河南理工大學機械設計減速器課程設計

1、機械設計課程設計姓 名： 楊光 班 級： 機制1001 學 號： 311004000224 指導教師： 楊現(xiàn)卿 成 績： 2013 年 7 月11日目 錄1. 設計目的 22. 設計方案及要求 23. 電機選擇 34. 裝置運動動力參數(shù)計算 45. 齒輪設計 66. 軸類零件設計167. 軸承的壽命計算328. 鍵連接的校核339. 潤滑及密封類型選擇 3510. 減速器附件設計 3511. 箱體結構設計 3612. 課程設計心得體會 3813. 參考文獻 381. 設計目的機械設計基礎是一門培養(yǎng)學生獲得機械設計能力的技術基礎課程。在工科高等院校的大多數(shù)專業(yè)教學計劃中，它是一門重要的專業(yè)技術基

2、礎課程。根據(jù)課程教學基本要求，有兩個極其重要的教學環(huán)節(jié)，一個是理論教學，另一個就是課程設計。在經過理論教學后所進行的課程設計是一個極其重要的實踐性教學環(huán)節(jié)，也是學生第一次較全面的設計能力訓練，應使學生達到如下的幾個目的：(1) 學生學會綜合運用本課程及其它相關先修課程中所學到的理論和生產實踐知識，分析和解決機械設計問題，并使這些知識得到鞏固、提高。(2) 初步樹立起正確的設計思想，掌握一般機械設計的基本方法和技能，培養(yǎng)學生觀察、提問、分析和解決問題的獨立設計工作能力，訓練設計構思和創(chuàng)新精神。(3) 培養(yǎng)學生熟練地應用機械設計手冊、圖冊、圖表、國家標準(gb)、部頒標準(jb等)和規(guī)范，提高學生

3、有關計算、繪圖、數(shù)據(jù)處理、撰寫學術總結(報告)等機械設計的基本技能。2. 設計方案及要求據(jù)所給題目：設計一鏈式輸送機的傳動裝置(兩級展開式圓柱直齒輪減速器)，方案圖如下圖1：1-電動機 2聯(lián)軸器 3減速器 4聯(lián)軸器 5-輸送帶圖1技術與條件說明：1) 傳動裝置的工作年限為10年，每年按300天計算，每天16小時計算；2) 工作情況：單向運轉，工作中載荷有輕微振動；3) 運動要求：工作機允許速度誤差5%，輸送機效率0.96；4) 檢修周期：大修期限3年；5) 專門工廠小批量生產。設計要求： 1) 減速器裝配圖1張 (a1)； 2) 零件圖2張 (a2，低速級齒輪，低速級軸)； 3) 設計計算說明

4、書一份，按指導老師的要求書寫； 4) 相關參數(shù)：運輸鏈工作拉力f=2.1kn，輸送帶速度v=1.9，卷筒直徑d=340mm。3. 電機選擇3.1 電動機類型的選擇按工作要求和工作條件選用y系列鼠籠三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380v。3.2 選擇電動機的容量工作機有效功率p=,根據(jù)任務書所給數(shù)據(jù)f=2.1kn，v=1.9。則有：p = = 21001.9/1000 = 3.99 kw從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為：=式中，分別為滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率。據(jù)機械設計手冊知：= 0.99，= 0.97，= 0.99，則有：= = 0.89所以電動機所需的工

5、作功率為： p=4.98kw 取ped=5.5kw3.3 確定電動機的轉速按推薦的兩級展開式圓柱直齒輪減速器傳動比i=860，則系統(tǒng)的傳動比范圍應為：i=i=860工作機卷筒的轉速為n= 所以電動機轉速的可選范圍為n=i=(860)107=(8566420)符合這一范圍的同步轉速只有1000r/min、1500r/min、3000r/min三種。考慮重量和價格,確定電機的型號為y132s1-4。其滿載轉速為1440r/min,額定功率為5.5 kw。4. 裝置運動動力參數(shù)計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1) 傳動裝置總傳動比 i=2) 分配到各級傳動比 因為i=i，則i=13.5，

6、分配減速器傳動比，參考機械設計指導書：按展開式布置方式，考慮潤滑條件，取高速級傳動比，所以，分配齒輪傳動比得高速級傳動比為，低速級傳動比為。4.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算電動機軸：轉速：輸入功率：p=p=5.5kw輸出轉矩：t= 9.55= 9.55 = 3.65n軸（高速軸）轉速輸入功率：=輸入轉矩：t=9.55軸（中間軸）轉速：輸入功率：輸入轉矩：t=9.55軸（低速軸）轉速：n=輸入功率：輸入轉矩：n輸出軸：轉速：輸入功率：p=p =5.02=4.92 kw輸入轉矩： n各軸運動和動力參數(shù)表4.1表4.1軸 號功率（kw）轉矩（n）轉速（）電機軸5.53.651440軸5.453.

7、61440軸5.231.46343軸5.024.48107輸出軸4.924.391075.齒輪設計5.1 高速級齒輪設計1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1) 按圖1所示的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；(gb1009588)3) 材料的選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調質),硬度為280hbs，大齒輪的材料為45鋼(調質),硬度為240hbs，兩者硬度差為40hbs；4) 選小齒輪齒數(shù)為=20，大齒輪齒數(shù)可由=84，取84；2. 按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式(10-9a)進行試算，即：(1) 確定公式中各數(shù)值1) 試

8、選=1.3。2) 計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知： t=9.55。3) 由表10-7選取齒寬系數(shù)=1。4) 由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)=189.8mpa 5) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550mpa。 6) 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90；=0.92。 8) 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數(shù)s=1，有= = 0.90600 = 540 mpa= = 0.92550 = 506 mpa(2) 計算 1) 計算小齒輪的分度圓直徑d，代入中較小的值。

9、由設計計算公式(10-9a)可得： 2) 計算圓周速度v。 3) 計算齒寬bb=46.69mm 4) 計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 5) 計算載荷系數(shù)。跟據(jù)v=3. 25，8級精度，圖10-8得；直齒輪，=1；由表10-2查得使用系數(shù)；由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，；由， 查圖10-13得； 故載荷系數(shù)： 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：7) 計算模數(shù)m。3. 按齒根彎曲疲勞強度設計 由式(10-5)得彎曲疲勞強度的設計公式為(1) 確定公式內的各計算數(shù)值 1) 計算載荷系數(shù)。 2) 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 ， 3) 查取應力校正系數(shù) 由表

10、10-5查得, 4) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 5) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。6) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，則有：7) 計算大、小齒輪的 ，并加以比較經比較大齒輪的數(shù)值大。 (2) 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.67并就近圓整為標準值 m =2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)

11、，取,取4. 幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑(2) 計算中心距(3) 計算齒輪寬度取， 5. 大小齒輪各參數(shù)見下表高速級齒輪相關參數(shù)(單位mm)表5-1名稱符號計算公式及說明模數(shù)m2壓力角齒頂高齒根高(+)m = 2.5 mm全齒高=(+)m = 4.5 mm分度圓直徑齒頂圓直徑 齒根圓直徑基圓直徑中心距齒寬b155b250傳動比5.2 低速級齒輪設計1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1) 按圖1所示的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；(gb1009588)3) 材料的選擇。在同一減速器各級小齒輪(或大齒輪)的材料，沒有特殊情況，應選用

12、相同牌號，以減少材料品種和工藝要求，故查表10-1可選擇小齒輪材料為40 cr(調質)，硬度為250 hbs，大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為220 hbs，兩者硬度差為30 hbs；4) 選小齒輪齒數(shù)為=30，大齒輪齒數(shù)可由=3.230=96，取96；2. 按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式(10-9a)進行試算，即：(1) 確定公式中各數(shù)值1) 試選=1.8。2) 計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知： t=9.55。3) 由表10-7選取齒寬系數(shù)=1。4) 由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)=189.8mpa 5) 由圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=530mpa

13、；大齒輪的接觸疲勞強度極限=500mpa。6) 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) =0.92；=0.94。8) 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數(shù)s=1，有=0.92530=487.6mpa=0.94500=470mpa(2) 計算 1) 計算小齒輪的分度圓直徑,代入中較小的值。由設計計算公式(10-9a)可得： 2) 計算圓周速度。 3) 計算齒寬bb=179.75=79.75mm 4) 計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 5) 計算載荷系數(shù)。跟據(jù)v=1.43，8級精度，圖10-8得；直齒輪，=1；由表10-2查得使用系數(shù)；由表10-4用插值法查

14、得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，；由， 查圖10-13得；故載荷系數(shù)： 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：7) 計算模數(shù)m。m=3.07mm3. 按齒根彎曲疲勞強度設計 由式(10-5)得彎曲疲勞強度的設計公式為(1) 確定公式內的各計算數(shù)值 1) 計算載荷系數(shù)。 2) 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得， 3) 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得, 4) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。5) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。6) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，則有：7) 計算大、小齒輪的 ，并加以比較經比較大齒輪的

15、數(shù)值大。 (2) 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.25并就近圓整為標準值 m =2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，取,取4. 幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑(2) 計算中心距(3) 計算齒輪寬度 取，5. 大小齒輪各參數(shù)見下表低速級齒輪相關參數(shù)(單位mm)表5-2名稱符號計算公式及說明模數(shù)m2.5壓力角齒頂高齒根高(+)m = 3.125 mm全齒高=(+

16、)m = 5.625 mm分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑齒距中心距齒寬b3100.5b492.5傳動比6. 軸類零件設計6.1 i軸(高速軸)的設計計算1. 求軸上的功率，轉速和轉矩由前面算得 ，2. 求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為，而3. 初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑，一般按扭轉強度估算軸的直g徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據(jù)表15-3，取，于是得：因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%，故d=18mm；同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉p矩,查表14-1取。則：按計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件查表14-7可選用y2862型彈性套柱銷

17、聯(lián)軸器。其公稱轉矩為 63。半聯(lián)軸器孔徑，故取,半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。4. 軸的結構設計(1) 擬定軸上零件的裝配方案，通過分析比較，裝配示意圖6-1 圖6-1(2) 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，i-ii右端需制出一軸肩故ii-iii段的直徑；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故i-ii段長度應比略短一些，現(xiàn)取。2) 初步選擇滾動軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承目錄里初步選取標準精度級的深溝球軸承6208，其尺寸為，故而。中間滾動軸承

18、右端采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得6208型軸承的定位軸肩高度，取，因此。3) 取安裝齒輪處的軸段的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。4) 軸承端蓋的總寬度為12mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。跟據(jù)軸承端蓋和的拆裝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。5) 取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體一段距離，已知滾動軸承寬度，則取高中速兩軸上兩

19、小齒輪之間的距離已知中速軸上小齒輪寬度，則(3) 軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為50 mm。同時保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的接，選用平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為37 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處圓角半徑見圖6-1。5.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖 ( a - f ) 所示。( a )

20、( b )( c )( d )( e)( f )現(xiàn)將計算出小齒輪(危險截面)處的，和的值如下表6-1：表6-1 載荷水平面h垂直面v支反力f 彎矩m總彎矩扭矩t6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面a是軸的危險截面，則根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向扭轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由表15-1查得。因此，故安全。6.2 ii軸(中速軸)的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩由前面的計算得 ， 2.求作用在齒輪上的力已知中間

21、軸大小齒輪的分度圓直徑為, 同理可解得：3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑，一般按扭轉強度估算軸的直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據(jù)表15-3，取，于是得：因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%，故d=29mm；又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6207,其尺寸為：,故。 4.軸的結構設計 (1) 擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-2圖6-2(2) 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1) 取安裝大齒輪處的軸段的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知該齒輪輪轂的寬度為50mm，為了使

22、套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。2) 取安裝小齒輪處的軸段的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知該齒輪輪轂的寬度為100.5mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。3) 大小齒輪之間采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，考慮到高中速兩軸上兩小齒輪之間的距離，齒輪距箱體內壁的距離，取。 4) 齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體一段距離，已知滾動軸承寬度，則(3) 軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為38 mm。同時

23、保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為88 mm。同樣選擇齒輪輪轂與軸的配合為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處圓角半徑見圖6-2。5.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖 (gl) 所示。( g )( h ) ( i )( j )( k ) ( l )現(xiàn)將計算出小齒輪(危險截面)處的，和的值如下表6-2：表6-2 載荷水平面h垂直面v支反力f 彎矩m總彎矩扭矩t6.按彎扭合成應力校核軸的強度進行

24、校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面a和的右側是軸的危險截面，對該軸進行詳細校核，對于截面a，根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向扭轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由表15-1查得。因此，故安全。7.精確校核軸的疲勞強度(1) 判斷危險截面從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面ii-iii處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面a上的應力最大。截面ii的應力集中的影響和截面iii的相近，但截面iii的軸徑較大，故不必做強度校核。截面a上雖然應力最大

25、，但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端)，而且這里軸的直徑最大，故截面a也不必校核。因而該軸只需校核截面ii左右兩側即可。(2) 截面ii左側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側的彎矩m為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭矩應力軸的材料為45鋼，調制處理。由表15-1查得 由表3-8查得, 由附圖3-4查得由和得碳鋼的特性系數(shù)，故綜合系數(shù)為故截面ii左側的安全系數(shù)為故該軸在截面ii左側的強度也是足夠的。(3) 截面右側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面ii右側的彎矩m及彎曲應力為截面ii上的扭矩及扭矩應力由表3-8查得, 由附圖3-4查得由和得碳鋼的特性系數(shù)，故綜合系數(shù)為故

26、截面ii右側的安全系數(shù)為 故該軸在截面ii右側的強度也是足夠的。綜上所述該軸安全。6.3 iii軸(低速軸)的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩由前面的計算得 ， 2.求作用在齒輪上的力已知低速軸大齒輪的分度圓直徑為，則 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑，一般按扭轉強度估算軸的直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據(jù)表15-3，取，于是得：因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%，故d=42mm；同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩,查表14-1取。則：按計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件查表14-4可選用wh6型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩710。半聯(lián)軸器孔徑，故取,

27、半聯(lián)軸器長度。4.軸的結構設計(1) 擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-3圖6-3(2) 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，i-ii右端需制出一軸肩故ii-iii段的直徑；右端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故i-ii段長度應比略短一些，現(xiàn)取。2) 初步選擇滾動軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由軸承目錄里初步選取標準精度級的深溝球軸承6210，其尺寸為故而。iii-iv段滾動軸承右端采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得6210型軸承的定位軸肩高度，取，因

28、此。3) 取安裝齒輪處的軸段的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為92.5mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。4) 軸承端蓋的總寬度為15mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。跟據(jù)軸承端蓋和的拆裝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)軸器左端面間的距離，故取。5) 取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體一段距離，已知滾動軸承寬度，則取中低速兩軸上兩大齒輪之間的距離已知中速軸上大齒輪寬度，則 (3) 軸上零件的周向定位

29、齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為80 mm。同時保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為95 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處圓角半徑見圖6-35.求軸上的載荷先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖 (m-r) 所示。( m )( n )( o )( p )( q )( r )現(xiàn)將計算出小齒輪(危險截面)

30、處的，和的值如下表6-3：表6-3載荷水平面h垂直面v支反力f 彎矩m總彎矩扭矩t6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面a是軸的危險截面，則根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向扭轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由表15-1查得。因此，故安全。7.軸承的壽命計算7.1 i軸上的軸承6208壽命計算預期壽命：已知，,，則故 i軸上的軸承6208在有效期限內安全。7.2 ii軸上軸承6207的壽命計算預期壽命：已知，,，則故 ii軸上

31、的軸承6207在有效期限內安全。7.3 軸上軸承6210的壽命計算預期壽命：已知,，則 故iii軸上的軸承6210滿足要求。8.潤滑及密封類型選擇8.1 潤滑方式齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的六個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。8.2 密封類型的選擇1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2. 箱體結合面的密封 箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。3. 軸承箱體內，外側的密封 （1）軸承箱體內側采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側采用毛氈圈密封。9.減速器附件設計9.1 窺視孔及視孔蓋的選擇與設計窺視孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內注入潤

32、滑油。平時窺視孔用窺視孔蓋蓋住。為防止污物進入箱內及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質封油墊片，油孔處還有慮油網。 查表15-3選窺視孔和視孔蓋的尺寸分別為和。9.2 起吊環(huán)的設計為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。吊耳、吊環(huán)和吊鉤結構尺寸見表6-11。9.3 通氣器的選擇由于減速器運轉時，機體內溫度升高，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，以便達到體內為壓力平衡通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表6-7選型通氣帽。10.4 啟蓋螺釘?shù)倪x擇為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側凸緣上裝有1個起蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)

33、結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。9.4 定位銷的選擇為保證箱體的軸承座孔的加工精度及裝配精度，在箱體聯(lián)結凸緣的長度方向的對角位置各裝配一定位銷，兩銷的距離盡量遠一些，且距對稱線距離不等，以提高定位精度。同時應使定位銷裝拆時與其他零件不干涉，定位銷的長度應稍大于箱蓋、箱座連接凸緣總厚度，定位銷多用圓錐定位銷，在經過多次裝拆后仍能保證定位可靠，其結構尺寸間表11-1。9.5放油孔和放油螺塞的選擇放油孔設置在箱座底部油池的最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，箱座內底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。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，并加封油圈加以密封。查表6-10選型外六角螺塞。9.6 油面指示裝置設計油面指示裝置采用油標指示。油標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