 5.3 各軸轉矩5 5.4 主要傳動數(shù)據(jù)56.減速器內傳動的設計計算5 6.1 高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算5 6.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算117.斜齒圓柱齒輪上作用力的計算15 7.1 高速級齒輪傳動的作用力15 7.2 低速級齒輪傳動的作用力168.減速器裝配圖的設計16 8.1 合理布置圖畫16 8.2 繪制齒輪的輪廓尺寸17 8.3 箱體內壁179.軸的設計計算18 9.1 中間軸的設計計算18 9.2 高速軸的設計計算20 9.3 低速軸的設計計算23 9.4 軸設計的主要參數(shù)3010.減速器箱體的結構尺寸31 10.1 箱座高度31 10.2

3、 箱體壁厚32 10.3 軸承座螺栓凸臺的設計32 10.4 設置加強肋板32 10.5 箱蓋外輪廓的設計32 10.6 箱體凸緣尺寸32 10.7 箱體具體尺寸3311.潤滑油的選擇與計算3412.裝配圖與零件圖35 12.1 附件的設計與選擇35 12.2 繪制裝配圖和零件圖3513.設計小結3614.參考文獻36 附件一：減速器裝配圖 附件二：減速器輸出軸 附件三：減速器輸出軸上的齒輪 附件四：減速器箱蓋兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的設計1 設計任務書1.1 設計數(shù)據(jù)及要求f（n）d（mm）v(m/s)年產量工作環(huán)境載荷特性最短工作年限63004601.3中批礦山平穩(wěn)傳動8年兩班 其中：

4、f帶的工作拉力，n；d滾筒直徑，mm；v運輸帶工作速度，m/s。1.2 傳動裝置簡圖1電動機；2、4聯(lián)軸器；3二級展開式圓柱齒輪減速器；5卷筒；6輸送皮帶圖1 二級減速器傳動簡圖1.3 設計所需完成的工作量1）減速器裝配圖1張(a1)2）零件工作圖1張（減速器箱蓋、減速器箱座-a2）；2張（輸出軸-a3；輸出軸齒輪-a3）3）設計說明書1份（a4紙）2 傳動方案的擬定一個好的傳動方案，除了首先應滿足機器的功能需求外，還應當工作可靠，結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及使用維護方面，要完全滿足這些功能要求是困難的。在擬定傳動方案和對多種方案進行比較時，應根據(jù)機器的具體使用情況綜合考慮，選

5、擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。現(xiàn)以參考文獻2第3頁中的帶式輸送機的四種傳動方案為例進行分析。方案制造成本低，但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環(huán)境下工作，方b結構緊湊，環(huán)境適應性好，但傳動效率低，不適于長期連續(xù)工作，且制造成本高。方案c工作可靠、傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應好，但寬度較大。方案d具有方案c的優(yōu)點，而且尺寸較小，但制造成本較高。綜合考慮本次設計的要求，選擇c方案。傳動簡圖見圖1。3 電動機的選擇3.1 選擇電動機的類型根據(jù)用途選用y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機。3.2 選擇電動機功率輸送帶所需功率為 由表9-14得，一對軸承效率，斜齒圓柱齒輪傳動效率，聯(lián)

6、軸器效率，滾筒效率為則電動機到工作機間的總效率為電動機所需工作功率為 查表20-12選取電動機的額定功率3.3 確定電動機的轉速輸送帶帶輪的工作轉速為 查表2-21，兩級減速器傳動比推算電動機轉速范圍為查表20-12得，符合這一要求的電動機同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。而3000r/min的電動機轉速高，會使傳動裝置的總傳動比、結構尺寸和重量增加，故選用轉速為1500r/min的電動機進行試算，其滿載轉速為1460r/min ，其型號為y160m-4 。方案電動機型號額定功率（）電動機轉速電動機質量（）同步滿載y160m-4111500

7、1460123y160m1-21130002930117而3000r/min的電動機轉速高，會使傳動裝置的總傳動比、結構尺寸和重量增加，故選用轉速為1500r/min的電動機進行試算，其滿載轉速為1460r/min ，其型號為y160m-4。3.4 電動機的主要尺寸查表20-12得電動機的主要尺寸如下（單位：mm）hdfgeledg3851286001104237圖2 電動機示意圖4 傳動比的計算及分配4.1 總傳動比 4.1 分配傳動比因為輸入軸與輸出軸直接與聯(lián)軸器相連，所以傳動比不變，減速器的傳動比，因為，所以取，所以，5 傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算5.1各軸轉速 5.2各軸功率 5.3

8、各軸轉矩 5.4主要傳動數(shù)據(jù)軸名功率/轉矩/轉速/傳動比效率電機軸1163.023146010.99軸9.53962.39614606.1540.97軸9.16368.726237.2444.3960.97軸8.7961556.51153.96810.96卷筒軸8.6211525.54453.9386 減速器內傳動的設計計算6.1 高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算6.1.1選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到該減速器用于礦山機械，因為礦山機械中的齒輪傳動，一般功率都很大、工作速度很低、周圍環(huán)境中粉塵含量極高，所以選用鑄鋼作為大小齒輪的材料，查機械設計手冊3得選用zg310-570（gb/t 113

9、52-1989）材料。由表14-1-1233得小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，小齒輪齒面硬度，,平均硬度,。,選用7級精度。6.1.2 初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為 1）小齒輪傳遞轉矩為2）因值未知，值不能確定，可初步選載荷系數(shù)，初選3）由表8-181，取齒寬系數(shù)4）由表8-191，得彈性系數(shù)5）初選螺旋角，由圖9-21得節(jié)點區(qū)域系數(shù)6）齒數(shù)比7）初選，則，取，則端面重合度為 軸向重合度為 由圖8-31得重合度系數(shù)為8）由圖11-21得螺旋角系數(shù)9)許用接觸應力可用下式計算 由圖8-4e、a1得接觸疲勞極限應力為，小齒輪和大齒輪應力循環(huán)

10、次數(shù)分別為由圖8-51差得壽命系數(shù)，查表8-201取安全系數(shù),則小齒輪的許用接觸應力為 大齒輪的許用接觸應力為 ( + ) / 2 =436.7 mpa 1.23=362.2 mpa ，初算小齒輪的分度圓直徑，得6.1.3 確定傳動尺寸1） 計算載荷系數(shù) 由表8-211得使用系數(shù)因，由圖8-61查得動載荷系數(shù), 由圖8-71查得齒向載荷分配系數(shù)，由表8-221查得齒間載荷分配系數(shù),則載荷系數(shù)為 2） 對進行修正 因與有較大差異，故需對由計算出的進行修正，即 3）確定模數(shù) 由表8-231，取4） 計算傳動尺寸中心距為 圓整，取，則螺旋角為 因值與初選值相差較大。故對與有關的參數(shù)進行修正由圖9-2

11、1查得節(jié)點 區(qū)域系數(shù)，則端面重合度為 軸向重合度為 由圖8-31查得重合度系數(shù)，由圖11-21查得螺旋角系數(shù) 精確計算圓周速度為 由圖8-61動載荷系數(shù)，值不變 取，則高速級中心距為 則螺旋角修正為 修正完畢，故 , ，取 ，取6.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為 1) 2）齒寬3）齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)。當量齒數(shù)為 ， 由圖8-8查得,由圖8-91查得,4）由圖8-101查得重合度系數(shù)5）由圖11-31查得螺旋角系數(shù)6）許用彎曲應力 由圖8-4f、b1查得彎曲疲勞極限應力為，由圖8-111查得壽命系數(shù),由表8-201查得安全系數(shù),故， 滿足齒根彎曲疲勞強度6.1.5 計算齒

12、輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) 齒頂圓 齒根高 全齒高 頂隙 齒頂圓直徑為 齒根圓直徑為 6.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算6.2.1選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到該減速器用于礦山機械，因為礦山機械中的齒輪傳動，一般功率都很大、工作速度很低、周圍環(huán)境中粉塵含量極高，所以選用鑄鋼作為大小齒輪的材料，查機械設計手冊3得選用zg310-570（gb/t 11352-1989）材料。由表14-1-1233得小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，小齒輪齒面硬度，,平均硬度,。,選用7級精度。6.2.2 初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為 1）小齒輪傳遞轉

13、矩為2）因值未知，值不能確定，可初步選載荷系數(shù)，初選3）由表8-181，取齒寬系數(shù)4）由表8-191，得彈性系數(shù)5）初選螺旋角，由圖9-21得節(jié)點區(qū)域系數(shù)6）齒數(shù)比7）初選，則，取，則端面重合度為 軸向重合度為 由圖8-31得重合度系數(shù)為8）由圖11-21得螺旋角系數(shù)9)許用接觸應力可用下式計算 由圖8-4e、a1得接觸疲勞極限應力為，小齒輪和大齒輪應力循環(huán)次數(shù)分別為由圖8-51差得壽命系數(shù)，查表8-201取安全系數(shù),則小齒輪的許用接觸應力為 大齒輪的許用接觸應力為 ( + ) / 2 =398.9mpa 1.23=372.69 mpa 取，初算小齒輪的分度圓直徑，得6.2.3 確定傳動尺寸1

14、） 計算載荷系數(shù) 由表8-211得使用系數(shù)因，由圖8-61查得動載荷系數(shù), 由圖8-71查得齒向載荷分配系數(shù)，由表8-221查得齒間載荷分配系數(shù),則載荷系數(shù)為 2） 對進行修正 因與有較大差異，故需對由計算出的進行修正，即 3）確定模數(shù) 由表8-231，取4） 計算傳動尺寸中心距為 圓整，取，則螺旋角為 因值與初選值很相近。故不修正 , ，取 ，取6.2.4 校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為 1) 2）齒寬3）齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)。當量齒數(shù)為 ， 由圖8-8查得,由圖8-91查得,4）由圖8-101查得重合度系數(shù)5）由圖11-31查得螺旋角系數(shù)6）許用彎曲應力 由圖8-4f、b1查

15、得彎曲疲勞極限應力為，由圖8-111查得壽命系數(shù),由表8-201查得安全系數(shù),故， 滿足齒根彎曲疲勞強度6.2.5 計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) 齒頂圓 齒根高 全齒高 頂隙 齒頂圓直徑為 齒根圓直徑為 7 斜齒圓柱齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設計和校核、鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)。7.1 高速級齒輪傳動的作用力1） 已知條件 高速軸傳遞的轉矩，轉速，高速級齒輪的螺旋角，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑2） 齒輪1的作用力 圓周力，其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力，其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心軸向力為，其方向可用左手法則確定，即用左手

16、握住輪1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為3）齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應的力大小相等，作用方向相反。7.2 低速級齒輪傳動的作用力1) 已知條件 中間軸傳遞的轉矩，轉速，低速級齒輪的螺旋角,為使齒輪3的軸向力與齒輪2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑2）齒輪3的作用力 圓周力，其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力，其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心軸向力為，其方向可用左手法則確定，即用左手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為3）齒輪4的作

17、用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應的力大小相等，作用方向相反。8 減速器裝配圖的設計8.1 合理布置圖畫該減速器的裝配圖繪在一張a1圖紙上。根據(jù)圖紙大小與減速器兩級齒輪傳動的中心距，繪圖比例定為1:2，采用三視圖表達裝配的機構。8.2 繪出齒輪的輪廓尺寸在俯視圖上繪出兩級齒輪傳動的輪廓尺寸，如圖3所示圖3 齒輪的輪廓8.3 箱體內壁在齒輪齒廓的基礎上繪出箱體的內壁、軸承端面、軸承座端面，如圖4所示圖4 箱體內壁9 軸的設計計算9.1中間軸的設計計算9.1.1已知條件中間軸的傳遞的功率，轉速，傳遞轉矩，齒輪分度圓直徑為，齒輪寬度，。9.1.2選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無

18、特殊要求，故選常用的材料45鋼，調質處理。9.1.3初步確定軸的最小直徑查表9-81得，取 故 。9.1.4結構設計1）軸承部件的結構設計軸的初步構想設計及構想圖如圖5所示，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計圖5 中間軸結構構想圖2）軸承的選擇與軸段及軸段的設計該軸段上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段、上安裝軸承，其直徑應既便于安裝，又應符合軸承內徑系列。暫取軸承為7209c，由表11-91，查得軸承內徑，外徑，寬度，內圈定位軸肩直徑，外圈定位直徑，軸上定位端面圓角半徑最大為，對軸的力作用點

19、與外圈大端面的距離，故取。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則。3）軸段和軸段的設計在軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，和應分別略大于和，可初定齒輪2輪轂寬度范圍為（1.21.5）=6090，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為了使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段和軸段的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故取，。4）軸段該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩寬度范圍為，取其高度為，故齒輪3左端面與箱體內壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內壁距離均取為，

20、齒輪2與齒輪3的距離初定為，則箱體內壁之間的距離為。齒輪2的右端面與箱體內壁的距離，則軸段的長度為5）軸段及軸段的長度該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內潤滑油濺入軸承座，軸承內端面距箱體內壁的距離取為，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為，軸段的長度為6）軸上力作用點的距離軸承反力的作用點與外圈大端面的距離， 9.1.5鍵連接齒輪2與軸段和齒輪3與軸段間均采用a型普通平鍵連接，查表8-31得其型號分別為鍵 gb 1096-79，鍵 gb 1096-799.2 高速軸的設計計算9.2.1已知條件高速軸的傳遞的功率，轉速，傳遞轉矩，齒輪1分

21、度圓直徑為，齒輪寬度。9.2.2選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選常用的材料45鋼，調質處理。9.2.3初算直徑查表9-81得，取，低速軸外伸段的直徑可按下式求得：，軸與聯(lián)軸器相連，有一個鍵槽，應增大軸徑，即，圓整取。9.2.4結構設計1）軸承部件的結構設計軸的初步構想設計及構想圖如圖6所示，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計2）軸段的設計軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由表8-371，取=1.5，則計算轉矩 由表8-381查得gb/t

22、5014-2003中l(wèi)x2型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為560，許用轉速6300，軸孔范圍2035。結合伸出段直徑，其長度略小于轂孔寬度，取。圖6 高速軸結構構想圖3）密封圈與軸段在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸兩個方面的問題。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度。軸段的軸徑，最終由密封圈確定。該處的圓周速度小于，可選用氈圈油封，查表8-271，選用45fz/t9201091，則=304）軸段和軸段的軸徑設計軸段和軸段上安裝軸承，考慮斜齒輪有軸向力的存在，所以選用角接觸球軸承。軸段和軸段直徑應既便于安裝，又應符合軸承內徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為7207c，由表11-91，查得軸承內徑，外

23、徑，寬度，內圈定位軸肩直徑，外圈定位直徑，軸上定位端面圓角半徑最大為，對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故取。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)，擋油環(huán)寬度初定為=12，故 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故，5）齒輪與軸段的設計該段上安裝齒輪，為了便于安裝，應略大于，可初定，則由表8-31知該處鍵的截面尺寸為，輪轂鍵槽深度為，則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為，故該軸設計成齒輪軸，則有，6）軸段和軸段的設計該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則，定位軸肩的高度為，取，則，齒輪右端面距箱體內壁距離為，則軸段的長度為。軸段的長度。其中為箱體內壁的距離，為軸承端面至箱體的距離。7）軸段的設計

24、該軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度，由表3-12得，下箱座壁厚公式，取。地腳螺釘直徑為，取，所以地腳螺栓直徑。則軸承旁聯(lián)接螺栓直徑取，所以軸承旁連接螺栓直徑，相應的，。則箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑，取，所以箱體凸緣連接螺栓直徑。查表9-92得，所以軸承端蓋連接螺栓直徑，由表8-291取螺栓gb/t 57812000 m618。由表8-301可計算軸承端蓋厚，取。軸承座寬度為，取，取軸端蓋與軸承座間的調整墊片厚度為；避免聯(lián)軸器輪轂外徑與端蓋螺栓的拆裝發(fā)生干涉，聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離取，則有8）軸上力作用點的距離軸承反力的作用點與外圈大端面的距

25、離，9.2.5鍵連接聯(lián)軸器與軸段采用a型普通平鍵連接，查表8-31得其型號分別為鍵 gb 1096-799.3低速軸的設計計算9.3.1已知條件低速軸的傳遞的功率，轉速，傳遞轉矩，齒輪4分度圓直徑為，齒輪寬度。9.3.2選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選常用的材料45鋼，調質處理。9.3.3初算直徑查表9-81得，取，低速軸外伸段的直徑可按下式求得：，軸與聯(lián)軸器相連，有一個鍵槽，應增大軸徑，即，圓整取。9.3.4結構設計1) 軸承部件的結構設計軸的初步構想設計及構想圖如圖7所示，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計2

26、）軸段的設計軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由表8-371，取=1.5，則計算轉矩 圖7 低速軸結構構想圖由表查得ml8中的梅花形彈性聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為3550，許用轉速2900，軸孔范圍5075。結合伸出段直徑，其長度略小于轂孔寬度，取。3）軸段的軸徑設計在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸兩個方面的問題。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度。軸段的軸徑，最終由密封圈確定。該處的圓周速度小于，可選用氈圈油封，查表8-271，選用60fz/t9201091，則=604）軸段和軸段的軸徑設計軸段和軸段

27、上安裝軸承，考慮斜齒輪有軸向力的存在，所以選用角接觸球軸承。軸段和軸段直徑應既便于安裝，又應符合軸承內徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為7314c，由表11-91，查得軸承內徑，外徑，寬度，內圈定位軸肩直徑，外圈定位直徑，軸上定位端面圓角半徑最大為，對軸的力作用點與外圈大端面的距離，故取。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)，擋油環(huán)寬度初定為=12，故通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故。5）軸段的設計該段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，必須略大于，可初選，齒輪2輪轂的寬度范圍為（1.21.5）=96120，介于齒輪寬度之間，取其輪轂等于齒輪寬度，其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，

28、軸段長度應比輪轂略短，由于，故取。6）軸段的設計該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為，取，則，齒輪左端面距箱體內壁距離為軸段的長度，其中為箱體內壁的距離，為軸承端面至箱體的距離。7）軸段與軸段的長度設計軸段的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承端蓋連接螺栓為螺栓gb/t 5781 m625，其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間干涉，故取聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10，則有軸段的長度8）軸上力作用點的距離軸承反力的作用點與外圈大端面的距離，9.3.5鍵連接聯(lián)軸器與軸段及齒輪4與軸段間均采用a型普通平鍵連接，查表8-31得

29、其型號分別為鍵 gb 1096-79，鍵 gb 1096-799.3.6軸的受力分析1）畫出軸的受力分析圖 軸的受力簡圖如圖8（a）所示，2）支承反力在水平面上為 在垂直平面上為軸承1總支承反力為軸承2總支承反力為圖8 低速軸的受力分析3）彎矩、畫彎矩圖彎矩圖如圖3（b）、（c）、（d）所示在水平面上，剖面右側為 剖面左側為 在垂直平面上，剖面為 合成彎矩，剖面左側為剖面右側為轉矩圖如圖3（e）所示，9.3.7校核軸強度因剖面右側彎矩大，同時截面還作用有轉矩，故剖面右側為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為彎曲應力為 扭剪應力 按彎扭合成強度進行強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按

30、脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當量應力為由表8-261查得45鋼調質處理抗拉強度極限，由表8-321用插值法查得軸的許用彎曲應力，強度滿足要求9.3.8校核鍵強度聯(lián)軸器處的鍵的擠壓應力為 齒輪4處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由表8-331查得，強度足夠9.3.9校核軸承壽命1）計算軸承的軸向力由表11-91查7314c軸承得，。由表9-101查7314c軸承內部軸向力計算公式，則軸承1、2的內部軸向力分別為，外部軸向力a=428.38n，各軸向力方向如圖9所示所以，1被放松，2被壓緊則兩軸承的軸向力分別為 ，圖9 低速軸軸承的布置及受力2）計算當量動載荷由，由表11-91得

31、，因，故，則軸承1的當量動載荷為由，由表11-91得，因，故，則軸承2的當量動載荷為3）校核軸承壽命因，故只需校核軸承2，,軸承在100一下工作，查表8-341得。對于減速器查表8-351得載荷系數(shù)。則軸承2的壽命為因為，故軸承壽命足夠，滿足要求。9.4 軸設計的主要參數(shù)9.4.1 軸的數(shù)據(jù) 低速軸的尺寸7070803596477040601005557.577.3108.8109.2 高速軸的尺寸2430305135294010554674010.5352980.2153.358.8 中間軸的尺寸 45415010558950604543.5108.993.556.19.4.2 聯(lián)軸器的選擇

32、 高速級彈性柱銷聯(lián)軸器型號公稱轉矩許用轉速軸的直徑電動機軸孔直徑lx256063001630 低速級彈性柱銷聯(lián)軸器型號公稱轉矩許用轉速軸的直徑ml835502900709.4.3 軸承的選擇高速軸角接觸球軸承軸承代號ddba7209c45851916.4中間軸角接觸球軸承軸承代號ddba7207c35721714.2低速軸角接觸球軸承軸承代號ddba1314c701503529.210 減速器箱體的結構尺寸10.1 箱座高度對于傳動件采用浸油潤滑的減速器，箱座高度除了應滿足齒頂圓到油池底面的距離不小于3050mm外，還應使箱體能容納一定量的潤滑油，以保證潤滑和散熱。設計時，在離開大齒輪頂圓為3

33、050mm處，畫出箱體油池底面線，并初步確定箱座高度為，其中為大齒輪頂圓半徑，為箱座底面至箱座油池底面的距離。10.2 箱體壁厚箱體要有合理的壁厚。軸承座、箱體底座等處承受的載荷較大，其壁厚應更厚一些。具體參數(shù)可參照表3-12。10.3 軸承座螺栓凸臺的設計為提高剖分式箱體軸承座的剛度，軸承座兩側的螺栓應盡量靠近。軸承座旁螺栓凸臺的螺栓孔間距，為軸承蓋外徑。若s值過小，螺栓容易與軸承蓋螺釘孔或箱體軸承座旁的輸油溝相干涉。螺栓凸臺高度與扳手空間的尺寸有關。參照表3-1確定螺栓直徑和c1、c2，根據(jù)c1用作圖法可確定凸臺高度。10.4 設置加強肋板為了提高軸承座附近箱體剛度，在平壁式箱體上可適當設

34、置加強肋板。結構見圖9-42。10.5 箱蓋外輪廓的設計箱蓋頂部外輪廓常以圓弧和直線組成。大齒輪所在一側的箱蓋外表面圓弧半徑，為大齒輪頂圓直徑，為箱蓋壁厚。通常情況下，軸承座旁螺栓凸臺處于箱蓋圓弧外側。10.6 箱體凸緣尺寸箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣、箱底座凸緣要有一定寬度，可參照表3-12確定。軸承座外端面應向外凸出510mm，以便于切削加工。箱體內壁至軸承座孔外端面的距離為箱體凸緣聯(lián)接螺栓應合理布置，螺栓間距不宜過大，一般減速器不大于150200，大型減速器可再大些。10.7 箱體具體尺寸名稱代號尺寸高速級中心距157低速級中心距274下箱座壁厚10下箱座壁厚10下箱座剖分面處凸緣厚度16下箱座剖

35、分面處凸緣厚度16地腳螺栓厚度20箱座上的肋厚10箱蓋上的肋厚12地腳螺栓直徑m20地腳螺栓通孔直徑22地腳螺栓沉頭座直徑36底腳凸緣尺寸（扳手空間）2624地腳螺栓數(shù)目4軸承旁連接螺栓（螺釘）直徑m16軸承旁連接螺栓通孔直徑20軸承旁連接螺栓沉頭座直徑30剖分面凸緣尺寸（扳手空間）2220上下箱連接螺栓（螺釘）直徑m10上下箱連接螺栓通孔直徑11.5上下箱連接螺栓沉頭座直徑24箱緣尺寸（扳手空間）1614軸承蓋螺釘直徑m8檢查孔蓋連接連接螺栓直徑m6圓錐定位銷直徑10減速器中心高h260軸承旁凸臺高度h80軸承旁凸臺半徑60軸承端蓋外徑146，70，68軸承旁連接螺栓距離s128，100，72箱體外壁至軸承座端面的距離k20大齒輪頂圓與箱體內壁間距離25齒輪端面與箱體內壁間距離2511潤滑油選擇計算軸承選用zn-3鈉基潤滑脂潤滑，齒輪選擇n220工業(yè)齒輪油，潤滑油深度為0.64，箱體底面尺寸，箱體內所裝潤滑油量為該減速器所傳遞功率為。對于二級減速器，每傳遞的功率，所需油量為，則該減速器所需油量為，潤滑油量滿足要求。12 裝配圖與零件圖12.1 附件的設計與選擇12.1.1檢查孔及檢查孔蓋窺視孔應設在