浙江工業(yè)大學(xué)二級斜齒減速箱設(shè)計說明書

1、設(shè)計任務(wù) ：二級斜齒圓柱齒輪減速箱傳動方案。1.I軸 2.II軸 3.低速級小齒輪 4.低速級大齒輪5.III軸 6.高速級小齒輪 7.高速級大齒輪 8.減速箱體原始數(shù)據(jù)：項目參數(shù)工作拉力2700N運輸帶工作速度1.2m/s卷筒直徑500mm備注：工作壽命為5年（每年按365天計算），工作24小時，運輸機工作平穩(wěn)轉(zhuǎn)向不變。設(shè)計內(nèi)容計算及說明結(jié)果1.減速箱方案的擬定2.電機的選擇3.分配傳動比4.運動參數(shù)的計算5.高速級齒輪的設(shè)計計算6.低速級齒輪的設(shè)計計算7.高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計8. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計9. 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計10.軸承的壽命計算和校核11.鍵強度校核12 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計13 減速器的

2、附件14 潤滑和密封方式的選擇1. 減速箱方案的擬定1.1工作機器特征的分析由設(shè)計任務(wù)書可知：該減速箱的體積不是很大，屬于小型減速器,傳遞的功率也不是很大.由于工作運輸機工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變,使用壽命不長(15 年),故減速箱應(yīng)盡量設(shè)計成閉式,箱體內(nèi)用油液潤滑,軸承用脂潤滑.要盡可能使減速箱外形及體內(nèi)零部件尺寸小,結(jié)構(gòu)簡單緊湊,造價低廉,生產(chǎn)周期短,效率高。1.2傳動方案的擬定及說明（1）.斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒輪傳動平穩(wěn)，承載能力大、噪音小，能減輕振動和沖擊，若設(shè)計時、旋向選擇合理，可減輕軸的負荷，延長使用壽命，故此減速器的兩對齒輪均采用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）.高速級齒輪布置在遠離扭矩輸入

3、端，這樣可以減小軸在扭矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形，以及彎曲變形引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。2. 電機的選擇2.1 選擇電動機型號按設(shè)計任務(wù)書要求，選用Y型三相異步電動機，該型號電機可以直接接入三相交流電網(wǎng)，壽命長，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，使用維修方便，而且體積小，重量輕，價格便宜。2.2 電動機功率的確定工作機的有效功率為從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表1-7可知： ：聯(lián)軸器傳動效率 0.98（彈性聯(lián)軸器）：滾動軸承效率 0.995（滾子軸承） ：齒輪傳動效率 0.97（8級精度一般齒輪傳動） ：卷筒傳動效率 0.94所以電動機所需工作功率為 (3）確定電動機轉(zhuǎn)速按表2-3推

4、薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表12-1選定電動機型號為Y132M2-6。其主要性能和參數(shù)如下表1-1和1-2：表1-1 所選電機技術(shù)數(shù)據(jù)電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)Y132M-4 5.5 9603. 分配傳動比3.1 分配原則 各級傳動的傳動比不應(yīng)超過其傳動比的最大值。 使所設(shè)計的傳動系統(tǒng)的各級傳動

5、機構(gòu)具有最小的外部尺寸。 使二級齒輪減速器中，各級大齒輪的浸油深度大致相等以利實現(xiàn)油池潤滑。 使各級圓柱齒輪傳動的中心距保持一定比例。3.2計算高速級傳動比和低速級傳動比對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，一般按齒輪浸油潤滑要求，即各級大齒輪直徑相近的條件分配傳動比，常取。由設(shè)計要求可知，減速器總傳動比為,即。故取，4.運動參數(shù)的計算由于減速器是通用減速器，大批量生產(chǎn)。各零件的承載能力與電動機承載能力相對應(yīng)。因此以電動機的額定功率作為設(shè)計功率來計算。,分別表示、軸輸入功率（kw）,分別表示、軸的轉(zhuǎn)速（r/min）,分別表示、軸的扭矩（Nm）4.1 各軸的轉(zhuǎn)速4.2各軸的輸入功率 4.3各軸的轉(zhuǎn)矩將計

6、算結(jié)果匯總列表備用軸號轉(zhuǎn)速(r/min)功率(kw)扭矩()I9603.837.8II177.453.67197.5III45.843.54737.55.高速級齒輪的設(shè)計計算5.1選擇精度等級、材料及齒數(shù)（1）由表10-1，選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼，齒面硬度為200HBS。（2）由表10-6，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 。（4）初選螺旋角（5）壓力角5.2按齒面接觸強度計算5.2.1計算小齒輪分度圓直徑按式10-24，計算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中各參數(shù)值 試選載荷系數(shù) 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù) 計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩

7、由表10-7選取齒寬系數(shù) 由式10-5查材料的彈性影響系數(shù) 由式10-23得螺旋角系數(shù)， 由式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-25查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=550MPa和=450MPa。由式10-15計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為1%.安全系數(shù)為 S=1，由式10-14得取和的較小值作為該齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力，即2）試算小齒輪分度圓直徑5.2.2調(diào)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)準備圓周速度齒寬 2）計算實際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)，8級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)輪的圓周力為,

8、查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪對支承非對稱布置時，則載荷系數(shù)為3）由式10-12，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑為 5.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計5.3.1試算齒輪模數(shù)由式10-20試算齒輪模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值選載荷系數(shù)由式10-18，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)由式10-19，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)計算由當(dāng)量齒數(shù)查圖10-17，得齒形系數(shù)由圖10-18，查得應(yīng)力修改系數(shù)計算許用應(yīng)力，由圖10-24查得大小齒輪的齒根彎曲疲勞極限為，由圖10-22查得彎曲疲勞靜系數(shù)，取彎曲疲勞安全系數(shù)由式10-14，得因為大齒輪的大于小齒輪，所

9、以取2）計算齒輪模數(shù)5.3.2調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度齒寬 齒高及寬高比 2）計算實際載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)由，查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)由表10-4用插值法查得，結(jié)合，查圖10-13，得，則載荷系數(shù)為 對比計算結(jié)果，由齒面解除疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，來計算小齒輪的齒數(shù)，即,取，5.4幾何尺寸計算（1） 計算中心距考慮模數(shù)增大，為此將中心距減小圓整為145mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角(3)計算小

10、大齒輪的分度圓直徑(4)計算齒輪寬度取5.5圓整中心距的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，、和、等均發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。（1）齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式10-22中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出計算結(jié)果：，,，,。將它們代入式10-22，得到滿足齒面接觸疲勞強度條件。（2）齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式10-17中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出計算結(jié)果：，,，,。將它們代入式10-17，得到 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。5.6主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)，模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距

11、，齒寬，。小齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）,大齒輪選用45鋼（?；?。齒輪按8級精度設(shè)計。6.低速級齒輪的設(shè)計計算6.1選擇精度等級、材料及齒數(shù)（1）由表10-1，選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼，齒面硬度為200HBS。（2）由表10-6，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 。（4）初選螺旋角（5）壓力角6.2按齒面接觸強度計算6.2.1計算小齒輪分度圓直徑按式10-24，計算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中各參數(shù)值 試選載荷系數(shù) 由圖10-20查取區(qū)域系數(shù) 計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 由表10-7選取齒寬系數(shù) 由式10-5查材料的彈性影響系數(shù) 由式10

12、-23得螺旋角系數(shù)， 由式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-25查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=550MPa和=450MPa。由式10-15計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù) 取失效概率為1%.安全系數(shù)為 S=1，由式10-14得取和的較小值作為該齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力，即2）試算小齒輪分度圓直徑6.2.2調(diào)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)準備圓周速度齒寬 2）計算實際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)，8級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)輪的圓周力為,查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)由表10-4用插值法查得8級精度，小齒

13、輪對支承非對稱布置時，則載荷系數(shù)為3）由式10-12，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑為 6.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計6.3.1試算齒輪模數(shù)由式10-20試算齒輪模數(shù)，即1）確定公式中的各參數(shù)值選載荷系數(shù)由式10-18，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)由式10-19，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)計算由當(dāng)量齒數(shù)查圖10-17，得齒形系數(shù)由圖10-18，查得應(yīng)力修改系數(shù)計算許用應(yīng)力，由圖10-24查得大小齒輪的齒根彎曲疲勞極限為，由圖10-22查得彎曲疲勞靜系數(shù)，取彎曲疲勞安全系數(shù)由式10-14，得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）計算齒輪模數(shù)6.3.2調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)

14、據(jù)準備圓周速度齒寬 齒高及寬高比 2）計算實際載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)由，查表10-3的齒間載荷分配系數(shù)由表10-4用插值法查得，結(jié)合，查圖10-13，得，則載荷系數(shù)為 對比計算結(jié)果，由齒面解除疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，來計算小齒輪的齒數(shù)，即,取，6.4幾何尺寸計算（2） 計算中心距考慮模數(shù)增大，為此將中心距減小圓整為200mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角(3)計算小大齒輪的分度圓直徑(4)計算齒輪寬度取6.5圓整中心距的強度校核齒輪

15、副的中心距在圓整之后，、和、等均發(fā)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。（1） 齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式10-22中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出計算結(jié)果：，,。將它們代入式10-22，得到滿足齒面接觸疲勞強度條件。（2） 齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算式10-17中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出計算結(jié)果：，,，,。將它們代入式10-17，得到 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.6主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)，模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬，。小齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）,大齒輪選用45鋼（?；?。齒輪按

16、8級精度設(shè)計。7.高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計7.1軸的基本參數(shù) 7.2 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表 15-3，取，由式（152）初步計算軸的最小直徑，于是得 顯然，軸的最小直徑是安裝連軸器處的直徑。按安裝兩個鍵槽處增大直徑 7，得同時選擇聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，查表14-1 ,考慮轉(zhuǎn)矩的變化，取，則=按計算的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準，選用LX1型凸緣聯(lián)軸器。其公稱扭矩為，半聯(lián)軸器孔徑為，故高速軸的最小直徑。半聯(lián)軸器的長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的長度為。7.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計7.3.1確定各段軸的直徑和長度軸的示意圖如上圖所示。（1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位

17、要求，需要一定高度的軸肩， 第II-III段軸的軸徑設(shè)計為25mm。 考慮到軸承蓋的拆裝，設(shè)計該段軸的長度為50mm。（2）軸承的選擇。由減速器的工作情況，軸承既受軸向力也受徑向力，故選用單列圓錐滾子軸承。型號30206，內(nèi)徑30mm，寬度17.25mm。右側(cè)軸承靠軸定位，故III-IV段軸l=17.25,d=30。（3）因為軸徑與小齒輪的分度圓直徑相差不大，故軸與齒輪采用一體的加工方案，則第V-VI 段軸的直徑為46mm，長度為51mm。（4）第IV-V段直徑選為38mm，長度112.5mm。（5）第VI-VII段軸用以安裝軸承，故直徑選為30mm，長度35.5mm。（6）套筒的選擇。套筒左

18、側(cè)抵住軸承內(nèi)圈，右側(cè)抵住齒輪左側(cè)，選取內(nèi)徑 30mm，長度 18.25mm。故第 III-IV 段軸的長度設(shè)計為 35.5mm。7.3.2 確定軸上零件的配合聯(lián)軸器與軸連接采用單圓頭平鍵，查表 6-1 可得平鍵截面，長度為32mm。為了保證聯(lián)軸器和軸之間的配合有良好的同軸度，故選擇輪轂和軸之間的配合為。滾動軸承與軸的配合是由過渡配合來保證的，此處選取軸的直徑尺寸公差為。7.3.3 確定圓角和倒角尺寸參考表 15-2，選取軸兩端的倒角為C1.2；所有圓角取 R1.2。7.4 軸上載荷的確定7.4.1 確定力的簡化中心 查機械設(shè)計手冊可得，30206軸承的力的簡化中心a=14，示意圖如下： 齒輪的

19、力的簡化中心在其齒寬的中心位置處。故由上可得，高速軸上共有三個受力點，其在軸上的位置如下圖所示：設(shè)左右軸承力的簡化中心分別為A、B，齒輪在軸上的力的簡化中心為 C，聯(lián)軸器的力的簡化中心為E。軸上各部分長度： 7.4.2 求作用在齒輪上的力已知該軸上小齒輪的分度圓直徑為 ，齒輪受力的方向如下圖所示：水平面豎直面經(jīng)計算可得下表載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 扭矩7.5 按彎扭組合校準軸的強度查表15-1可得，45鋼扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取由彎扭組合示意圖可以判斷出，B面為危險截面，需校核B截面。 D截面抗彎系數(shù)為：按彎扭組合來校準軸的強度，合格。8. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計8.1軸的基本

20、參數(shù) 8.2 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表 15-3，取，由式（152）初步計算軸的最小直徑，于是得 8.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計8.3.1確定各段軸的直徑和長度軸的示意圖如上圖所示。（1）實際最小軸徑。由以上計算可得，取30mm 最為軸的最小軸徑。（2）軸承的選擇。由減速器的工作情況，軸承既受軸向力也受徑向力，故選用單列圓錐滾子軸承。型號 30206，內(nèi)徑30mm，寬度17.25mm。因為軸承與軸之間采用的是過渡配合，故軸的公差選為m6。左右軸的公差選用相同的參數(shù)。（3）套筒的選擇。套筒左側(cè)抵住軸承內(nèi)圈，右側(cè)抵住齒輪左側(cè)，選取內(nèi)徑30mm，長度20.75mm。（4）設(shè)計

21、安裝左邊齒輪的軸的直徑為40mm。為了更好地貼合套筒，長度選擇略短于齒輪寬，為44mm。（5）齒輪之間采用軸肩定位，故軸肩直徑選為48mm，長度6mm。（6）安裝右邊齒輪的軸與安裝左邊齒輪的軸相似，軸的直徑為40mm，長度選擇略短于齒輪寬，為85mm。8.3.2 確定軸上零件的配合齒輪的軸采用平鍵連接，查表 6-1 可得左邊平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為36mm。右邊平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為63mm。為了保證齒輪和軸之間的配合有良好的同軸度，故選擇齒輪輪轂和軸之間的配合為。 滾動軸承與軸的配合是由過渡配合來保證的，此處選取軸的直徑尺寸公差為。8.3.3 確定圓角和倒角尺寸

22、參考表 15-2，選取軸兩端的倒角為C1.6；所有圓角取 R1.6。8.4 軸上載荷的確定8.4.1 確定力的簡化中心 查機械設(shè)計手冊可得，30206 軸承的力的簡化中心a=14，示意圖如下： 齒輪的力的簡化中心在其齒寬的中心位置處。故由上可得，高速軸上共有四個受力點，其在軸上的位置如下圖所示：設(shè)左右軸承力的簡化中心分別為A、B，左右齒輪在軸上的力的簡化中心為C、D。軸上各部分長度： 8.4.2 求作用在齒輪上的力已知該軸上左邊齒輪的分度圓直徑為已知該軸上右邊齒輪的分度圓直徑為水平面 豎直面 經(jīng)計算可得下表載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 扭矩8.5 按彎扭組合校準軸的強度查表15-1

23、可得，45鋼由彎扭組合示意圖可以判斷出，C面為危險截面，需校核C截面。 D截面抗彎系數(shù)為：按彎扭組合來校準軸的強度，合格。9. 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計9.1軸的基本參數(shù) 9.2 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表 15-3，取，由式（152）初步計算軸的最小直徑，于是得 顯然，軸的最小直徑是安裝連軸器處的直徑。同時選擇聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為，查表14-1 ,考慮轉(zhuǎn)矩的變化，取，則=按計算的轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準，選用LX4 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱扭矩為軸孔直徑為50mm，故低速軸的最小直徑也為 50mm。半聯(lián)軸器的長度為112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的長度

24、為84mm。9.3.1 確定各段軸的直徑和長度軸的示意圖如上圖所示。（1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，需要一定高度的軸肩， 第VI-VII段軸的軸徑設(shè)計為56mm。 考慮到軸承蓋的拆裝，設(shè)計該段軸的長度為50mm。（2）軸承的選擇。由減速器的工作情況，軸承既受軸向力也受徑向力，故選用圓錐滾子軸承。型號30212，內(nèi)徑60mm，寬度23.75mm。故V-VI段l=23.75,d=60mm,。故IV-V段l=60.75,d=70.（4）齒輪左側(cè)采用軸肩定位，故軸肩直徑選為80mm，長度8mm。（5）第II-III段軸直徑選為70mm，長度80mm。（6）第I-II 段軸用以安裝軸承，故直徑選為6

25、0mm，長度42.5mm。9.3.2 確定軸上零件的配合齒輪的軸采用平鍵連接，查表 6-1 可得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度為70mm。為了保證齒輪和軸之間的配合有良好的同軸度，故選擇齒輪輪轂和軸之間的配合為。聯(lián)軸器與軸連接采用單圓頭平鍵，查表 6-1 可得平鍵截面，長度為 70mm。為了保證聯(lián)軸器和軸之間的配合有良好的同軸度，故選擇齒輪輪轂和軸之間的配合為。滾動軸承與軸的配合是由過渡配合來保證的，此處選取軸的直徑尺寸公差為。9.3.3 確定圓角和倒角尺寸參考表 15-2，選取軸兩端的倒角為C2；所有圓角取 R2。9.4 軸上載荷的確定9.4.1 確定力的簡化中心 查機械設(shè)計手冊可得，

26、30212軸承的力的簡化中心a=22.5， 齒輪的力的簡化中心在其齒寬的中心位置處。故由上可得，高速軸上共有三個受力點，其在軸上的位置如下圖所示：設(shè)左右軸承力的簡化中心分別為A、B，齒輪在軸上的力的簡化中心為 C，聯(lián)軸器的力的簡化中心為E。軸上各部分長度： 9.4.2 求作用在齒輪上的力已知該軸上大齒輪的分度圓直徑為，齒輪受力的方向如下圖所示：水平面豎直面經(jīng)計算可得下表載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 扭矩9.5按彎扭組合校準軸的強度查表15-1可得，45鋼扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取由彎扭組合示意圖可以判斷出，B面為危險截面，需校核B截面。 D截面抗彎系數(shù)為：按彎扭組合來校準軸的強

27、度，合格。10. 軸承的壽命計算和校核10.1 中間軸軸承的壽命計算和校核10.1.1 確定相關(guān)系數(shù)查機械手冊得，30206 軸承的基本額定動載荷為。10.1.2 軸承受力分析10.1.2.1 徑向力右端端軸承徑向力：10.1.2.2 派生力10.1.2.3 軸向力10.1.3 軸承壽命的計算和校核10.1.3.1 確定 X、Y 的值右端軸承：,故 A 軸承校核時取X=1,Y=0。10.1.3.2 計算當(dāng)量動載荷查表13-6得載荷系數(shù)所以軸承的當(dāng)量動載荷為：10.1.3.3 軸承壽命的計算和校核A、B 兩個軸承中，A 的當(dāng)量動載荷較大，故計算中應(yīng)帶入其值：=按正常工作情況，軸承可工作 24.8

28、年，大于 5年，所以合格。10.2 高速軸軸承的壽命計算和校核10.2.1 確定相關(guān)系數(shù)查機械手冊得，30206 軸承的基本額定動載荷為。10.2.2 軸承受力分析10.2.2.1 徑向力左端A軸承徑向力：右端B軸承徑向力：10.2.2.2 派生力A 軸承派生力：A 軸承派生力：B 軸承派生力：10.2.2.3 軸向力所以右端軸承壓緊。所以, 10.2.3 軸承壽命的計算和校核10.2.3.1 確定 X、Y 的值左端 A軸承：,故 A 軸承校核時取X=1,Y=0。右端 B軸承：,故 B 軸承校核時取X=0.4,Y=1.6。10.2.3.2 計算當(dāng)量動載荷查表13-6得載荷系數(shù)所以A軸承的當(dāng)量動

29、載荷為： 所以B軸承的當(dāng)量動載荷為： 10.2.3.3 軸承壽命的計算和校核A、B 兩個軸承中，B 的當(dāng)量動載荷較大，故計算中應(yīng)帶入其值：=按正常工作情況，軸承可工作91年，大于 5年，所以合格。10.3 低速軸軸承的壽命計算和校核10.3.1 確定相關(guān)系數(shù)查機械手冊得，30212 軸承基本額定動載荷為，10.3.2 軸承受力分析10.3.2.1 徑向力左端A軸承徑向力：右端B軸承徑向力：10.3.2.2 派生力A軸承派生力：B軸承派生力：10.3.2.3 軸向力所以右端B軸承壓緊。所以, 10.3.3 軸承壽命的計算和校核10.3.3.1 確定 X、Y 的值左端 A軸承：,故 A 軸承校核時

30、取X=1,Y=0。右端 B軸承：,故 B 軸承校核時取X=0.4,Y=1.6。10.3.3.2 計算當(dāng)量動載荷查表13-6得載荷系數(shù)所以A軸承的當(dāng)量動載荷為： 所以B軸承的當(dāng)量動載荷為： 10.3.3.3 軸承壽命的計算和校核A、B 兩個軸承中，B的當(dāng)量動載荷較大，故計算中應(yīng)帶入其值：=按正常工作情況，軸承可工作113年，大于 5 年，所以合格。11.鍵強度校核11.1 高速軸上的鍵強度校核聯(lián)軸器與 軸連接采用單圓 頭平鍵，鍵槽大 小為，鍵長L 為32mm， 工作長度， 材料為 45鋼，查表6-2得。，安全。11.2中間軸上的鍵強度校核左側(cè)齒輪的軸采用平鍵連接，鍵槽大小為，鍵長L 為36mm，

31、 工作長度， 材料為 45鋼，查表6-2得。，安全。右側(cè)齒輪的軸采用平鍵連接，鍵槽大小為，鍵長L 為63mm， 工作長度， 材料為 45鋼，查表6-2得。，安全。11.3 低速軸上的鍵強度校核齒輪的軸采用平鍵連接，鍵槽大小為，鍵長L 為70mm， 工作長度， 材料為 45鋼，查表6-2得。，安全。聯(lián)軸器與 軸連接采用單圓頭平鍵，鍵槽大小為，鍵長L 為70mm，工作長度，材料為 45鋼，查表6-2得。，安全。12 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.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

32、). 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3。3). 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便. 13 減速器的附件13.1 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(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，視孔蓋可用軋制剛板或鑄鐵制成，它和箱體之間應(yīng)加紙質(zhì)密封墊片，以防止漏油。13.2 放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其它部件靠