機(jī)械設(shè)計(jì)減速器課程設(shè)計(jì)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 展開式圓柱齒輪 雙極姓名：王華、黃吉菊學(xué)號：指導(dǎo)教師：李榮 1 帶式運(yùn)輸機(jī)的工作原理（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動示意圖）2工作情況：已知條件1) 工作條件：單向運(yùn)轉(zhuǎn)，有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載啟動，單班制工作，使用期限5年，輸送帶速度容許誤差為+5%3原始數(shù)據(jù)題號參數(shù)1運(yùn)輸帶工作拉力F/KN2000運(yùn)輸帶工作速度v/(m/s)0.9卷筒直徑D/mm300注：運(yùn)輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在F中考慮。 二 動力機(jī)選擇因?yàn)閯恿碓矗弘娏Γ嘟涣麟?，電?80/220V；所以選用常用的封閉式系列的 交流電動機(jī)。電動機(jī)容量的選擇1） 工作機(jī)所需功率Pw 由題中

2、條件 查詢工作情況系數(shù)KA（見1表8-6），查得K A=1.3設(shè)計(jì)方案的總效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本設(shè)計(jì)中的聯(lián)軸器的傳動效率（2個(gè)），軸承的傳動效率 （4對）， 齒輪的傳動效率（2對），本次設(shè)計(jì)中有8級傳動效率 其中=0.98（兩對聯(lián)軸器的效率取相等） =0.98（123為減速器的3對軸承） =0.98（4為卷筒的一對軸承） =0.97.（兩對齒輪的效率取相等）=0.832） 電動機(jī)的輸出功率Pw=kA*=2.39KWP0Pw/，=0.83 P01.6/0.83=2.88KW電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇由執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n=57.32r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶

3、傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為ni×n（16160）×57.32917.129171.2r/min。3電動機(jī)型號的確定由表查出電動機(jī)型號為Y132m2-6,其額定功率為5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求。 三 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配計(jì)算總傳動比 由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：nm/nw nw57.32 nm=960r/min i16.75合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以i1（1

4、.3-1.5）i2。因?yàn)閕16.75，取i17，估測選取 i1=4.87 i2=3.49速度偏差為0.5%，所以可行。3 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速的計(jì)算 （1）各軸轉(zhuǎn)速 高速I n1=960 r/min 中間軸II n2=197.13r/min 低速軸III n3= =56.48r/min 卷筒 n4=56.48r/min。各軸功率（2） 各軸輸入功率 P0=5.5Kw 高速I P1 = P0* = 5.5*0.98*0.98=5.28 Kw 中間軸II P2=P1* =5.28*0.97*0.98=5.02Kw 低速軸III P3=P2*=5.02*0.0.97*0.98=4.77

5、Kw 卷筒 P4=P3*=4.77*0.98*0.98=4.58 Kw 各軸轉(zhuǎn)矩 電動機(jī)轉(zhuǎn)軸 T0=2.2 N高速I T1= =52.53N 中間軸II T2= =49.94 N 低速軸III T3= =806.54N 卷筒 T4=774.42N項(xiàng) 目電動機(jī)軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉(zhuǎn)速（r/min）960960197.1356.4856.48功率（kW）5.55.285.024.774.58轉(zhuǎn)矩（N·m）2.252.5349.94806.54 774.42傳動比111效率10.960.950.950.96四 傳動件設(shè)計(jì)計(jì)算（齒輪） 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理

6、；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z296的；2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌壍妮d荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算。確定各參數(shù)的值: 選=1.6 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=9550*P/n1=9500*2880/960=2.87*104N.mm查課本 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.425 由課本 則由課本公式10-15計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×960×1×（2×8

7、5;365×5）=1.6×10hN=N1/U =3.3×10h (4.8為齒數(shù)比,即4.8=)查課本圖得：K=0.9 K=0.95 P211 10-25d大齒輪取600 小齒輪550齒輪的疲勞強(qiáng)度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用得:=0.9×600=540=0.95×550=522.5 許用接觸應(yīng)力 查課本由表得： =189.8MP 由表得: =13.設(shè)計(jì)計(jì)算小齒輪的分度圓直徑d=計(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬b和模數(shù)計(jì)算齒寬b b=36.99mm計(jì)算摸數(shù)m 初選螺旋角=15= 算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25*1.79=4.03 = =9.1

8、8計(jì)算縱向重合度=0.318=1.7計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1.25根據(jù),7級精度, 查課本p194得動載系數(shù)K=1.06,查課本得K的計(jì)算公式:K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×36.99=1.416查課本由表10-13得: K=1.4查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =1.25×1.4×1.06×1.2=2.23按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=36.99×=41.43計(jì)算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由

9、彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩2.87*104kN·m   確定齒數(shù)z       計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos20/ cos1522.19zz/cos96/ cos15106.52       初選齒寬系數(shù)  按對稱布置，由表查得1       初選螺旋角  初定螺旋角 15      

10、60; 載荷系數(shù)K 課本表10-2-3-4可得KK K K K=1.25×1.06×1.4×1.22.23        查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由P200得:齒形系數(shù)Y2.8 Y1.61  應(yīng)力校正系數(shù)Y1.55  Y1.8   重合度系數(shù)Y  軸向重合度1.7 螺旋角系數(shù)P218 Y0.79查課本得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限         

11、0;        小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.85 K=0.88 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設(shè)計(jì)計(jì)算 計(jì)算模數(shù)對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=41.43來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z=20.009 取z=20那么z=4.8×20=96 幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 a=12

12、0.092將中心距圓整為120按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑d=41.38d=198.63計(jì)算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=25速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS 圓整取z=100. 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強(qiáng)化。 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選K=1.6查課本選取區(qū)域系數(shù)Z=2.425試選,查課本查得=0.78 =0.89 =0.78+0.89=1.67應(yīng)力

13、循環(huán)次數(shù)N=60×n×j×L=60×197.13×1×(2×8×300×5)=2.84×10 N=1.7×107由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.9 K= 0.99 查課本按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力=540=544.5542.25 查課本查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP選取齒寬系數(shù) =71.042. 計(jì)算圓周速度 0.663. 計(jì)算齒寬b=d=71.044. 計(jì)算齒寬與齒高之比

14、模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=6.18 =11.055. 計(jì)算縱向重合度6. 計(jì)算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設(shè)計(jì),查表選取各數(shù)值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數(shù)K=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=71.04×計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)m確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值（1） &#

15、160;     計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩0.055kN·m（2）       確定齒數(shù)z因?yàn)槭怯昌X面，故取z25，zi ×z100（3）       初選齒寬系數(shù)   按對稱布置，由表查得1（4）      初選螺旋角  初定螺旋角15（5）      載荷系數(shù)KKK K

16、 K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 當(dāng)量齒數(shù)       zz/cos27.51 zz/cos109.57由課本查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y （7）       螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 2.13Y10.73（8）       計(jì)算大小齒輪的 查課本得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限   查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90 K=

17、0.94 S=1.4= 計(jì)算大小齒輪的,并加以比較                  大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算. 計(jì)算模數(shù)對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=71.04來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).z=22.97 取z=23z=91.88 取z=92&#

18、160;   初算主要尺寸計(jì)算中心距 a=177.84將中心距圓整為179 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正   分度圓直徑 d=71.13d=284.54 計(jì)算齒輪寬度圓整后取 五 軸的設(shè)計(jì)（在本次設(shè)計(jì)中由于要減輕設(shè)計(jì)負(fù)擔(dān)，在計(jì)算上只校核一根低速軸的強(qiáng)度）A 低速軸3的設(shè)計(jì)1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角4.77Kw806.54N·m56.48r/min198.63mm20°2求作用在齒輪上的力F= F= F F= Ftan=2151.74N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:3. 初

19、步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取P366 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號,選取 P347因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版浙江大學(xué)出版社選取HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nm,半聯(lián)軸器的孔徑4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=57mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1= 82

20、mm ,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，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=80mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16大量生產(chǎn)價(jià)格最低，固選用深溝球軸承又根據(jù)d2-3=57mm 選 30312號右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=57mm和上表取d3-4=d7-8=60軸肩與軸環(huán)的高度（圖中a）建議取為軸直徑的0.070.1倍所以在d7-8=60mm d4-5=72mmc 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d6-7=65mm齒輪的左端與左軸

21、承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為72，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取l6-7=67mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （軸直徑的0.070.1倍）這里去軸肩高度h=6mm.所以d5-6=77mm.軸的寬度去b>=1.4h,取軸的寬度為L5-6=12mm.d 軸承端蓋的總寬度為20mm（有減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為30mm。固取L2-3=50mm e 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=13.5mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=14.5mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置

22、時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=33.5mm小齒輪的輪轂長L=40mm則 L7-8 =T+s+a+(72-70)=57mm L4-5=L+c+a+s-L5-6=76mm至此已初步確定軸得長度3) 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=65mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10 (mm) L=56mm同理按 d1-2=50mm. b*h=10*8 ,L=70。同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的

23、，此處選軸的尺寸公差為m6。4) 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.5*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖5) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊中查出a值參照1圖15-23。對與61809，由于它的對中性好所以它的支點(diǎn)在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計(jì)算齒輪F= F= F F= Ftan=2151.74N通過計(jì)算有FNH1=1846.99N FNH2=3669.98 NMH=844096.41 N·M 同理有FNV1=1132.35N F

24、NV2=959.33N 載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=1846.99N FNH2=3669.98 NFNV1=1132.35N FNV2=959.33N總彎矩MH=844096.41 N·M 扭矩T3=784.9N6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度） 根據(jù)中的取值，且0.6（式中的彎曲應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)取0.3；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時(shí)取0.6）1）計(jì)算軸的應(yīng)力 （軸上載荷示意圖） 7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1) 判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)

25、力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。2) 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù) 截面截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩為T3=784

26、.9 N截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表15-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按1附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得 ， 又由1附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 =0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)按1式（附3-4）為由1附圖3-2得尺寸系數(shù)；由1附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25S13S=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=2160

27、00抗扭系數(shù) =0.2=43200000截面左側(cè)的彎矩M為 M=642045截面上的扭矩為 =784900截面上的彎曲應(yīng)力 29.72截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =18.17K=K=所以 綜合系數(shù)為：K=2.8 K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=24.64S16.32S=1.5 所以它是安全的本題因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)束。B中間軸 2 的設(shè)計(jì)1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角3.65 Kw207.8N·m176.47r/min235.42mm20°2求作用在齒輪上的力 F= F F=

28、 Ftan=486.59N3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號選取HL2型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為315000Nm半聯(lián)軸器的孔徑4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設(shè)計(jì)知 ，由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm所以左端L1-2 =L5-6=40mm l4-5=65mm左端軸承采用軸肩定位由2查得 軸承的軸肩高度為2.5mm所以d2-3=40mm ,同

29、理右端軸承的直徑為d1-2= d5-6=35mm，定位軸肩為2.5mm在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為a=12mm，因?yàn)榇簖X輪的寬度為42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為L2-3=45mm8mm為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度又因?yàn)樵趦升X輪嚙合時(shí)，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取d4-5=40mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為12mm由于第三軸的設(shè)計(jì)時(shí)距離也為12mm所以d3-4=45mmL3-4 =6所以齒輪的定位軸肩長度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。C 軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=35mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(m

30、m)見2表4-1,L=36mm同時(shí)為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。D 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45°C第一軸 1 的設(shè)計(jì)1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。2求作用在齒輪上的力3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有4 聯(lián)軸器的型號的選取查表,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T1=57.3N·m因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊選取TL4型彈性套柱

31、銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為63Nm,半聯(lián)軸器的孔徑5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=24mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=27。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=40mm ,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，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=40mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時(shí)也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16，大量

32、生產(chǎn)價(jià)格最低固選用深溝球軸承,又根據(jù)d2-3=24mm,所以選軸承。右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=24mm和上表取d3-4=28mmc 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=32mm d 軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為25mm。固取L2-3=50mm ，c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時(shí)，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承的寬度T=12mm小齒輪的輪轂長L=50mm，則L3-4 =18mm 至此已初步確定軸得長度 有因?yàn)閮奢S承距離為189，含

33、齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表1 表15-2取1.0mm六箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。下面對箱體進(jìn)行具體設(shè)計(jì)：1.確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式：（T為低速軸轉(zhuǎn)矩，N·m）可取。為了保證結(jié)合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設(shè)計(jì)得更厚些。2.合理設(shè)計(jì)肋板在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強(qiáng)肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。3.合理選擇材料因?yàn)殍T鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用

34、灰鑄鐵制成。2）減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。（2）放油螺塞放油孔設(shè)在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點(diǎn)，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。（3）油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，將它設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。（4）通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱內(nèi)溫度升高

35、，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設(shè)置在檢查孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進(jìn)入。（5）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。減速器箱蓋上設(shè)有吊孔，箱座凸緣下面設(shè)有吊耳，它們就組成了起吊裝置。（6）起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí)，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。（7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計(jì)算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機(jī)壁距