減速器設計說明書(張國權)

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）機械電子工程 專業(yè) 班級：09機械電子工程（1）班 學號：b09370127學生姓名：張國權 指導教師：錢 萍 完成日期： 2012 年 1 月 11 日 浙江理工大學目 錄兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的設計11 設計任務書11.1 設計數據及要求11.2 傳動裝置簡圖11.3 設計所需完成的工作量12 傳動方案的擬定23 電動機的選擇23.1 選擇電動機的類型23.2 選擇電動機功率23.3 確定電動機的轉速33.4 電動機的主要尺寸34 傳動比的計算及分配44.1 總傳動比44.2 分配傳動比45 傳動裝置的運動

2、、動力參數計算45.1各軸轉速45.2各軸功率55.3各軸轉矩55.4主要傳動數據56 減速器內傳動的設計計算66.1 高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算66.1.1選擇材料、熱處理方式和公差等級66.1.2 初步計算傳動的主要尺寸66.1.3 確定傳動尺寸76.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度8齒根彎曲疲勞強度條件為86.1.5 計算齒輪傳動其他幾何尺寸96.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算106.2.2 初步計算傳動的主要尺寸106.2.4按齒根彎曲疲勞強度校核126.3 齒輪設計主要參數147 斜齒圓柱齒輪上作用力的計算157.1 高速級齒輪傳動的作用力157.2 低速級齒輪傳動的作用力167.3

3、 主要數據如下178 減速器裝配圖的設計178.1 合理布置圖畫178.2 繪出齒輪的輪廓尺寸178.3 箱體內壁189 軸的設計計算189.1中間軸的設計計算189.1.1已知條件189.1.2選擇軸的材料189.1.3初算直徑189.1.4結構設計199.1.5鍵連接209.2 高速軸的設計計算219.2.1已知條件219.2.2選擇軸的材料219.2.3初算直徑219.2.4結構設計219.2.5結構設計229.3低速軸的設計計算249.3.1已知條件249.3.2選擇軸的材料249.3.3初算直徑249.3.4結構設計259.3.5鍵連接269.3.6軸的受力分析269.3.7校核軸強

4、度279.3.8校核鍵強度289.3.9校核軸承壽命289.4 軸設計的主要參數309.4.1 軸的數據309.4.2 聯(lián)軸器的選擇319.4.3 軸承的選擇3110 減速器箱體的結構尺寸3210.1 箱座高度3210.2 箱體壁厚3210.3 軸承座螺栓凸臺的設計3210.4 設置加強肋板3310.5 箱蓋外輪廓的設計3310.6 箱體凸緣尺寸3310.7 箱體具體尺寸3311 潤滑油的選擇與計算3512 裝配圖與零件圖3512.1 附件的設計與選擇3512.1.1檢查孔及檢查孔蓋3512.1.2 油面指示裝置3512.1.3 通氣器3612.1.4 放油孔及螺塞3612.1.5 起吊裝置3

5、6、12.1.6 定位銷3612.27繪制裝配圖和零件圖3613 設計小結36兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的設計1 設計任務書1.1 設計數據及要求 表1.1 設計數據及要求f（n）d（mm）v(m/s)動力來源滾筒效率載荷特性工作年限55004501.4電力0.96單向較平穩(wěn)8年 其中： 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 傳動裝置簡圖圖1-1 二級減速器傳動簡圖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1.3 設計所需完成的工作量（1） 減速器裝配圖1張（a1圖紙）；（2）箱蓋或箱座零件圖1張（a2圖紙）；（3）輸出軸零件圖1張

6、（a3圖紙）；（4）輸出軸上大齒輪零件圖1張（a3圖紙）；（5）設計說明書1份，每人分別對一根軸及軸上的鍵、齒輪和軸承進行強度校核和壽命計算，五人不能計算同一根軸與同一對齒輪。 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，應根據機器的具體使用情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案?，F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

7、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 （3-1）由表2-4得，一對軸承效率，斜齒圓柱齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，滾筒效率為則電動機到工作機間的總效率為（3-2）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 （3

8、-3）查表2-21，兩級圓柱斜齒輪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1500r/min、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1000r/min的電動機進行試算，其滿載轉速為970r/min ，其型號為y160l-6 。表3-1電機方案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y100l1-41115001460123y112m-6111000970147而1500r/min的電動機轉速高，會使傳動裝置

9、的總傳動比、結構尺寸和重量增加，故選用轉速為1000r/min的電動機進行試算，其滿載轉速為970r/min ，其型號為y160l-6 。3.4 電動機的主要尺寸表3-2得電動機的主要尺寸hdfgeledg38512864511042374 傳動比的計算及分配4.1 總傳動比 (4-1)4.2 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、動力參數計算5.1各軸轉速 (5-1) (5-2) (5-3) (5-4)5.2各軸功率 (5-5) (5-6) (5-7) (5-8) 5.3各軸轉矩 (5-9) (5-10) (5-

10、11) (5-12) (5-13)5.4主要傳動數據 表5-1軸的傳動數據軸名功率/轉矩/轉速/傳動比效率電機軸9.3491.9697010.99軸9.24791.049704.780.97軸8.696409.24202.933.410.95軸8.1791312.5459.5110.96卷筒軸7.7731247.3959.516 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，功率大、工作速度低、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10-1得小齒輪調

11、質處理，大齒輪調質處理，小齒輪齒面硬度，,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 （6-1）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，初選3）由表10-7，取齒寬系數4）由表10-6，得彈性系數5）初選螺旋角，由圖10-30得節(jié)點區(qū)域系數6）齒數比7）初選，則，取，由圖10-26則端面重合度為 軸向重合度為 （6-2）9)許用接觸應力可用下式計算 （6-3）由圖10-21d.c得接觸疲勞極限應力為，小齒輪和大齒輪應力循環(huán)次數分別為由圖10-191差得壽命系數，取安全系數,則小齒輪的許用接觸應力為 （

12、6-4）大齒輪的許用接觸應力為 （6-5）取，初算小齒輪的分度圓直徑，得（6-6）6.1.3 確定傳動尺寸1） 計算載荷系數 使用系數因，由圖10-8查得動載荷系數, 由表10-4查得齒向載荷分配系數，由表10-13查得齒間載荷分配系數,則載荷系數為 （6-7）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 （6-8）3）確定模數 （6-9）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 （6-10）1) 2）齒寬3）齒形系數和應力校正系數。當量齒數為 ， （6-11）由表10-5查得,由圖查得,6）許用彎曲應力 （6-12）由圖10-20查得彎曲疲勞極限應力為，由圖

13、10-18查得壽命系數,取安全系數,故， （6-14）小齒輪（6-15）滿足齒根彎曲疲勞強度。7） 取m=3. 計算傳動尺寸計算齒輪參數。取，則，取。（6-16） （6-17） （6-18） （6-19） mm（6-20） mm（6-21）8）齒輪齒寬 （圓整后，）（6-22） 6.1.5 計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數 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，功率大、工作速度低、所以選用鑄鋼作為大小齒輪的材料，由表10-1得小齒輪調質處理，大齒輪調質處理，小齒輪齒面硬度，,選用7級

14、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 （6-23）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，初選3）由表8-181，取齒寬系數4）由表8-191，得彈性系數5）初選螺旋角，由圖9-21得節(jié)點區(qū)域系數6）齒數比7）初選，則，取，則端面重合度為 軸向重合度為 （6-24）8）由圖10-19接觸疲勞壽命系數，9）由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。10）由式10-13計算應力循環(huán)次數。11）由圖10-19接觸疲勞壽命系數，12）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為0.

15、01，安全系數s=1，由式10-12得1）計算小齒輪分度圓直徑（6-25）2）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數，齒高h。b/h=10.084）計算縱向重合度（6-26）5）計算載荷載荷系數k。已知使用系數，根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數。由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時 。由圖10-13查得。由表10-3查得故載荷系數（6-27）6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 7）計算模數6.2.4按齒根彎曲疲勞強度校核 （6-28）確定計算參數：1）計算載荷系數。（6-29）2）根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數3）計算當量

16、齒數。4）查取齒形系數。由表10-5查得 ，5）查取應力校正系數。由表10-5查得 ，6）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限.由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，7）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數s=1.4，由式10-12得 （6-30）8）計算大小齒輪的并加以比較。 （6-31）大齒輪的數值大。9）計算校核：（6-32）所以符合條件10）計算齒輪參數。取，則，取。 。 （調整為240mm） 11）齒輪齒寬 （圓整后，）6.2.5 計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數 齒頂圓 齒根高 全齒高 頂隙 齒頂圓直徑為 齒根圓直徑為 6.3 齒輪設計主要參數表6

17、-1 高速級齒輪傳動參數33.114.0633.7558.7464.7516019284.45287.452775591表6-2 低速級齒輪傳動參數55.114.356.25108.36118.3695.8611021371.51381.51359105727 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據。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（7-1），其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力（7-2），其方向為由

18、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（7-3）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（7-5），其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力（7-6），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

19、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（7-7）3）齒輪4的作用力 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。7.3 主要數據如下表7-1輸入軸受力30991163290362913933522713031528表7-2輸出軸受力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，如圖所示圖8-1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

20、壁、軸承端面、軸承座端面，如圖所示圖8-2 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特殊要求，故選常用的材料45鋼，調質處理。9.1.3初算直徑取。（9-1）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9-1 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

21、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30308，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。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），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

22、頂到齒輪端面，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，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

23、齒輪3與軸段間均采用a型普通平鍵連接，查表6-1得其型號為鍵 gb/t 1096-1990，9.2 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

24、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=1.3，則計算轉矩 （9-2）查表選用hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2000n,半聯(lián)軸器孔徑d=60mm，故取=60mm，半聯(lián)軸器長度l=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為圖9-2 高速軸結構構想圖9.2.5結構設計1.根據軸向定位和要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，i-ii軸段右端需制出一軸肩，故取ii-iii段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=35mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，為了保證軸端擋圈只壓在半

25、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，故取2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據，選擇軸承型號為30306，尺寸為d*d*t=30mm*72mm*20.75mm，右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，查手冊得該軸承定位軸肩高度h=6mm，因此取。3）取安裝齒輪處直徑，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60mm，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，齒輪左端采用軸肩定位，取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑

26、脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取5）取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm，大齒輪與小齒輪之間的距離c=15mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=10mm，已知滾動軸承寬度t=25.25mm，大齒輪輪轂長l=55mm，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。2.軸向零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用a型普通平鍵連接，vi-vii段選用平鍵截面b*h=10mm*8mm，長度為20mm，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h7/n6。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為10mm*8m

27、m*20mm，半聯(lián)軸器與軸配合為h7/k6。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，此處選軸的直接尺寸公差為m6。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低速軸的設計計算圖9-3 低速軸結構構想圖9.3.1已知條件輸出軸的傳遞的功率，轉速，傳遞轉矩，齒輪分度圓直徑為，齒輪寬度，9.3.2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，?。?-3）輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查表選用hl5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2

28、000n,半聯(lián)軸器孔徑d=55mm，故取=55mm，半聯(lián)軸器長度l=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為9.3.4結構設計1.根據軸向定位和要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，i-ii軸段右端需制出一軸肩，故取ii-iii段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，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，故取2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據，選擇軸承型號為30313，尺寸為d*d*t=65mm*140mm*36m

29、m，右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，查手冊得該軸承定位軸肩高度h=6mm，因此取。3）取安裝齒輪處直徑，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100mm，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，齒輪左端采用軸肩定位，取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆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l=30mm，故取5）取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm，大齒輪與小齒輪之間的距離c=15mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=10mm，已知滾

30、動軸承寬度t=36mm，大齒輪輪轂長l=65mm，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。2.軸向零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用a型普通平鍵連接，vi-vii段選用平鍵截面b*h=20mm*12mm，長度為85mm，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h7/n6。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為10mm*10mm*90mm，半聯(lián)軸器與軸配合為h7/k6。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證，此處選軸的直接尺寸公差為m6。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得其型號分別為鍵 gb/t 1096-19

31、90，鍵 gb/t 1096-19909.3.6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 （9-4）在垂直平面上為（9-5）軸承1總支承反力為軸承2總支承反力為（9-6）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（9-7）剖面右側為轉矩圖如圖3（e）所示，圖9-4低速軸的受力分析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。其抗彎截面系數為（9-8）抗扭截面系數為彎曲應力為 （9-9）扭剪應力 （9-10）按彎扭合成

32、強度進行強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數，則當量應力為（9-11）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 （9-12）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7010c軸承得，。由表9-101查7010c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

33、分別為 ，圖9-5 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，因，故，則軸承1的當量動載荷為（9-13）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。則軸承2的壽命為（9-14）因為，故軸承壽命足夠，滿足要求。9.4 軸設計的主要參數9.4.1 軸的數據 表9-1低速軸的尺寸6010562506536778282101656457.3116.9100.7 表9-2高速軸的尺寸25442850302436131.539563320.75252481.81

34、30.248.7 表9-3中間軸的尺寸3035347840934433037.560.871.545.89.4.2 聯(lián)軸器的選擇表9-4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hl256026002523 表9-5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hl520002800609.4.3 軸承的選擇表9-6高速軸角接觸球軸承軸承代號ddtb30313651403633表9-7中間軸角接觸球軸承軸承代號ddtb30308409025.523表9-8低速軸角接觸球軸承軸承代號ddtb3030950801616.710 減速器箱體的結構尺寸10.1 箱座高度對于傳動件

35、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3050mm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。具體參數可參照表4-1。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

36、手空間的尺寸有關。參照表3-1確定螺栓直徑和c1、c2，根據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150

37、200，大型減速器可再大些。10.7 箱體具體尺寸表10-1箱體具體尺寸名稱代號尺寸高速級中心距170低速級中心距240下箱座壁厚9下箱座壁厚8下箱座剖分面處凸緣厚度13.5下箱座剖分面處凸緣厚度12地腳螺栓厚度20箱座上的肋厚7箱蓋上的肋厚8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）1614地腳螺栓數目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

38、徑m8檢查孔蓋連接連接螺栓直徑m6圓錐定位銷直徑8減速器中心高h246軸承旁凸臺高度h40軸承旁凸臺半徑14軸承端蓋外徑115，89，83軸承旁連接螺栓距離s116，122，156箱體外壁至軸承座端面的距離k50大齒輪頂圓與箱體內壁間距離30齒輪端面與箱體內壁間距離1611 潤滑油的選擇與計算軸承選用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（11-1），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

39、窺視孔應設在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，其大小以手能深入箱體進行檢查操作為宜。窺視孔處應設計凸臺以便加工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上，并應考慮加以密封。查表9-182得檢查孔的尺寸為，位置在中間軸的上方；檢查孔蓋尺寸為。12.1.2 油面指示裝置油面指示器應設置在便于觀察且油面較穩(wěn)定的部位，如低速軸附近。選用油標尺，由表9-142可查相關尺寸12.1.3 通氣器通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定曲路，并設置金屬網。選用帶過濾網的通氣器，由表9-82可查相關尺寸。12.1.4 放油孔及螺塞放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺栓堵住。采用圓柱螺塞時，箱座上裝螺塞處應設

40、置凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以避免油排不凈。螺塞選用六角螺塞，由表9-162可查相關尺寸。12.1.5 起吊裝置上箱蓋采用吊耳，由表9-202可查相關尺寸。12.1.5 起蓋螺釘起蓋螺釘設置在箱蓋聯(lián)接凸緣上，其螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣厚度。起蓋螺釘直徑可以凸緣聯(lián)接螺釘相同，螺釘端部制成圓柱形并光滑倒角或制成半球形。起蓋螺釘選用，由表13-112查得相關尺寸。12.1.6 定位銷常采用圓錐銷做定位銷。兩定位銷間的距離越遠越可靠，因此，通常將其設置在箱體聯(lián)接凸緣的對角處，并應作非對稱布置。定位銷的直徑，圓錐銷的尺寸見表14-32。12.27繪制裝配圖和零件圖選擇與計算其他附件后，完成的裝配圖如附件一所示，減速器輸出軸見附件二，輸出軸上的齒輪零件圖見附件三，減速器箱蓋圖見附件四13 設計小結。經過一周