減速器課程設(shè)計

1、目 錄 摘要I1 課程設(shè)計任務(wù)11.1 課程設(shè)計的目的11.2 課程設(shè)計要求11.3 課程設(shè)計的數(shù)據(jù)12 設(shè)計方案擬定及說明22.1 組成22.2 特點22.3 確定傳動方案22.4. 選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）23 電動機(jī)選擇33.1選擇電動機(jī)的類型33.2 傳動裝置的總傳動比及其分配53.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)54 齒輪的設(shè)計75軸的擬定166軸與滾動軸承的設(shè)計、校核計算187鍵的設(shè)計計算及校核228箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計23結(jié)論25參考文獻(xiàn)261 課程設(shè)計任務(wù)1.1 課程設(shè)計的目的該課程設(shè)計是繼機(jī)械設(shè)計課程后的一個重要實踐環(huán)節(jié)，其主要目的是：（1）綜合運用機(jī)械設(shè)計課程和其他先修

2、課程的知識，分析和解決機(jī)械設(shè)計問題，進(jìn)一步鞏固和拓展所學(xué)的知識（2）通過設(shè)計實踐，逐步樹立正確的設(shè)計思想，增強(qiáng)創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握機(jī)械設(shè)計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。（3）通過設(shè)計計算、繪圖以及運用技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、設(shè)計手冊等有關(guān)設(shè)計資料，進(jìn)行全面的機(jī)械設(shè)計基本技能的能力的訓(xùn)練。1.2 課程設(shè)計要求1.兩級減速器裝配圖一張（A1）2.零件工作圖兩張(A3)3.設(shè)計說明書一份1.3課程設(shè)計的數(shù)據(jù)課程設(shè)計的題目是：帶式輸送機(jī)減速系統(tǒng)設(shè)計工作條件：運輸機(jī)連續(xù)單向運轉(zhuǎn),有輕微振動,經(jīng)常滿載，空載起動, 兩班制工作，使用期限10年，輸送帶速度容許誤差為±5%。卷筒直徑D=3

3、80mm，帶速=1.95m/s, 帶式輸送機(jī)驅(qū)動卷筒的圓周力（牽引力）F=2.8KN2 設(shè)計方案擬定及說明2.1 組成機(jī)器通常原動機(jī)、傳動裝置、工作機(jī)等三部分組成。傳動裝置位于原動機(jī)和工作機(jī)之間，用來傳遞運動和動力，并可以改變轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩的大小或改變運動形式，以適應(yīng)工作機(jī)功能要求。2.2 特點齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2.3 確定傳動方案綜合比較帶式輸送機(jī)的四種傳動方案，下圖的傳動方案工作可靠、傳動效率高、維護(hù)方便、環(huán)境適應(yīng)性好。2.4. 選擇二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）圖2-1傳動裝置總體設(shè)計簡圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。

4、3 電動機(jī)選擇3.1選擇電動機(jī)的類型電動機(jī)選擇包括選擇類型、結(jié)構(gòu)形式、容量（功率）和轉(zhuǎn)速，并確定型號。3.1.1電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式選擇工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要求一般應(yīng)選三相交流異步電動機(jī)。最常用的電動機(jī)是Y系列籠型三相異步交流電動機(jī)。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護(hù)方便、價格低，使用與不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性能較好，頁適用于某些要求較高的啟動轉(zhuǎn)矩的機(jī)械。常用的是封閉式Y(jié)（IP44）系列。3.1.2選擇電動機(jī)容量選擇電動機(jī)容量就是合理確定電動機(jī)的額定功率。電動機(jī)容量主要由發(fā)熱條件而定。電動機(jī)發(fā)熱與工作情況有關(guān)。對于載荷不變或變化不大，且在常溫下長期

5、連續(xù)運轉(zhuǎn)的電動機(jī)，只要其所需輸出功率不超過其額定功率，工作時就不會過熱，可不進(jìn)行發(fā)熱計算。這類電動機(jī)按下述步驟確定：1） 工作機(jī)所需功率工作機(jī)所需功率應(yīng)由機(jī)器工作阻力和運動參數(shù)計算確定。已知輸送帶速度（m/s）與卷筒直徑D（mm），則卷筒軸轉(zhuǎn)速nw為：= r/min= （3-1）已知帶式輸送機(jī)驅(qū)動卷筒的圓周力（牽引力）F(N)和輸送帶速（m/s），則卷筒軸所需功率為：= kw=kw （3-2）2) 電動機(jī)的輸出功率電動機(jī)至工作機(jī)主動軸之間的總效率，即：=0.86 （3-3）式中，正、為電動機(jī)至卷筒之間的各傳動機(jī)構(gòu)和軸承的效率，由表2-4查的其數(shù)值為：彈性聯(lián)軸器 =0.99、滾動軸承=0.99、

6、圓柱齒輪傳動=0.97、卷筒滑動軸承 =0.96。= kw=kw （3-4）2） 確定電動機(jī)額定功率根據(jù)計算出的功率可選定電動機(jī)的額定功率。應(yīng)使等于或稍大于。故，按表20-1選取電動機(jī)額定功率=5.5 kw3.1.3電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由表3.1查的單級圓柱齒輪傳動比范圍=36,則電動機(jī)的轉(zhuǎn)速可選范圍為：=9723888 r/min （3-5）可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min、3000r/min的電動機(jī)均符合。表3.1 方案對比表方案電動機(jī)型 號額定功率（kw）電動機(jī)（r/min）電動機(jī)質(zhì)量（kg）電動機(jī)裝置的傳動比同 步滿 載總

7、傳動比高速級傳動比低速級傳動比1Y132S-25.530002900644.62.02.32Y132S-45.515001440435.062.22.33Y132M2-65.51000960734.42.02.2由表中數(shù)據(jù)可知方案一低速級的傳動比不符合要求（3），方案二與方案三比較，方案三傳動比大，傳動裝置的結(jié)構(gòu)尺寸較大。因此，采用方案二，選定的型號為Y132s-4。3.1.4電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸圖3-1表3.2 方案對比表電動機(jī)型號HABCDEF×GDGKABADACHDAABBHALY132S13221614089388010×833122802101353

8、156020018475由表20-1、表20-2查出Y132S-4型電動機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列上表。3.2 傳動裝置的總傳動比及其分配對于二級圓柱齒輪減速器，為使兩級的大齒輪有相近的浸油深度，高速級傳動比和低速級傳動比可按下列方法分配：（3-6） 總傳動比為： （3-7）取高速級傳動比=3.2，則低速級傳動比為： （3-8） 所得值符合一般圓柱齒輪減速器傳動比的常數(shù)范圍。3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.3.1 各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動裝置的各軸轉(zhuǎn)速為：=1440 r/min （3-9） （3-10） （3-11）3.3.2 各軸輸入功率P(kw)各軸輸入功率分別為：

9、 =5.5kw （3-12） =5.5×0.99 kw=5.445kw （3-13） （3-14） （3-15）3.3.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T各軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為： （3-16） （3-17） （3-18） （3-19）表3.3 方案對比表項目電動機(jī)高速軸中間軸低速軸轉(zhuǎn)速（r/min）14401440352110功率（kw）5.55.4455.2295.021轉(zhuǎn)矩（）36.4836.11144.61444.357傳動比13.333.24.17效率0.990.98010.9506974齒輪的設(shè)計本次課程設(shè)計我采用的是斜齒輪，斜齒輪的優(yōu)點是，能提高齒輪嚙合的重合度，使齒輪傳動平穩(wěn)，降低噪音，

10、。提高齒根的彎曲強(qiáng)度，齒面的接觸疲勞強(qiáng)度，但是斜齒輪會產(chǎn)生軸向力，可采用推力軸承進(jìn)行消除。設(shè)計齒輪的要求是：（1）高的彎曲疲勞強(qiáng)度和接觸疲勞強(qiáng)度；（2）齒面由較高硬度、耐磨性；（3）輪齒芯部要有足夠的強(qiáng)度和韌度。故齒輪的設(shè)計按下述步驟：4.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù)。（1）選擇齒輪類型；考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。（2）選擇齒輪材料及熱處理；高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)后表面高頻淬火，小齒輪齒面硬度為280HBS。大齒輪選用鋼調(diào)制，齒面硬度為240HBS（3）選擇齒輪精度等級；按GB/T100951998，選擇7級。（4

11、）選擇齒輪齒數(shù)；、互為質(zhì)數(shù)（相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)），閉式=2040，硬齒面故取小齒輪齒數(shù)=22，大齒輪齒數(shù)=22×4.37=96.14，取=97。傳動比誤差  iu4.41i0.0445，允許（5）選取螺旋角；初選螺旋角=。 2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計計算；（4-1）（1）確定公式內(nèi)各參數(shù)的值:試選載荷系數(shù)=1.6查課本圖10-30選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由課本圖10-26查得齒輪端面重合度則由課本公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×1440×1×（2×8×300×10）h=4.1472

12、15;10h （4-2）N=(4.41為齒數(shù)比,即4.41=) （4-3）查課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：K=0.92 K=0.95查課本表10-7查的齒輪的齒寬系數(shù)=1查課本表10-6查得彈性影響系數(shù)=189.8查課本圖10-21查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:=0.90×600MPa=552 （4-4）=0.95×550=522.5 （4-5）許用接觸應(yīng)力（4-6）T=95.5×10×=3.611×10

13、（4-7）(2)設(shè)計計算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得：=39.97mm（4-8）計算圓周速度。3.012m/s （4-9）計算齒寬b和模數(shù)。計算齒寬b： b=1×39.97mm=39.97mm（4-10）計算摸數(shù)m： =（4-11）計算齒寬與高之比。齒高h(yuǎn): h=2.25 =2.25×1.62mm=3.636 （4-12） =10.99 （4-13）計算縱向重合度。=0.318=1.903 （4-14）計算載荷系數(shù)Ka)查課本表10-2查得使用系數(shù)=1.11b)根據(jù),7級精度,(互換性表10-10)； 查課本由圖10-8得動載系數(shù)K=1.14；查課本由表10-4得

14、接觸疲勞強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù)K=1.42c)查課本由表10-13得: K=1.265查課本由表10-3 得: K=1.4故載荷系數(shù):KK K K=2.21 （4-15）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=44.48×=44.51（4-16）計算模數(shù)=（4-17）3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式（4-18）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值計算載荷系數(shù)KKKK=1.25×1.14×1.35×1.41.97 （4-19） 螺旋角系數(shù)根據(jù)縱向重合度=1.8236，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 計算當(dāng)量齒數(shù)（4

15、-20）（4-21） 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)查課本由表10-5得:齒形系數(shù)2.592 2.188 應(yīng)力校正系數(shù)1.596  1.798    工作壽命兩班制，10年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N=4.1472×10h 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù): N=查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限                  小齒輪 大齒輪 

16、;查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.85 K=0.88 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力   取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4。=（4-22）=（4-23）    計算大、小齒輪的并加以比較（4-24）（4-25）大齒輪的數(shù)值大.所以選用大齒輪.  設(shè)計計算 計算模數(shù)（4-26）對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm，已可滿足彎曲疲勞。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑51.077來計

17、算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:=28.79 （4-26） 取=26,那么=4.41×26=113.62=114  4. 幾何尺寸計算計算中心距 a=115.94（4-27）將中心距圓整為116按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos（4-28）因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大、小齒輪的分度圓直徑d=44.9（4-29）d=187.2（4-30）計算齒輪寬度=（4-31）圓整后取 4.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1.選齒輪類型、材料、精度等級及齒數(shù)。（1）選擇齒輪類型；考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。（2）選擇齒輪材料及熱處理；高速級小齒

18、輪選用鋼調(diào)質(zhì)后表面高頻淬火，小齒輪齒面硬度為280HBS。大齒輪選用鋼調(diào)制，齒面硬度為240HBS（3）選擇齒輪精度等級；按GB/T100951998，選擇7級。（4）選擇齒輪齒數(shù)；、互為質(zhì)數(shù)（相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)），閉式=2040，硬齒面故取小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)=24×3.36=80.64，取=81。傳動比誤差  iu3.375i0.0345，允許（5）選取螺旋角；初選螺旋角=。 2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計計算；（4-41）（1）確定公式內(nèi)各參數(shù)的值:試選載荷系數(shù)=1.6查課本圖10-30選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由課本圖10-26查得齒輪端面重合度則由課本

19、公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×1440×1×（2×8×300×10）h=0.994×10h （4-42）N=(4.09為齒數(shù)比,即4.09=) （4-43）查課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：K=0.95 K=0.97查課本表10-7查的齒輪的齒寬系數(shù)=1查課本表10-6查得彈性影響系數(shù)=189.8查課本圖10-21查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:=0.90×60

20、0MPa=570 （4-44）=0.95×550=533.5 （4-45）許用接觸應(yīng)力（4-46） T=95.5×10×=206.63 （4-47）(2)設(shè)計計算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得：=mm （4-48）計算圓周速度。1.146m/s （4-49）計算齒寬b和模數(shù)。計算齒寬b： b=1×72.44mm=72.44mm（4-50）計算摸數(shù)m： =（4-51）計算齒寬與高之比。齒高h(yuǎn): h=2.25 =2.25×2.93mm=6.39 （4-12） =11.99 （4-13）計算縱向重合度。=0.318=1.903 （4-54）計

21、算載荷系數(shù)Ka)查課本表10-2查得使用系數(shù)=1.25b)根據(jù),7級精度,(互換性表10-10)； 查課本由圖10-8得動載系數(shù)K=1.05；查課本由表10-4得接觸疲勞強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù)K=1.426c)查課本由表10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.4故載荷系數(shù):KK K K=1.25×1.05×1.4×1.426=2.156 （4-55）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=d=72.44×=70.02（4-56）計算模數(shù)=（4-57）3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式（4-58）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值計算

22、載荷系數(shù)KKKK=1.25×1.05×1.4×1.351.925 （4-59） 螺旋角系數(shù)根據(jù)縱向重合度=1.8236，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 計算當(dāng)量齒數(shù)（4-60）（4-61） 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 查課本由表10-5得:齒形系數(shù)2.5592 2.197  應(yīng)力校正系數(shù)1.6146  1.7813    工作壽命兩班制，10年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N=4.1472×10h 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù): N=查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度

23、極限                  小齒輪 大齒輪 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.87 K=0.88 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力   取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4。=（4-62）=（4-63）    計算大、小齒輪的并加以比較（4-64）（4-65）大齒輪的數(shù)值大.所以選用大齒輪.  設(shè)計計算 計算模數(shù)（4-6

24、6）對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2.5mm，已可滿足彎曲疲勞。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑85.49來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:=27.18 （4-66） 取=27,那么=86.  4. 幾何尺寸計算計算中心距 a=145.57（4-67）將中心距圓整為1按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos（4-68）因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大、小齒輪的分度圓直徑d=69.56（4-69）d=221.58（4-70）計算齒輪寬度B=（4-71）

25、圓整后取 5.軸的擬定5.1聯(lián)軸器的設(shè)計及選擇類型選擇聯(lián)軸器的類型根據(jù)工作要求選定。聯(lián)接電動機(jī)與減速器高速軸的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較高，一般應(yīng)選用具有緩沖、吸振作用的彈性聯(lián)軸器，例如彈性套柱銷聯(lián)軸器，彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機(jī)聯(lián)接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，又因為減速器軸與工作機(jī)軸之間往往有較大的軸線偏移，因此常選用剛性可移式聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的設(shè)計計算.1高速軸的聯(lián)軸器的選擇已知=7.425kw =1440r/min =49242.1875N·mm；選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理；查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計得電動機(jī)型號為Y132M-4的D=38mm。查課本表15-3

26、，取=112，所以得高速軸的最小直徑處算為：= （5-1）聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查課本,選取,所以轉(zhuǎn)矩為: （5-2）因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計，選取HL3聯(lián)軸器型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為630N·m。所以高速軸的最小直徑為32mm.HL3聯(lián)軸器GB5014-85 主動端=38mm，Y型軸孔，L=82mm,A型鍵槽； 從動端=32mm,Y型軸孔，L=82mm，A型鍵槽。.2低速軸的聯(lián)軸器的選擇已知=6.86kw =98r/min =668500N·mm；選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理；查課本表15-3，取=112，所以得高速軸的最小直徑處算為：=4

27、6.16 （5-3）聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查課本,選取,所以轉(zhuǎn)矩為: （5-4）因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計，選取HL4聯(lián)軸器型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N·m。所以低速軸的最小直徑為48mm.HL448×112聯(lián)軸器GB5401-85 主動端=48mm，J型軸孔，L=112mm,A型鍵槽； 從動端=48mm,J型軸孔，L=112mm，A型鍵槽。5.2初選滾動軸承的類型及軸的支承形式按照對軸系軸向位置的不同限定方法，軸的支承結(jié)構(gòu)可分為三種基本型式，即兩端固定支承，常用兩個安裝的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，兩個軸承各限制軸載一個方向的軸向移動；一

28、端固定、一端游動支承，用于跨距較大且工作溫度較高的軸，其熱伸長量大；兩端游動支承，對于一對人字齒輪本身的相互軸向限位作用，它們的軸承內(nèi)外圈的軸向緊固應(yīng)設(shè)計成只保證其中一根軸向相對機(jī)座由過頂?shù)妮S向位置，而另一根軸上的兩個軸承都必須是游動的以防止卡死或人字齒的兩側(cè)受力不均勻。普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，常采用兩端固定支承。因為采用斜齒輪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，軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。在設(shè)計時應(yīng)注意留有適當(dāng)?shù)妮S向間隙，以補(bǔ)充工作時軸的熱伸長量。對于可調(diào)間隙的角接觸球軸承，則可利用調(diào)整墊片或螺紋件來調(diào)整軸承游隙，以保

29、證軸系的游動和軸承的正常運轉(zhuǎn)。5.3軸承蓋的結(jié)構(gòu)軸承蓋的作用是固定軸承、承受軸向載荷。密封軸承座孔、調(diào)整軸系位置和軸承間隙等。采用凸緣式軸承蓋。5.4滾動軸承的潤滑本次設(shè)計軸承采用油潤滑，當(dāng)利用箱體內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承時，通常在箱座的凸緣面上開設(shè)導(dǎo)油溝，使飛濺到箱蓋內(nèi)壁上的油經(jīng)過導(dǎo)油溝進(jìn)入軸承，所以在箱座上開設(shè)導(dǎo)油溝。5.5確定齒輪位置和箱體內(nèi)壁線箱座壁厚=8mm；1=15mm;2=16mm;3=7mm; 4=20mm;7=20mm;=60mm;=197mm;=317mm.6、軸與滾動軸承的設(shè)計、校核計算6.1低速軸的設(shè)計1.已知=6.86kw =98r/min =668500N·

30、;mm；選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理；軸的最小直徑是聯(lián)軸器的直徑，所以低速軸的最小直徑確定為48mm。2.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=294.4而 F= （6-1） F= F（6-2） F= Ftan=4541×tan14°2400N1165.07N （6-3）3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 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;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(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取初步選擇滾動軸承.因

31、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(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30312型，其尺寸為,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊上查得30312型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為90mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高6,取.軸環(huán)寬度,取b=12mm. 軸承端蓋的總寬度為32.5mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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

32、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=16,兩圓柱齒輪間的距離4=20mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離3,3=8mm;已知滾動軸承寬度B=33.5,高速齒輪輪轂長L=95,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度。傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖如圖6-1至圖6-3所示: 圖6-1 低速軸圖6-2 高速軸圖6-3 中間軸6.2中間軸的校核1.求作用在齒輪上的力已知中間軸大齒輪的分度圓直徑為=235.05=87.72 F=1991.92N =747.48N =499.97N=4541N =1707.44N =1165.07N2.從軸的載荷分析圖可

33、以判斷 危險截面在B處，現(xiàn)將計算出的截面B處的、 的值列于下表表6.1 對照表載荷水平面H垂直面V支反力F(N)=2522.29 =26.79=1528.1 =412.818彎矩M(N·mm)=259392.9=55538.88=104675.06總彎矩扭矩T(N·mm )199430.866. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)：=MPa （6-4）前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查課本表15-1得=60MP 此軸合理安全中間軸的載荷分析圖:7.鍵的設(shè)計計算及校核選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) 中間軸：d=38mmd=38

34、mm低速軸： d=65mm查課本表6-1?。褐虚g軸：12X8X63 12X8X42 低速軸：18X11X70校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查課本表表6-2得 =110120MP取=110MPa鍵工作長度中間軸：63-12=51 40-12=28低速軸：70-18=52鍵與輪轂鍵槽的接觸高度中間軸： K=0.5 h=4 K=0.5 h=4MPaMPa低速軸：K=0.5 h=6兩者都合適取鍵標(biāo)記為： 中間軸：鍵2：12×63A GB/T1096-79 鍵2：12×42 A GB/T1096-79低速軸：鍵3：18×70 A GB/T1096-798.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用

35、鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)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(jī)蓋與機(jī)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3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計A 視孔蓋和窺視孔在機(jī)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(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出

36、支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)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(jī)蓋聯(lián)結(jié)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(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)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(jī)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