帶式輸送機二級斜齒圓柱齒輪減速器

1、畢業(yè)設計（論文）題目：帶式輸送機二級斜齒圓柱齒輪減速器學 生 姓 名： 學 部 （系）： 專 業(yè) 年 級： 指 導 教 師： 2013年05月20日 目錄摘要 3關鍵字 3Abstract4Key words 41緒論 52傳動裝置的總體設計方案 52.1 方案的特點及應用 52.2 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案 62.3 選擇電動機62.3.1 選擇電動機的類型62.3.2 選擇電動機的容量72.4 確定傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 82.4.1 傳動裝置的總傳動 82.4.2 分配各級傳動比 82.4.3 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 83齒輪傳動的設計93.1 齒輪傳動的概述93.

2、1.1 齒輪傳動的特點93.1.2 齒輪傳動的分類103.2 齒輪傳動設計103.2.1 選擇齒輪材料、熱處理及精度103.2.2 確定許用應力103.2.3 高速級齒輪傳動設計113.2.4 低速級齒輪傳動設計124滾動軸承和傳動軸的設計144.1滾動軸承和傳動軸的概述144.1.1軸的功能及分類144.1.2滾動軸承的分類 154.2 滾動軸承的型號選擇及設計154.3 確定軸的各段直徑和長度164.4 計算軸上的載荷185減速器聯(lián)接鍵的設計196箱體結構的設計206.1 箱體特點206.2 潤滑與密封設計217聯(lián)軸器的設計22論文總結 23參考文獻 242二級斜齒圓柱齒輪減速器摘 要本文

3、闡述了二級斜齒圓柱齒輪減速器的設計和設計的過程，對機床的進一步改造。齒輪傳動系統(tǒng)是減速器最主要的部分，特別是箱體，精度要求非常的高，還需考慮其它方面對傳動軸的影響。在分析各種減速器結構和性能特點的基礎上，并利用各種相關的資料和實踐中的經(jīng)驗，綜合考慮了各種性能、精度、平穩(wěn)、經(jīng)濟設計，實用性比較強，設計一臺二級斜齒圓柱齒輪減速器傳動系統(tǒng)。通過了經(jīng)驗的估算到驗算，不符合就對某些部件進行改進，反復進行修改直到達到要求，并通過二維繪圖軟件AutoCAD繪圖，修改結構上不合理的地方。本文對設計的方案的選擇進行了分析、比較，對零件的選擇校核和分析，對二級斜齒圓柱齒輪減速器的設計步驟做了介紹，并對一些設計步驟

4、進行了簡化。關鍵詞：二級斜齒圓柱齒輪；減速器；強度計算The secondary helical cylindrical gear reducerAbstractThis paper addresses the design of the secondary helical cylindrical gear reducer and the process of the design for further reform of machine tools. Gear transmission system is one of the main reducer parts, especially

5、housing, accuracy is very high, also need to consider other aspects of the influence of the shaft. Based on the analysis of all kinds of gear reducer based on structure and performance characteristics, and use a variety of related data and experience in practice, considering the various performance,

6、 precision, steady, economic design, practical stronger, design a secondary helical cylindrical gear reducer drive system. Calculations to check by the experience, does not conform to the will improve some parts, modify repeatedly until you reach requirements, and through the 2 d drawing software Au

7、toCAD drawing, modify the structure is not reasonable. In this paper, the design of the scheme are analyzed and compared, the selection of parts checking and analysis of the secondary helical cylindrical gear reducer design procedure is presented, and some design step is simplified.Key words: the se

8、condary helical cylindrical gear; Gear reducer; Strength calculation1 緒論原料輸送大量使用皮帶輸送機，本論文是關于帶式輸送機傳動裝置設計，帶式輸送機的帶傳動是通過撓性件帶，把主動軸的運動和動力傳給從動軸的一種機械形式，常用于兩軸相距較遠的場合，與其他機械傳動相比，帶傳動結構簡單，成本低廉，是一種應用很廣泛的機械傳動。帶式輸送機傳動裝置主要有電動機、減速器、聯(lián)軸器等組成。帶傳動由于承載能力低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他型式大，故應放在系統(tǒng)的高速級，此時速度較高，在傳遞相同功率時的轉矩減小，從而使帶傳動獲得較為緊湊的結構尺

9、寸，此外，帶傳動工作平穩(wěn)，能緩沖、吸振，被廣泛采用。論文分為七部分。第一部分“傳動方案的總體設計”主要是確定傳動方案，選定電動機的型號，合理分配傳動比及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為計算各級傳動件作準備條件；第二部分“傳動零件的設計計算”主要進行確定傳動件齒輪的尺寸參數(shù)、材料和結構；第三部分“減速器軸的設計”進行軸的材料及各部分結構和主要參數(shù)的確定，強度計算校核第四部分“減速器鍵的設計”進行了鍵的型號尺寸及材料的選擇、強度的計算；第五部分“減速器軸承的設計”進行了軸承的選擇、壽命計算、強度計算；第六部分“減速箱的結構設計”主要進行箱體的材料及各部分結構尺寸設計；第七部分“聯(lián)軸器的選擇和減速器

10、的潤滑”進行了聯(lián)軸器的選擇計算和減速器各部分的潤滑方式和潤滑油的選用。所引用的參考文獻資料有：機械設計課程設計指導書、機械零件、機械原理、機械制圖、互換性與技術測量。2 傳動裝置的總體設計方案2.1 方案的特點及應用結構簡單，但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此要求有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端。這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可以部分相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。用于載荷比較平穩(wěn)的場合。高速級一般做成斜齒。傳動裝置圖如2-1-1 1-電動機；2-聯(lián)軸器；3-齒輪減數(shù)機；4-卷筒；5-運輸帶2-1-1 帶式輸送機傳動裝置示意圖2.2 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案二級斜齒圓

11、柱齒輪減速器，傳動裝置的總效率××0.876；為兩對聯(lián)軸器的效率，為三對滾動軸承的效率，為閉式齒輪的傳動效率，齒輪為7級精度，油脂潤滑。根據(jù)帶式運輸機工作的類型，可取工作效率。2.3 選擇電動機2.3.1 選擇電動機的類型1）按工作電源分類 根據(jù)電動機工作電源的不同，可分為直流電動機和交流電動機。其中交流電動機還分為單相電動機和三相電動機。 2）按結構及工作原理分類 電動機按結構及工作原理可分為直流電動機，異步電動機和同步電動機。同步電動機還可分為永磁同步電動機、磁阻同步電動機和磁滯同步電動機。 異步電動機可分為感應電動機和交流換向器電動機。感應電動機又分為三相異步電動機、

12、單相異步電動機和罩極異步電動機等。交流換向器電動機又分為單相串勵電動機、交直流兩用電動機和推斥電動機。直流電動機按結構及工作原理可分為無刷直流電動機和有刷直流電動機。有刷直流電動機可分為永磁直流電動機和電磁直流電動機。電磁直流電動機又分為串勵直流電動機、并勵直流電動機、他勵直流電動機和復勵直流電動機。永磁直流電動機又分為稀土永磁直流電動機、鐵氧體永磁直流電動機和鋁鎳鈷永磁直流電動機。 3）按起動與運行方式分類 電動機按起動與運行方式可分為電容起動式單相異步電動機、電容運轉式單相異步電動機、電容起動運轉式單相異步電動機和分相式單相異步電動機。 4）按用途分類 電動機按用途可分為驅(qū)動用電動機和控制

13、用電動機。 按照工作條件是輸送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷變化不大，空載起動，工作時間長的環(huán)境下，因此選擇選擇Y系列三相鼠籠式交流異步電動機。2.3.2 選擇電動機的容量要想使電動機在使用中效率最高，必須根據(jù)負載的不同性質(zhì)來合理選擇電動機的容量和型號。如電動機容量選擇往往偏大。不僅造成投資的浪費，而且效率和功率因數(shù)也都不高，使電能浪費很大。電動機的容量選得過小，就會難于起動，或者勉強起動起來，工作電流也會超過電動機的額定電流，導致電動機繞組過熱乃至燒毀。 選擇電動機容量時，還要考慮到供電變壓器容量的大小。一般來說，直接起動的最大1臺異步電動機的容量，不宜超過供電變壓器容量的13。對連續(xù)運行的電動

14、機，如與水泵、風機等配套的電動機，從節(jié)能的觀點出發(fā)，電動機約在80%左右負載率運轉時，效率最高。對農(nóng)用電動機，其平均負載率運轉時，效率最高。所以；對農(nóng)用電動機，其平均負載為電動機額定存量的70%以上時即可認為電動機容量的選擇是合理的。 對短時間運行的電動機，例如，與電動閘門配套的電動機，可以允許在比額定功率偏大的情況下運行，這應該依電動機的轉矩是否能滿足負載轉矩的要求來確定計算電動機所需工作功率為： 。因載荷平穩(wěn)，電動機功率由Y系列三相異步電動機技術參數(shù)可知，選用額定功率為7.5kw的電動機。 卷筒軸工作轉速n=113.7r/min由于兩級斜齒輪減速器一般傳動比范圍為840，則總傳動比合理范圍

15、為，故電動機轉速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉速有1000r/min，1500r/min，3000r/min。符合條件的如下表所示：表2-3-1 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比方案電動機型號額定功率（kw)電動機轉速n(r/min)總傳動比同步轉速滿載轉速1Y132S2-27.53000292032.52Y132M-47.51500144014.043Y160M-67.510009708.04綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M4的三相異步電動機，額定功率為7.5，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。2.4 確定傳動裝置的總傳

16、動比并分配各級傳動比2.4.1 傳動裝置的總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為=132.4.2 分配各級傳動比×式中分別為第一二級斜齒輪的傳動比。兩級展開式斜齒輪減數(shù)器。根據(jù)各原則取得高速級傳動比為4.3。 則2.4.3 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)1) 各軸轉速1440r/min 1440/4.3334.88r/min  / 334.88/3.02=110.89r/min =110.89 r/min2) 各軸輸入功率×7.43×0.997.36kW×2×7.36

17、×0.99×0.966.99kW×2×6.99×0.99×0.966.64kW×2×1=6.64×0.99×0.996.51kW3) 各軸輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩:=9550 =9550×=49.28 N·m× =49.28×1×0.99=48.79N·m×××=48.79×4.3×0.99×0.99=205.62N·m×××=205.

18、62×3.02×0.99×0.96=590.17N·m=××=590.17×0.96×0.99=560.90N·m綜合上述，可總結如下:表4-3-1 運動和動力參數(shù)軸 號功率P/kw轉矩T/（N·m）轉速n(r/min）傳動比i傳動效率電動機軸7.4314400.99軸17.3614404.30.95軸26.99334.883.020.96軸36.64110.890.98工作軸6.51110.893 齒輪傳動的設計3.1 齒輪傳動的概述 3.1.1 齒輪傳動的特點齒輪傳動與帶傳動相比：主要優(yōu)點：

19、 傳遞動力大、效率高； 壽命長，工作平穩(wěn)，可靠性高； 能保證恒定的傳動比，能傳遞任意夾角兩軸間的運動。 主要缺點： 制造、安裝精度要求較高，因而成本也較高； 不宜作遠距離傳動。 3.1.2 齒輪傳動的分類1）按齒輪類型分：直齒圓柱齒輪傳動、斜齒圓柱齒輪傳動、錐齒輪傳動、人字齒輪傳動。2）按裝置形式分：開式傳動、半開式傳動、閉式傳動。3）按使用情況分：動力齒輪以動力傳輸為主，常為高速重載或低速重載傳動。傳動齒輪以運動準確為主，一般為輕載高精度傳動。4）按齒面硬度分：軟齒面齒輪（齒面硬度350HBS）、硬齒面齒輪（齒面硬度350HBS）。3.2 齒輪傳動設計3.2.1 選擇齒輪材料、熱處

20、理及精度1）選用斜齒圓柱齒輪傳動，功率較小，可采用軟齒面，先按齒面接觸疲勞強度設計，然后再按齒根彎曲疲勞強度校核；2）選取齒輪材料，齒輪的齒體應有較高的抗折斷能力，齒面應有較強的抗點蝕、抗磨損和較高的抗膠合能力，即要求：齒面硬、芯部韌。常用的材料有鋼：許多鋼材經(jīng)適當?shù)臒崽幚砘虮砻嫣幚?，可以成為常用的齒輪材料；鑄鐵：常作為低速、輕載、不太重要的場合的齒輪材料；非金屬材料：適用于高速、輕載、且要求降低噪聲的場合。綜上可知如下結論：a 材料：高速級小齒輪選用45Cr(調(diào)質(zhì))，硬度280HBS,取小齒齒數(shù)=28。高速級大齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì)），齒面硬度為大齒輪240HBS 。 Z=i1×Z=

21、4.3×28=120.4 取Z=120b. 齒輪精度:按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。3.2.2 確定許用應力根據(jù)齒輪材料，根據(jù)3圖10-38和圖10-39有Hlim = 610Mpa；H2lim = 610MpaFlim1= 250Mpa；F2lim=250Mpa由式10-35可得Fl =1.4Flim= 1.4×250 =350Mpa F2 =1.4F×lim= 1.4×250 =350Mpa由式10-34可得Hl =0.9Hlim = 0.9×610= 549 MpaH2=0.9H2lim = 0.9×61

22、0= 549 Mpa3.2.3 高速級齒輪傳動設計小齒輪齒數(shù)Z1= 28 ，大齒輪齒數(shù)Z2= 120,則齒數(shù)比為：1計算小齒輪的分度圓直徑 確定參數(shù)：Ad= 756，Am= 12.4 ；載荷系數(shù)K=1.4 ；取齒寬系數(shù)d= 1.0;T1= 48.79 Nlim H = 549Mpa2協(xié)調(diào)設計參數(shù)取中心距a= 218mm則齒輪法面模數(shù)為取齒輪法面模數(shù) mn= 3.0mm ；3計算分度圓直徑和齒寬 小齒輪分度圓直徑： 大齒輪分度圓直徑：齒寬：b=dd1=1.0×80.31= 80.31 mm取大齒輪齒寬b2=85 mm，則小齒輪齒寬b1=90mm。4.當量齒數(shù)小齒輪當量齒輪數(shù)：大齒輪當量

23、齒輪數(shù)： 查得復合齒形系數(shù)YFS1=4.1 ；YFS2 =3.88 由于則輪齒彎曲強度條件所需要的模數(shù)為它小于設計結果mn=3.0mm，滿足輪齒彎曲強度條件。3.2.4 低速級齒輪傳動設計取小齒輪齒數(shù)z1=36；則大齒輪齒數(shù)為z2=i2 z1= 108.72,取Z2=109齒數(shù)比為：1計算小齒輪的分度圓直徑確定參數(shù):Ad=756 ，Am= 12.4；載荷系數(shù)K= 1.4 ；齒寬系數(shù)d= 1.0 T2=203.62 N/mm；H= 549 Mpa；2協(xié)調(diào)設計參數(shù) 取中心距a= 170mm螺旋角為： 取齒輪法面模數(shù)mn=2.4mm。3.計算分度圓直徑和齒寬 小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑 齒寬b

24、=dd1=1.0×81.61=81.61mm，取大齒輪齒寬b2=95mm，小齒輪寬b1=100mm。4當量齒數(shù) 查表10-10得復合齒形系數(shù)YFS1= 4.06 ，YFS2= 3.88 ；按輪齒彎曲強度條件所需要的模數(shù)為它小于設計結果mn=2.5mm，滿足輪齒彎曲強度條件。各齒輪幾何參數(shù)計算結果如下表名稱代號計算公式 結果高速級低速級中心距Aa=d1(1+u)/2cos218170傳動比Ii=z2/z14.293.03法面模數(shù)mn由強度計算，并為標準值3.02.4端面模數(shù)mtmt=mn/cos3.082.48法面壓力角n 2020端面壓力角t152.48152.21螺旋角一般取=8&

25、#176;20°13°14.7°齒數(shù)Z2812036109分度圓直徑Dd=mnz/cos89.25382.4989.32270.45齒頂圓直徑dada=d+2m95.41384.5494.28275.41齒根圓直徑dfdf=d-2.5m81.55374.7983.12264.25齒寬BB2=2d1，B1=B2+(510)859095100螺旋角方向 左右左右齒輪的結構設計主要是確定輪緣，輪輻，輪轂等結構形式及尺寸大小。過強度計算確定出了齒輪的齒數(shù)z、模數(shù)m、齒寬B、螺旋角b、分度圓直徑d 等主要尺寸。 在綜合考慮齒輪幾何尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及經(jīng)濟性

26、等各方面因素的基礎上，按齒輪的直徑大小，選定合適的結構形式，再根據(jù)推薦的經(jīng)驗數(shù)據(jù)進行結構尺寸計算3-2-1齒輪結構設計。代號計算公式高速級低速級DS由軸強度及結構要求5570D1D1=1.6DS88112D2Da-10mn248364L(11.5)B8590do0.25(D2-D1)104.3563Do168238Nn=0.5mt1.541.24S0.3B25.528.54 滾動軸承和傳動軸的設計4.1 滾動軸承和傳動軸的概述4.1.1 傳動軸的功能軸用于支撐回轉零件并傳遞扭矩。軸的用途及分類軸的主要功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力，按照承受載荷的不同，軸可分為：心軸只承受彎矩的軸，如火車車

27、輪軸。傳動軸只承受扭矩的軸，如汽車的傳動軸。轉軸同時承受彎矩和扭矩的軸，如減速器的軸。按照軸線形狀的不同，軸可分為曲軸和直軸兩大類。直軸根據(jù)外形的不同，可分為光軸和階梯軸。軸一般是實心軸，有特殊要求時也可制成空心軸，如航空發(fā)動機的主軸。除了剛性軸外，還有鋼絲軟軸，可以把回轉運動靈活地傳到不開敞地空間位置。4.1.2 滾動軸承的分類滾動軸承的主要類型有：調(diào)心球軸承1000 、調(diào)心滾子軸承2000、圓錐滾子軸承3000、雙列深溝球軸承4000 、推力球軸承5000 、深溝球軸承6000、角接觸球軸承7000 、推力圓柱滾子軸承8000、圓柱滾子軸承N。球軸承

28、承載能力低，極限轉速高。滾子軸承承載能力高，極限轉速低。4.2 滾動軸承的型號選擇及設計1）列出軸功率、轉速和轉矩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)課本取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,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取為了隔離振動、緩沖和安裝方便，擬選用彈性聯(lián)軸器，因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查可知：TL9型彈性柱銷聯(lián)軸器的轉矩為1000N·m,許用最大轉速為2850r/min,軸徑為5071mm。4.3 確定軸的各段直徑和長度從動軸 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的

29、直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比略短一些,現(xiàn)取 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,故選用單列角接觸球軸承.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33011型.其尺寸為 ,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得33011型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為95mm,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. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高4,取

30、.軸環(huán)寬度,取b=16mm. 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(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 ,故取. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=12,兩圓柱齒輪間的距離c=16.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(nèi)壁一段距離 s,取s=10,已知滾動軸承寬度T=27,高速齒輪輪轂長L=85,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.從動軸主動軸1.為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸

31、器上而不壓在軸端上, 故-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,故選用單列角接觸球軸承.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33208型.其尺寸為,故,左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上得33206型軸肩高度mm,3.齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為85mm,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. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高4,取.軸環(huán)寬度,取b=16mm. 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(jù)軸承端蓋的裝拆及

32、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 ,故取.5.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=12,兩圓柱齒輪間的距離c=16.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(nèi)壁一段距離 s,取s=10,已知滾動軸承寬度T=25,低速級齒輪輪轂長B=95,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.主動軸中間軸1.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,故選用單列角接觸球軸承.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33007型.其尺寸為,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得33007型軸肩高度mm,

33、2.取安裝齒輪處的軸段;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為50mm,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. G低速級小齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高5,取.軸環(huán)寬度,取b=25mm. 3.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(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 ,故取.4.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.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(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=27,由于高速級大小齒和低速成級大小齒輪間配合

34、完好.至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.中間軸4.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設計手冊20-149表20.6-7.對于33011型圓錐滾子軸承,a=19mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 水平面上的支反力垂直面內(nèi)的支反力彎矩總彎矩 圖4-1-1 從動軸載荷分析圖6.按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只能校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全5 減速器聯(lián)接鍵的設計1）從動軸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.按，查得平鍵截面.鍵槽用

35、鍵槽銑刀加工。長為70mm.半聯(lián)軸器于軸的配合為。同樣可得長為60mm.2）中間軸齒輪周向定位。查得兩平鍵的尺寸分別為3）主動軸按，查得平鍵截面.鍵槽用鍵槽銑刀加工。長為38mm.半聯(lián)軸器于軸的配合為。同樣可得,長為31mm.6 箱體結構的設計6.1 箱體特點減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構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）.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，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm 為保證機蓋與機座連接處密

36、封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3）.機體結構有良好的工藝性。鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4）.對附件設計。A 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，用M6緊固B 油螺塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標 油標位在便于觀察減速

37、器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔 由于減速器運轉時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E 蓋螺釘 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體箱結構尺寸減速器機體結構主要尺寸如下表：名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸

38、緣厚度20地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M14機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）7，至外機壁距離查機械課程設計指導書表426，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表424外機壁至軸承座端面距離=+（812）56大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.210齒輪端面與內(nèi)機壁距離>8機蓋，機座肋厚7 7軸承端蓋外徑+（55.5）102（1軸）102（2軸）130（3軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離102（1軸）102（2軸）130（3軸）6.2 潤滑與密封設計對于二級斜齒圓柱齒