斜齒輪減速器說明書

1、第1章 減速器的總體設計1.1 工作情況和原始數(shù)據(jù)1.1.1 工作情況每天兩班制，工作年限為15年，每年工作300天，載荷平穩(wěn)，單向旋轉。1.1.2 原始數(shù)據(jù)傳送帶拉力：2400N傳送速度： V=1.4m/s滾筒直徑： 500mm1.2 傳動方案的擬定及說明機械系統(tǒng)運動方案的構思是一種創(chuàng)造性的思維活動，現(xiàn)代設計方法更重視人的創(chuàng)造性思維，在設計中是否注重創(chuàng)造性是區(qū)別現(xiàn)代設計與傳統(tǒng)設計的重要標志。以科學原理為基礎，在繼承的基礎上大膽創(chuàng)新，充分發(fā)揮設計人員的創(chuàng)造思維，遵循著從發(fā)散思維到收斂思維的過程，從而獲得創(chuàng)造性設計結果。合理的機械系統(tǒng)傳動方案首先要滿足工作機的性能需要，適應工作條件，工作可靠，此

2、外還應使傳動裝置的結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。為了盡可能同時滿足這些要求，我們做了如下分析：由于從電動機到工作部份的總傳動比較大，從經(jīng)濟實用方面考慮擬定如圖1-1所示的傳動方案。電動機出來是一個帶傳動，然后是一個二級減速器，其中減速器采用二級展開式圓錐斜齒圓柱齒輪減速器。圖1-1 傳動方案簡略圖1.3 電動機的選擇電動機的容量（功率）選擇的是否合適，對電動機的正常工作和經(jīng)濟性都呢影響。容量選得過小，不能保證工作機正工作，或者電動機因超載而過早損壞；而容量選得過大，則電動機的價格高，能力又不能充分利用，而且由于電動機經(jīng)常不滿載運行，其效率和功率因數(shù)都較低，增

3、加電能消耗而造成能源的浪費。電動機的容量主要根據(jù)電動機運行時的發(fā)熱條件決定。對于載荷比較穩(wěn)定、長期連續(xù)運動的機械（如運輸機），只要所選電動機的額定功率Pm等于或稍大于所需的電動機工作功率P0即可，這樣選擇的電動機就能安全工作，不會過熱，因此通常不必校驗電動機的發(fā)熱和起動轉矩等等。1.3.1 計算工作機的所需功率1計算工作機輸出功率P出由計算公式可知 2 計算工作機效率 計算工作機所需功率 減速器效率式中 為V帶傳動效率由表10.72查得取0.96; 為滾動軸承效率由表10.72查得取0.99; 為圓柱齒輪效率由表10.72查得取0.97; 為聯(lián)軸器的效率由表10.72查得取0.98; 為圓錐齒

4、輪效率由表10.72查得取0.96。減速器輸入功率3.計算電動機額定功率工作系數(shù)取1.2查機械手冊取較為合適4確定電機的轉速已知滾筒直徑500mm、帶速，所以滾筒轉速總傳動比 所以電動機轉速范圍符合要求的同步轉速有。當電動機額定轉速時，總傳動比各級傳動比比較合適，故選定電動機型號、額定功率，額定轉速，工作轉速，額定轉矩1.4 確定傳動比分配傳動比分配的要求為各級傳動比均應在薦用的范圍內，以符合各種傳動形式的特點，并使結構緊湊。另應使各傳動件尺寸協(xié)調，結構勻稱合理。由前面擬定的傳動方案。傳動裝置為普通V帶傳動和齒輪減速器組成，帶傳動的傳動比不宜過大，否則，由于帶傳動的傳動比過大，會使大帶輪的外圓

5、半徑大于齒輪減速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調或安裝不方便。1.4.1 具體分配各個傳動比 總傳動比取，則V帶傳動比，符合要求。所以傳動比分配為V帶，錐齒輪，斜齒圓柱齒輪。各軸轉速：各軸功率：各軸扭矩：第2章 帶傳動的設計2.1 概述帶傳動是由固聯(lián)于主動軸上的帶輪、固聯(lián)于從動軸上的帶輪和緊套在兩輪上的傳動帶組成的，當原動機驅動主動輪轉動時，由于帶和帶輪間的磨擦，便拖動從動輪一起轉動，并傳遞一定動力。帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、造價低廉以及緩沖吸振等特點，在近代機械中被廣泛應用。2.1.1 帶傳動的類型在帶傳動中，常用的有平帶傳動、V帶傳動、多楔帶傳動和同步帶傳動等。平帶傳動結構最簡單，帶輪也容易

6、制造，在傳動中心距較大的情況下應用較多。在一般機械傳動中，應用最廣泛的是V帶傳動。V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也做出相應的輪槽。傳動時，V帶只和輪槽的兩個側面接觸，即以兩側面為工作面。根據(jù)槽面磨擦的原理，在同樣的張緊力下，V帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力。這是V帶傳動性能上最大的優(yōu)點。再加上V帶傳動允許的傳動比比較大，結構緊湊，以及V帶多已標準化并大量生產(chǎn)等等優(yōu)點。因而V帶傳動的應用比平帶傳動廣泛得多，故本課題采用V帶傳動。2.2 V帶的具體設計 已知Y系列三相異步電動機驅動，輸出功率，滿載轉速，從動輪轉速，雙班制工作，傳動水平布置。1. 確定輸出功率帶式傳送機載荷變動小，故查表得工況系

7、數(shù)2. 選取V帶型號根據(jù)，參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑，選A型V帶3. 計算傳動比i ：4. 確定帶輪直徑、 （1） 選小帶輪直徑參考圖3.16及表3.3選?。?） 驗證帶速v，在（525m/s）之間，滿足條件（3） 確定從動輪基準直徑（4） 計算實際傳動比i當忽略滑動時：與理論傳動比相同，合格5. 定中心距a和基準帶長Ld（1） 初定中心距即?。?） 計算帶的計算基準長度查表3.2取標準值（3） 計算實際中心距a（4） 確定中心距調整范圍6. 驗算包角經(jīng)計算，小帶輪包角取值合理7. 確定V帶根數(shù)z（1）確定額定功率由及查表3.6，并用線性插值法求得（2） 確定個修正系數(shù)功率增量

8、：查表3.7得包角系數(shù)：查表3.8得長度系數(shù)：查表3.9得（3） 確定V帶根數(shù)z根 取z=4根8. 確定單根V帶初拉力查表3.1得單位長度質量9. 計算壓軸力10. 帶輪結構設計（1） 小帶輪，采用實心式結構（2） 大帶輪，采用孔板式結構，假設與之配合的軸頭直徑為40mm，參考圖3.10（c）及表3.4進行其他幾何尺寸計算（略）計算書中表格來源于于惠力，向敬忠，張春宜主編的機械設計。2.3 V帶輪設計2.3.1 V帶設計的要求 設計V帶時應滿足的要求有：質量??；結構工藝性好；無過大的鑄造內應力；質量分布均勻，轉速高時要經(jīng)過動平衡；輪槽工作面要精細加工，以減少帶的磨損；各槽的尺寸和角度應保持一定

9、的精度，以使載何分布較為均勻。2.3.2 帶輪的材料帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200；轉速較高時宜采用鑄鋼（或用鋼板沖壓后焊接而成）；小功率時可用鑄鋁或塑料。在這里由于轉速不是很高，所以采用鑄鐵，材料的牌號為HT200。2.3.3 結構尺寸鑄鐵制造的V帶輪的典型結構有以下幾種形式；實心式；腹板式；孔板式；橢圓輪輻式。 帶輪基準直徑（d為軸的直徑）時，可采用實心式；mm，可采用腹板式（當mm時可采用孔板式）；mm時，可采用輪輻式。在這里小帶輪的基準直徑為100mm，而軸的直徑為38mm。與100相差很小，為了便于加工選用實心式。大帶輪的基準直徑為250mm，所以選用

10、腹板式。1小帶輪的具體結構尺寸如下圖所示圖2-1 小帶輪的結構圖（1） 基準寬度（節(jié)寬）由于選用的是普通V帶A型，由表8-103查得為；（2） 基準線上槽深；（3） 基準下槽深；（4） 槽間距；（5） 第一槽對稱面至端面的距離；（6） 帶輪的寬度；（7） 外徑；（8） 輪槽角。2大帶輪的結構尺寸如下圖所示圖2-2 大帶輪的結構圖（1） 基準寬度（節(jié)寬）由于選用的是普通V帶A型，；（2） 基準線上槽深；（3） 基準下槽深；（4） 槽間距；（5） 第一槽對稱面至端面的距離;（6） 帶輪的寬度；（7） 外徑；（8） 輪槽角；（9） L??；（10） ??；（11） ??；（12） 取。第3章 減速器的設計

11、3.1 概述減速器是指原動機與工作機之間獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速并相應的增大轉矩。此外，在某些場合，也有作增速裝置，并稱為增速器。減速器的種類很多，例如齒輪傳動、蝸桿傳動以及由它們組成減速器。若按傳動和結構特點來劃分，這類減速器有六種：齒輪減速器、蝸桿減速器、蝸桿-齒輪減速器及齒輪-蝸桿和錐蝸桿減速器、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、諧波齒輪減速器。齒輪減速器的特點是效率及可靠性高，工作壽命長，維護簡便，因而應用范圍很廣。齒輪減速器按其減速齒輪的級數(shù)可分為單級、兩級、三級和多級的；按其軸在空間的布置可分為立式和臥式的；按其運動簡圖的特點可分為展開式、同軸式（又稱回歸式）和分流式的等等。

12、在這里采用展開式兩級圓柱斜齒齒輪減速器。3.2 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)3.2.1 各軸的轉速高速軸 中速軸 低速軸 滾筒 3.2.2 各軸功率高速軸 中速軸 低速軸 滾筒 3.2.3 各軸扭矩電動機軸 高速軸 中速軸 低速軸 將以上算的運動和動力參數(shù)列如表3-2：頂 目 電動機軸 高速軸I 中速軸II 低速軸III 滾筒軸轉速（r/min） 1440 640 213.3 53.3 53.3功率（KW） 4.16 3.96 3.76 3.61 3.50扭矩（Nm） 27.59 59.09 168.35 646.82 627.11傳動比 1 2.25 3 4 1效率 1 0.96 0.9

13、5 0.96 0.97 表3-2 傳動系統(tǒng)各參數(shù)計算結果3.3 傳動件設計計算3.3.1 第一級減速傳動件設計計算選第一級傳動的直齒，錐齒輪的設計1.選軸夾角為90度的直齒圓錐齒輪，為8級精度，由表10-1選擇小齒輪材料為40（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS,在2550HBS范圍內：合格。2.選小齒輪的齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 由設計計算公式 1) 試選載荷系數(shù) 2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 3）最常用的值，齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的齒面的接觸

14、疲勞強度極限為 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) 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 ，安全系數(shù) ，由式（10-12）得 1） 試驗算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2） 計算齒寬b 計算圓周速度V3） 計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 4） 計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)，直齒錐齒輪使用系數(shù)由表10-2查得5） 齒間載荷分配系數(shù)可按下試計算 6） 由表10-9中查得取軸承系數(shù)故載荷系數(shù) 7） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8） 計算模數(shù) 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為由圖10-20c查

15、得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲強度極限 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3)計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由式（10-12）得 4）計算載荷系數(shù)k 5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得： 6）查取應力校正系數(shù) 由表10-5查取 7)計算大，小齒輪的,并加以比較大齒輪的數(shù)值大9） 設計計算 =2.62mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強大計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m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，僅于齒輪直徑（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)2.62并就圓整為標準值按接觸強度算

16、得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。1） 計算分度圓直徑3) 計算中心距 2） 計算齒輪齒寬取 3.3.2 第二級減速傳動設計計算已知2軸輸入功率，轉矩，轉速，傳動比1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）.類型選擇：按課程設計的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動（2）.精度選擇：運輸機為一般工作機器轉速不高故選用8級精度。（3）.材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS，在2550HBS

17、范圍內，合格（4）初選齒數(shù)選小齒輪的齒數(shù) ；大齒輪齒數(shù) （5）.選取螺旋角，初選螺旋角2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-21）進行計算，即 （1）確定公式內的各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù) 2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 3） 由表10-7選取齒寬系數(shù) 4） 計算端面重合度則5)由表(10-6)查得材料的彈性影響系數(shù) 6)由圖(10-21d)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的齒面的接觸疲勞強度極限為 7）由式(10-13)計算應力循環(huán)次數(shù) 8)由圖(10-19)取接觸疲勞壽命系數(shù) 9)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1% ，安全系數(shù) ，由式（10-12）得 接觸許用應力（2

18、）.計算 1） 試驗算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得2）計算圓周速度3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 齒寬與齒高之比 5） 計算縱向重合度 6）計算載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)；直齒錐齒輪使用系數(shù)由表10-2查得；查表10-4，查得；由圖10-13查得；由表10-3查得故載荷系數(shù) 7）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8）計算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式（10-17）為 （1） 確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù)K2） 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3） 計算當量齒數(shù) 4）查取齒形系數(shù) 由表10

19、-5查得5） 查取應力校正系數(shù) 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 ；大齒輪的彎曲強度極限 7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) ；8)計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由式（10-12）得 9)計算大，小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強大計算的模數(shù)相差不大，取標準值，取分度圓直徑，取，則4.幾何尺寸計算（1）計算中心距 ， 將中心距圓整為170mm 。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4） 計算齒輪寬度 則

20、取，第4章 軸的設計計算4.1 概述4.1.1 軸的用途及分類 軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力傳遞。因此軸的主要功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。按照軸的線形狀的不同，分為曲軸和直軸兩大類。曲軸通過連桿可以將旋轉運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動，或作相反的運動變換。直軸根據(jù)外形不同，可分為光軸和階梯軸兩種。光軸形狀簡單，加工容易，應力集中源少，但軸上的零件不易裝配及定位；階梯軸則正好相反。因此光軸主要于心軸和傳動軸，階梯軸則常用于轉軸。4.1.2 軸的材料 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的剛直接用圓鋼。由于碳鋼比

21、較廉價對應力集中的敏感性較低，同時可以用熱處理或化學熱處理的方法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸十分廣泛，其中最常用的是45鋼。 合金鋼比碳鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能。因此，在傳遞大動力，并要求減小尺寸與質量，提高軸頸的耐磨性，以及處于高溫或低溫條件下工作的軸，常采用合金鋼。4.2 軸的設計計算及校核1.輸出軸上的功率、轉速、和轉矩、2.求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為斜齒輪中大齒輪上所受的圓周力為：； 齒輪徑向力：； 齒輪軸向力：。圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所示。3.初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，

22、調質處理。根據(jù)表15-3，取，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準或手冊，選用型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，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選用如圖所示的裝配方案。（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直

23、徑。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)軸器上而不壓在軸上的端面，故段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。.+2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30312，其尺寸為，故，而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向固定。由手冊上查得30312型軸承的定位軸肩高度，因此，取。3） 取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑；齒輪的左端于左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為68mm，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

24、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（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)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（參看圖），故取。5） 取齒輪距箱體內壁之距離，錐齒輪與斜齒圓柱齒輪之間的距離（參看圖）?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一定距離s，?。▍⒖磮D），已知滾動軸承寬度為，大椎齒輪輪轂長,則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3） 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸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，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故

25、選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（圖）作出軸的計算簡圖（圖）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于30312型圓錐滾子軸承，由手冊中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距200mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。求各支反力，彎矩，總彎矩：水平面上：得：垂直面上：彎矩： 從軸的結構簡圖以及扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的

26、截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3210.3N，F(xiàn)NH2=1545.7NFNV1=397.9N，F(xiàn)NV2=1386.1N彎矩MMH=.5NmmMV1=79573Nmm，MV1=.8Nmm總彎矩扭矩TT3=Nmm6. 按彎矩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C）的強度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈沖循環(huán)應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由表15-1查得。因此，故安全。第5章 鍵選擇和鍵聯(lián)接強度計算5.1 鍵的選擇鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個

27、方面。首先，鍵的類型應根據(jù)鍵聯(lián)接的結構特點，使用要求和工作條件來選擇；其次，鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定的。鍵的主要尺寸為其截面尺寸（一般以鍵寬b鍵高h表示）與長度尺寸L。鍵的截面尺寸bh按軸的直徑d由標準中選定。鍵的長度L一般可以按輪轂的長度而定。一般情況下，輪轂的長度可以取為=（1.52）d3，這里d為軸的直徑。故，所選定的鍵長亦應符合標準規(guī)定的長度系列。5.2 鍵的基本尺寸的確定對于本設計中，我們以減速器中高速軸上鍵為代表，分析如下：1 由于一般情況下，8級及以上精度的齒輪有定心精度要求，故應選用平鍵聯(lián)接。又由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。2 根據(jù)d=59mm，

28、從文獻3中查到鍵的截面尺寸為 寬度b=18mm 高度h=11mm3 輪轂的長度=（1.52）d=（1.52）59mm=（88.5118）mm，我們在這里取=100mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，我們取鍵長L=85mm。5.3 校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-23可以查得其許用擠壓應力=100120Mpa，我們在這里不妨取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=85mm-18mm=67mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm，則有 得 Mpa=10.54Mpa=110Mpa可見，聯(lián)接的擠壓強度足夠。（如果擠壓強度不夠，且相差很大時，我們

29、也可以采用雙鍵，相隔1800布置）。其他各鍵的校核同上，各個鍵的尺寸和擠壓強度值如表5-1：減速器軸 減速器軸 減速器軸 滾刀軸 電動機軸鍵寬b(mm) 18 18 25 22 12鍵高h(mm) 11 11 14 14 8 鍵長L(mm) 55 90 98 110 50實際擠壓應力(MPa) 10.54 46.35 63.54 75.92 15.87許用擠壓應力(MPa) 110 110 110 110 55表51 各鍵的基本參數(shù)第6章 聯(lián)軸器的設計6.1 概述聯(lián)軸器是用來把兩個軸聯(lián)接在一起，且機器運轉時兩軸不能分離。聯(lián)軸器可以分為剛性聯(lián)軸器（無補償能力）和撓性聯(lián)軸器（有補償能力）兩大類。其

30、中，剛性聯(lián)軸器由于對所聯(lián)兩軸間的相對位移缺乏補償能力，故，對于兩軸對中性的要求很高。當兩軸有相對位移存在時，就會在機體內引起附加載荷，從而使工作情況惡化?；谝陨显颍覀冞x用第二類聯(lián)軸器撓性聯(lián)軸器。這類聯(lián)軸器因具有撓性，故，可以補償兩軸相對位移。6.2 聯(lián)軸器的類型選擇我們這里的轉速由于較低，n250r/min，軸的剛度較大，且沒有劇烈沖擊，所以我們選用撓性聯(lián)軸器中的彈性柱銷聯(lián)軸器（JB/ZQ438486）。6.3 計算聯(lián)軸器的計算轉矩由于機器起動時的動載荷和運轉中可能出現(xiàn)的過載現(xiàn)象，所以應當按軸上的最大轉矩作為計算轉矩Tca。公稱轉矩T=2112.9由文獻表1413查得工作情況系數(shù) KA=

31、1.5則有 Tca= KAT=1.52112.9=3169.356.4 確定聯(lián)軸器的型號根據(jù)計算轉矩Tca及所選的聯(lián)軸器類型，按照TcaT的條件，由聯(lián)軸器標準中選定型號為HL4的彈性柱銷聯(lián)軸器，HL4彈性柱銷聯(lián)軸器許用轉矩為3550，許用最大轉速為1800 r/min，軸徑為35到55之間，所以適合應用。第7章 減速器箱體的設計7.1 減速器箱體的概述箱體是減速器中結構和受力最復雜的零件。目前尚無完整的理論設計方法，因此都是在滿足強度、剛度的前提下，同時考慮結構緊湊、制造方便、重量輕及使用等方面要求而作經(jīng)驗設計。箱體多采用水平剖分式，材料多采用HT150或HT200。對于大型減速器，為了提高箱

32、體的強度，有時也用鑄鋼，常用ZG200400，ZG230450。鑄造箱體工藝復雜，制造周期長，重量大,適合于成批生產(chǎn)。對于單件、小批量生產(chǎn)的大型減速器，有以焊接箱體代替鑄造箱體的趨勢。焊接箱體比鑄造輕1/41/2，生產(chǎn)周期短，不需制作木模和翻砂澆鑄，可降低生產(chǎn)成本，但焊接易產(chǎn)生熱變形，要求較高的焊接技術，并須進行人工時效處理。對于我們本次設計由于不是大型的減速器，我們只須采用水平剖分式，材料為HT150或HT200，就可以了。7.2 箱體的結構尺寸1箱座壁厚 0.025as+3 =0.025278+3 =9.95(mm)考慮到實際情況，取=8mm。2箱蓋壁厚 1=（0.851） =（0.851

33、）8=（6.88）mm取1=8mm3箱座加強肋厚 /=0.85=0.858=6.8mm4箱蓋加強肋厚 1/=0.851=0.858=6.8mm5箱座分箱面凸緣厚 b=1.5=1.58=12mm6箱蓋分箱面凸緣厚 b1=1.51=1.58=12mm7平凸緣底座厚 b2=2.35=2.358=18.8mm8地腳螺栓 df=0.036as+12=22.01mm9軸承螺栓 d1=0.7df=0.722.01=15.41mm10聯(lián)接分型面的螺栓 d2=（0.60.7）df =(12.2115.41)mm取d2=13mm 11軸承座孔邊緣至軸承螺栓軸線的距離 =17mm12軸承座孔外端面至箱外壁的距離 =

34、43mm13箱體分箱面凸緣圓角半徑 R2=0.7(+c1+ c2)=32.17mm14箱體內壁圓角半徑 R3=8mm課程設計總結通過本次課程設計，我對機械設計有了比較全面的理解與掌握。本次課程設計即將結束，在這短短的幾周時間里，我認真謹慎地設計了整臺機器中的每個零部件，感覺非常充實。本次設計是對我們在大學期間所學的專業(yè)知識進行系統(tǒng)的檢驗?？梢哉f通過本次設計我學到了很多專業(yè)知識，但是這還遠遠不夠，所謂學無止境，知識是永遠也學不完的，在以后的學習實踐中對自己嚴格要求，本著謙虛謹慎和積極進去的態(tài)度主動發(fā)現(xiàn)自己的不足之處，并對其彌補。本次設計是一次理論與實際相結合的過程，由于是初次設計，沒有經(jīng)驗，參考了現(xiàn)有的設計資料，但其中仍存在一些問題。設計中也許有某些細節(jié)沒有考慮到，使設計不是很準確。在設計過程中，通過自己認真思考和老師的指導，理