機械設計課程設計二級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書

1、 機械設計基礎課程設計帶式傳輸機的傳動裝置設計兩級圓柱齒輪減速器13機制4班梁子京201330230416指導教師 汪劉一學院名稱工程學院 專業(yè)名稱機械設計制造及其自動化論文日期2015年12月20 日 論文答辯日期2016年1月4 日目 錄1 、系統(tǒng)總體方案設計-4 -1.1 電動機選擇 -4- 1.2 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算- 5 -2、傳動零件的設計計算-6 -2.1 高速級齒輪的設計-6 -2.2 低速級齒輪的設計- 13 -3、軸的設計-20 -3.1高速軸設計- 20 -3.2中間軸設計- 26 -3.2低速軸設計- 30 -4.鍵的設計與校核.- 35-4.1高速軸上鍵的設計

2、與校核- 35 -4.2中間軸上鍵的設計與校核- 36 -4.3低速軸上鍵的設計與校核- 36 -5.滾動軸承的校核- 36 -5.1計算高速軸的軸承- 36 -5.2計算中間軸的軸承-37 -5.3計算低速軸的軸承- 38 -6.箱體的設計及各附件的設計-38 - 6.1鑄造減速箱主要的結構尺寸-38 - 6.2各部件附屬零件的設計-39 - 6.3浸潤方式和減速器密封的確定-40 -7、參考資料課程設計說明書已知技術參數(shù)和條件技術參數(shù)：輸送帶的牽引力：2800N 輸送帶速度：1、4m/s 卷筒直徑：350mm運輸速度允許誤差:±5%1 、系統(tǒng)總體方案設計1.1 電動機選擇（1）選

3、擇電動機的類型和結構因為裝置的載荷平穩(wěn)，且在有粉塵的室內環(huán)境下工作，溫度不超過35，因此可選用Y系列三相異步電動機，它具有國際互換性，有防止粉塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點，B級絕緣，工作環(huán)境也能滿足要求。而且結構簡單、價格低廉。 （2）確定電動機功率和型號 運輸帶機構輸出的功率： 減速器的總效率為：輸送帶卷筒的總效率為：傳動系得總的效率: 電動機所需的功率為： 由題意知，選擇Y132S-4比較合理，額定功率=5.5kw,滿載轉速1440r/min.。1.2 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算（1）各傳動比的計算卷筒的轉速總傳動比: 則減速器的傳動比為：高速級齒輪傳動比：；低速級圓柱齒輪傳動比

4、:（2）各軸的轉速可根據(jù)電動機的滿載轉速和各相鄰軸間的傳動比進行計算，轉速（r/min）。 高速軸 中間軸 低速軸 滾動軸 （3）各軸的輸入功率（kw） 高速軸 中間軸 低速軸 滾動軸 （4）各軸輸入扭矩的計算（） 高速軸 中間軸 低速軸 滾動軸 將以上算得的運動和動力參數(shù)列表如下：項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III滾動軸轉速（r/min）144014402887676功率（kW）5.5 5.4455.28 5.135.02轉矩（N·m）36.48 36.11 175.08 644.63 630.80傳動比1 ： 5 ： 3.8 ： 1效率0.99 0.97 0.97 0.

5、982、傳動零件的設計計算 因減速器中的齒輪傳動均為閉式傳動，且所受的負載且小，其失效形式主要是點蝕，故先按齒面接觸疲勞強度的要求設計。對于兩級傳動的齒輪可設計為：運輸機要求的速度為1.4m/s，速度不高，故選用7級精度的直齒輪。材料的選擇：選擇兩個小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，兩個大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS，較硬的小齒輪對較軟的大齒輪會其比較明顯的冷作硬化效應，從而提高大齒輪齒面的疲勞極限。2.1 高速級齒輪的設計2.1.1試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為。精度選為7級。 2.1.2按齒面接觸強度設計（一）試算小齒輪分度圓直徑按

6、式（1021）試算，即 1)確定公式內的各計算數(shù)值(1)試選K1.3 (2)計算小齒輪傳遞的轉矩。 (3)選取尺寬系數(shù)d1(4)查區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5(5)彈性影響系數(shù)ZE189.8(6)計算重合度系數(shù)：Z (7)計算接觸疲勞許用應力查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限MPa；計算應力循環(huán)次數(shù)60n1jLh6014401（18365）2.52288查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.92；0.95 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，得 0.92×600MPa552MPa 0.95×550MPa522.5MPa 取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力 =522.

7、5MPa2) 試算小齒輪分度圓直徑1 d1=41.58mm（二）調整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備（1）計算圓周速度=3.133m/s（2） 計算齒寬bb=d=1×41.58mm=41.58mm（3） 模數(shù)m m1=d/z1=1.808（4） 齒高hh=2.25m1=4.068 b/h=9.7392）計算實際載荷系數(shù)（1）查表得使用系數(shù)=1（2）根據(jù)=3.133m/s，7級精度，查圖取=1.38（3）齒輪的圓周力=2=236110/41.58=/b=1/41.58 N/mm=41.77 N/mm<100 N/mm查表得 (4)查表并用插值法可得綜上， = =1

8、×1.38×1.2×1.450 =2.40123）=41.58×=51.0209mm相應的齒輪模數(shù)：m=d1/z1=1.8082.1.3按齒根彎曲強度設計（一）由式(107)試算模數(shù) mt1） 確定公式中的各參數(shù)值（1） 試選KFt=1.3（2） 由式10-5計算彎曲疲勞強度用重合系數(shù) 由上面計算可知 （3） 由圖10-17、10-18查得齒形系數(shù)、應力修正系數(shù)YFa1=2.65 YFa2=2.23 Ysa1=1.58 Ysa2=1.76 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S

9、=1.4 由式10-14得因為大齒輪的大于小齒輪，取2） 試算模數(shù) mt（二）調整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 （1）圓周速度v d1=mtZ1=2.7722723=63.8mm （2）齒寬 （3）寬高比b/h 2）計算實際載荷系數(shù)KF （1）根據(jù)v=4.808m/s，7級精度，由圖10-8查得Kv=1.06 （2）由Ft=2T1/d1=23.611/63.8=1.9625NKAFt1/b=11.9625/63.8=40.76N/mm<100N/mm查表10-3得 （3）由表10-4用插值法得，結合 查圖10-13得， 綜上，載荷系數(shù)為 3） 由式10-13，按實際載荷系數(shù)

10、算得的齒輪模數(shù) 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞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分度圓直徑有關，故取按彎曲疲勞強度計算得到的模數(shù)m并取標準值3，取按接觸疲勞強度計算得到的分度圓直徑d1=63.8則小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=63.8/3=21.27，取Z1 =22，則大齒輪齒數(shù) Z2=uZ1=522=110, 取Z2 =111。Z1和z2互為質數(shù)。 2.1.4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 d1=mZ1=3.022=66mm d2=mZ2=3.0111=333mm（2）計算中心距 a=(+)/2=(66+333)/2=199.5mm，（3）計算齒輪寬度 b

11、=d=166=66mm 考慮到安裝誤差，并且為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般講小齒輪略加寬（510）mm，所以小齒輪齒寬為： b1=b+(510)=7176mm 而大齒輪的齒寬等于設計齒寬， b2=b=66mm 2.1.5圓整中心距后的強度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計和制造，為此可以通過調整傳動比、改變齒數(shù)或變位系數(shù)法進行圓整調整。本設計中采用變位系數(shù)法將中心距圓整至=200，其他幾何參數(shù)保持不變。1） 計算變位系數(shù)和（1） 計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒高降低系數(shù)。（2） 分配變位系數(shù)x1、x2由圖10-21a可知，坐標點位于L12、L13之間，過該點作

12、射線，從Z1、Z2作垂直線，與射線交點的縱坐標分別是x1=0.38，x2=0.132)齒面接觸疲勞強度校核校核公式： （1） 由前面計算可知（2） 計算1. 2. d=42mm，查圖10-8得 Kv=1.0853.由由表10-3 4.由表10-4用插值法求得綜上可以算出 （3）由于 查圖可得（4） 綜上齒面接觸疲勞強度滿足要求。3）齒根彎曲觸疲勞強度校核校核公式 （1）計算 1 2由前面齒面接觸疲勞強度校核的計算可知 3由 由表10-3 4由表10-4用插值法求得 根據(jù) 可得 結合、查圖10-13得 綜上可以算出 （2）T1= （3）由圖10-17、10-18得 （4） 由前面齒面接觸疲勞強度

13、校核的計算可知 故 綜上，結合、，代入得2.1.5小結 實際傳動比為： 誤差為： 由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪3667122大齒輪3333661112.2 低速級齒輪的設計2.2.1試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為，取。精度選為7級。 2.2.2按齒面接觸強度設計（一）試算小齒輪分度圓直徑按式（1021）試算，即 1)確定公式內的各計算數(shù)值(1)試選K1.5 (2)計算小齒輪傳遞的轉矩。 (3)選取尺寬系數(shù)d1(4)查區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5(5)彈性影響系數(shù)ZE189.8(6)計算重合度系數(shù)：Z (7)計算接觸疲勞許用應力查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限MP

14、a；計算應力循環(huán)次數(shù)60n1jLh602881(18365)0.5045查得接觸疲勞壽命系數(shù):1.0；1.0 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，得 1.0×600MPa600MPa 1.0×560MPa550MPa 取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力 =550MPa2)試算小齒輪分度圓直徑=65.36mm（二）調整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備（1）計算圓周速度=0.985m/s（2）計算齒寬bb=d=1×65.36mm=65.36mm2）計算實際載荷系數(shù)（1）查表得使用系數(shù)=1（2）根據(jù)=985m/s，7級精度，查圖取=1.04（3）齒輪的圓周

15、力=2=218.0554×/65.36=/b=15524.9/65.36 N/mm=84.53 N/mm<100 N/mm查表得 (4)查表并用插值法可得綜上， = =1×1.04×1.2×1.4215=1.7743）=65.36×=69.119mm m=3.142mm2.2.3按齒根彎曲強度設計（一）由式(107)試算模數(shù) mt4） 確定公式中的各參數(shù)值（4） 試選KFt=1.5（5） 由式10-5計算彎曲疲勞強度用重合系數(shù)（6） 由圖10-17、10-18查得齒形系數(shù)、應力修正系數(shù)YFa1=2.75 YFa2=2.23 Ysa1=1.

16、57 Ysa2=1.78 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 由式10-14得取，即取5） 試算模數(shù) mt（二）調整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 （1）圓周速度v d1=mtZ1=2.30422=50.688mm （2）齒寬 （3）寬高比b/h 2）計算實際載荷系數(shù)KF （1）根據(jù)v=0.7640m/s，7級精度，由圖10-8查得Kv=1.02 （2）由Ft=2T1/d1=218.0554/50.688=7.124NKAFt1/b=17.124/50.688=140.54N/mm>10

17、0N/mm查表10-3得 （3）由表10-4用插值法得，結合 查圖10-13得， 綜上，載荷系數(shù)為 6） 由式10-13，按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞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分度圓直徑有關，故取按彎曲疲勞強度計算得到的模數(shù)m并取標準值2.5，取按接觸疲勞強度計算得到的分度圓直徑的d1=50.688mm則小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=50.688/2.5=20.27，取Z1 =21，則大齒輪齒數(shù) Z2=uZ1=3.821=79.7, 取Z2 =80。 2.2.4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 d1=mZ1=2.521=

18、52.5mm d2=mZ2=2.580=200mm（2）計算中心距 a=(+)/2=(52.5+200)/2=126.25mm，（3）計算齒輪寬度 b=d=152.5=52.5mm 考慮到安裝誤差，并且為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般講小齒輪略加寬（510）mm，所以小齒輪齒寬為： b1=b+(510)=57.562.5mm 取b1=62.5 而大齒輪的齒寬等于設計齒寬， b2=b=52.5mm 2.2.5圓整中心距后的強度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計和制造，為此可以通過調整傳動比、改變齒數(shù)或變位系數(shù)法進行圓整調整。本設計中采用變位系數(shù)法將中心距a圓整至=127，其他幾何參數(shù)

19、保持不變。2） 計算變位系數(shù)和（1）計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒高降低系數(shù)。（2）分配變位系數(shù)x1、x2由圖10-21a可知，坐標點位于L14、L15之間，過該點作射線，從Z1、Z2作垂直線，與射線交點的縱坐標分別是x1=0.502，x2=0.5422)齒面接觸疲勞強度校核校核公式： （1）由前面計算可知（2）計算1. 2. d=52.5mm，查圖10-8得 Kv=1.0453.由由表10-3 4.由表10-4用插值法求得綜上可以算出（3）求由于 查圖可得（4）計算 綜上滿足要求。3）齒根彎曲觸疲勞強度校核校核公式 （1）計算 1 2由前面齒面接觸疲勞強度校核的計算可知3

20、. 由 由表10-3 4由表10-4用插值法求得 根據(jù) 可得 結合、查圖10-13得 綜上可以算出（2）T1=（3） 由圖10-17、10-18得 （4） 由前面齒面接觸疲勞強度校核的計算可知 故 綜上，結合、，代入得2.2.5小結 實際傳動比為： 誤差為： 由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2.552.562.521大齒輪2.520052.5803、軸的設計3.1高速軸設計1.由前面計算可知2.求作用在齒輪上的力由前面計算知高速級小齒輪直徑3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45，調質處理。由設計要求知，軸只做單向旋轉，故取較大值40MPa，取較小值108，于是高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸

21、器處的直徑，為了使軸直徑與聯(lián)軸器適應，先選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1取，由前面計算可知電動機軸的扭矩查GB/T 5843-2003知可以選用GY2聯(lián)軸器，其公稱轉矩63N/m，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，軸徑，故選。4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示： （2）根據(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)軸器對的軸向定位要求，I-II軸段右端制出一軸肩，故取II-III段直徑；左端用擋圈定位，按軸端直徑去擋圈直徑D=22mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比略短一些，取。2）初步選

22、擇滾動軸承。因軸承主要只承受徑向力的作用，并由，可選用深溝球軸承，現(xiàn)初選0基本游隙組、0級公差的深溝球軸承6304，其尺寸為，故，。3）取安裝齒輪處的軸徑，右端軸肩承采用套筒進行定位，為使套筒壓緊齒輪，應略短于輪轂寬度50mm，故。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h=（23）R,查表15-2知R=1mm，故h=3mm，軸環(huán)寬度，取。由手冊上查得61903型軸承安裝尺寸，故取4）此處軸承端蓋的總寬度為15mm,為了拆裝方便，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離為l=15mm，所以。5）取齒輪與箱體間的距離，取高速級齒輪與低速級齒輪之間的距離，考慮鑄造誤差，在確定軸承位置時應距箱體一段距離s，取，

23、已知滾動軸承寬度B=15mm，低速級大齒輪齒寬為52.5mm，（3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器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36mm，同時為了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過盈配合；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器的配合選用。滾動軸承與軸的軸向定位是有過渡配合來保證的，此處選擇的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角 參考表15-2，取軸端倒角為C1，各軸肩處圓角半徑如零件圖所示。5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。由前面計算知 兩支撐點之間距離為：AC=7.5+89+5+48+32

24、-7.5=174mm，AB=7.5+89+5+50/2=126.5mmBC=47.5mm畫出彎矩圖、扭矩圖如下：計算得： 6.按彎扭組合合成應力校核軸的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 前面已選定軸的材料為45鋼，查表15-1得，所以是安全的。3.2中間軸設計1.由前面計算可知2.求作用在齒輪上的力由前面計算知低速級小齒輪直徑高速級大齒輪直徑3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45，調質處理。由設計要求知，軸只做單向旋轉，故取較大值40MPa，取較小值115，于是高速軸的最小直徑是安裝軸承處的直徑，為了使軸直徑與軸承適應，先選取軸承型號。因軸承主要只承受徑向力的作用，可選用深溝球軸承，現(xiàn)初

25、選0基本游隙組、0級公差的深溝球軸承6306，其尺寸為，所以軸的最小直徑為30mm，。4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示：（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）取與低速小齒輪配合的軸段，齒輪左端通過套筒定位，故與齒輪配合的軸段長度應略小于齒輪寬度62.5，??；齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h=（23）R,查表15-2知R=1.2mm，故h=2.4mm，軸環(huán)寬度，取。同理，取與高速大齒輪配合的軸段，2）取齒輪與箱體間的距離，取高速級齒輪與低速級齒輪之間的距離，考慮鑄造誤差，在確定軸承位置時應距箱體一段距離s，取，已知滾動軸承寬度B=19mm， , （3）軸上零件的周

26、向定位 兩齒輪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56mm，同時為了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過盈配合；同樣，按，選用平鍵，配合選用。滾動軸承與軸的軸向定位是有過渡配合來保證的，此處選擇的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角 參考表15-2，取軸端倒角為C1，各軸肩處圓角半徑如零件圖所示。5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。由前面計算知 兩支撐點之間距離為：AD=62.25+74+45.75=182mm，而AB=22.5+74-19/2-62.5/2=55.75mm，BC=62.5/2+15+66/2=

27、79.25mm，CD=40+54-19/2-66/2=51.5mm，畫出彎矩圖、扭矩圖如下：計算得： 6.按彎扭組合合成應力校核軸的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 前面已選定軸的材料為45鋼，查表15-1得，所以是安全的。3.3低速軸設計： 1.由前面計算可知2.求作用在齒輪上的力由前面計算知低速級大齒輪直徑3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45，調質處理。由設計要求知，軸只做單向旋轉，故取較大值40MPa，取較小值108，于是高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使軸直徑與聯(lián)軸器適應，先選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1取，由前面計算可知電動機軸的扭矩查GB/T 50

28、14-2003知可以選用LX3聯(lián)軸器，其公稱轉矩1250N/m，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，軸徑，故選。4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖所示：（2）根據(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)軸器對的軸向定位要求，VII-VIII軸段左端制出一軸肩，故取VI-VII段直徑；右端用擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故VII-VIII段的長度應比略短一些，取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承主要只承受徑向力的作用，并由，可選用深溝球軸承，現(xiàn)初選0基本游隙組、0級公差的深溝球軸承6209，

29、其尺寸為，故，。3）取安裝齒輪處的軸徑，左端軸肩承采用套筒進行定位，為使套筒壓緊齒輪，應略短于輪轂寬度68mm，故。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h=（23）R,查表15-2知R=2mm，故h=4mm，軸環(huán)寬度，取。由手冊上查得6209型軸承的安裝尺寸為，故取4）軸承端蓋的總寬度為20mm,為了拆裝方便，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離為l=10mm，所以。5）前面已取齒輪與箱體間的距離，取高速級齒輪與低速級齒輪之間的距離，考慮鑄造誤差，在確定軸承位置時應距箱體一段距離s，取，已知滾動軸承寬度B=19mm，高速級大齒輪齒寬為66mm，（3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采

30、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45mm，同時為了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過盈配合；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器的配合選用。滾動軸承與軸的軸向定位是有過渡配合來保證的，此處選擇的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角 參考表15-2，取軸端倒角為C1.2，各軸肩處圓角半徑如零件圖圖所示。5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。由前面計算知 兩支撐點之間距離為：AC=36-19/2+66+8+82+19/2=190mm，AB=36+66-19/2-52.5/2=66.25mmBC=116mm畫出彎矩圖、

31、扭矩圖如下：計算得： 6.按彎扭組合合成應力校核軸的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 前面已選定軸的材料為45鋼，查表15-1得，所以是安全的。4.鍵的設計與校核選擇A型普通鍵 =1201504.1高速軸上鍵的設計與校核 （1）與聯(lián)軸器聯(lián)接的軸直徑為d=16mm，已選鍵的尺寸如下： b×h=5×5，L=25mm，則工作長度 l=L-b=20 k=0.5h=2.5所以強度 所以所選鍵為: bhL=5525 （2）與小齒輪聯(lián)接的軸直徑為d=22mm，已選鍵的尺寸如下：b×h=6×6，L=36mm，則工作長度 l=L-b=30 k=0.5h=3所以強度 所

32、以所選鍵為: bhL=6636 4.2中間軸上鍵的設計與校核（1）與小齒輪聯(lián)接的軸直徑為d=34mm，已選鍵的尺寸如下： b×h=10×8，L=56mm，則工作長度 l=L-b=46 k=0.5h=4所以強度 所以所選鍵為: bhL=108*56 （2）與大齒輪聯(lián)接的軸直徑為d=34mm，已選鍵的尺寸如下：b×h=10×8，L=28mm，則工作長度 l=L-b=18 k=0.5h=4所以強度 所以所選鍵為: bhL=10828 4.3低速軸上鍵的設計與校核（1）與聯(lián)軸器聯(lián)接的軸直徑為d=40mm，已選鍵的尺寸如下： b×h=12×8，

33、L=63mm，則工作長度 l=L-b=51 k=0.5h=4所以強度 所以所選鍵為: bhL=12863 （2）與大齒輪聯(lián)接的軸直徑為d=52mm，已選鍵的尺寸如下：b×h=16×10，L=50mm，則工作長度 l=L-b=34 k=0.5h=5所以強度 所以所選鍵為：bhL=161050 5.滾動軸承的校核5.1計算高速軸的軸承(1)已知兩軸承徑向反力： (2)=1.01.2，載荷平穩(wěn)，則取=1.1。 初步計算當量動載荷P， P=1.11075.86=1183.446N計算軸承6304的壽命：額定壽命T=1836510h=29200h查表得C=13500N>2920

34、0h故可以選用。5.2計算中間軸的軸承(1)已知 兩軸承徑向反力： (2)=1.01.2，載荷平穩(wěn)，則取=1.1。 初步計算當量動載荷P， P=1.12816.3=3097.93N計算軸承6306的壽命：額定壽命T=1836510h=29200h查表得C=27000N>29200h故可以選用。5.3計算低速軸的軸承(1)已知 兩軸承徑向反力： (2)=1.01.2，載荷平穩(wěn)，則取=1.1。 初步計算當量動載荷P， P=1.12387.13=2625.84N計算軸承6209的壽命：額定壽命T=1836510h=29200h查表得C=31500N>29200h故可以選用。6.箱體的設計

35、及各部位附屬零件的設計 箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的齒合精度，使箱體內有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約見減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，目前尚無成熟的計算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。 箱體選用灰鑄鐵HT40018，布氏硬度。6.1鑄造減速箱體主要結構尺寸名 稱符號尺寸關系取 值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚10mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度12mm箱座底凸緣厚度20mm地腳螺釘直徑16mm地腳螺釘數(shù)目a<250mm6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑12mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑10mm視孔蓋螺釘直徑6mm定位銷直徑8mm至直外箱壁距離e查手冊16mm至凸緣邊緣距離e查手冊14mm軸承旁凸臺半徑14mm凸臺高度30mm外箱壁至軸承座端面距離2e+（510）40mm大齒輪頂圓與內箱壁距離32mm箱蓋箱座肋厚mm=10mm軸承端蓋外徑120 85mm102mm6.2各部位附屬零件的設計窺視孔蓋與窺視孔：在減速器