減速器的研究與設(shè)計課程設(shè)計

1、目錄機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書11緒論21.1 選題的目的和意義22確定傳動方案33機械傳動裝置的總體設(shè)計33.1 選擇電動機33.1.1 選擇電動機類型33.1.2 電動機容量的選擇33.1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇43.2 傳動比的分配53.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)53.3.1各軸的轉(zhuǎn)速：53.3.2各軸的輸入功率：53.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：63.3.4整理列表64 V帶傳動的設(shè)計74.1 V帶的基本參數(shù)74.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計95齒輪的設(shè)計105.1齒輪傳動設(shè)計（1、2輪的設(shè)計）105.1.1 齒輪的類型105.1.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計105.1.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計135.1.

2、4 幾何尺寸計算155.1.5圓整中心距后的強度校核165.1.6主要設(shè)計結(jié)論185.1.7結(jié)構(gòu)設(shè)計195.2 齒輪傳動設(shè)計（3、4齒輪的設(shè)計）205.2.1 齒輪的類型205.2.2按齒面接觸強度較合205.2.3按輪齒彎曲強度設(shè)計225.2.4 幾何尺寸計算255.2.5圓整中心距后的強度校核265.2.6主要設(shè)計結(jié)論285.2.7結(jié)構(gòu)設(shè)計296軸的設(shè)計306.2中間軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計346.3輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計387減速器附件的選擇及簡要說明447.1.檢查孔與檢查孔蓋447.2.通氣器447.3.油塞447.4.油標447.5吊環(huán)螺釘?shù)倪x擇447.6定位銷447.7啟蓋

3、螺釘458減速器潤滑與密封458.1 潤滑方式458.1.1 齒輪潤滑方式458.1.2 齒輪潤滑方式458.2 潤滑方式458.2.1齒輪潤滑油牌號及用量458.2.2軸承潤滑油牌號及用量458.3密封方式459機座箱體結(jié)構(gòu)尺寸469.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計46設(shè)計總結(jié)48參考文獻491緒論1.1 選題的目的和意義減速器的類別、品種、型式很多，目前已制定為行（國）標的減速器有40余種。減速器的類別是根據(jù)所采用的齒輪齒形、齒廓曲線劃分；減速器的品種是根據(jù)使用的需要而設(shè)計的不同結(jié)構(gòu)的減速器；減速器的型式是在基本結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上根據(jù)齒面硬度、傳動級數(shù)、出軸型式、裝配型式、安裝型式、聯(lián)接型式等因素而設(shè)計的不同

4、特性的減速器。 與減速器聯(lián)接的工作機載荷狀態(tài)比較復(fù)雜，對減速器的影響很大，是減速器選用及計算的重要因素，減速器的載荷狀態(tài)即工作機（從動機）的載荷狀態(tài)，通常分為三類：均勻載荷;中等沖擊載荷;強沖擊載荷。減速器是指原動機與工作機之間獨立封閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速并相應(yīng)地增大轉(zhuǎn)矩。此外，在某些場合，也有用作增速的裝置，并稱為增速器。 我們通過對減速器的研究與設(shè)計，我們能在另一個角度了解減速器的結(jié)構(gòu)、功能、用途和使用原理等，同時，我們也能將我們所學(xué)的知識應(yīng)用于實踐中。在設(shè)計的過程中，我們能正確的理解所學(xué)的知識，而我們選擇減速器，也是因為對我們過控專業(yè)的學(xué)生來說，這是一個很典型的例子，能從中學(xué)到很多知

5、識。僅用于學(xué)習(xí)交流,禁止抄襲,后果自負.2確定傳動方根據(jù)工作要求和工作環(huán)境，選擇展開式二級圓柱斜齒輪減速器傳動方案。此方案工作可靠、傳遞效率高、使用維護方便、環(huán)境適用性好，但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應(yīng)具有較大剛度。此外，總體寬度較大。為了保護電動機，其輸出端選用帶式傳動，這樣一旦減速器出現(xiàn)故障停機，皮帶可以打滑，保證電動機的安全。3機械傳動裝置的總體設(shè)計3.1 選擇電動機3.1.1 選擇電動機類型電動機是標準部件。因為工作環(huán)境清潔，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。3.1.2 電動機容量的選擇1、工作機所需要的功率為：其中：，得2、電動機的輸出功率

6、為電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。取V帶傳動效率， 效率從電動機到工作機齒輪傳動效率，=0.99彈性聯(lián)軸器，=0.95卷筒效率，輸送帶間的總效率為： 3、電動機所需功率為：因載荷平穩(wěn) ，電動機額定功率只需略大于即可，查機械設(shè)計實踐與創(chuàng)新表19-1選取電動機額定功率為。 3.1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：展開式減速器的傳動比為：V帶的傳動比為：得總推薦傳動比為：所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min、3000r/min。綜合考慮為使傳動裝置機構(gòu)緊湊，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。型號為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速，功率5.5。3.2 傳動比的分配1

7、、總傳動比為2、分配傳動比為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，現(xiàn)選V帶傳動比：；則減速器的傳動比為：；考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3，取則：；3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.3.1各軸的轉(zhuǎn)速：1軸 ； 2軸 ；3軸 ；滾筒軸 3.3.2各軸的輸入功率：1軸 ；2軸 ；3軸 ；卷筒軸 3.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電機軸 ；1軸 ；2軸 ；3軸 ；滾筒軸 3.3.4整理列表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速電機軸5.532.89144014.76263.1672024.527210.16205.7134.303538.7976.2

8、7滾筒軸4.175522.7676.274 V帶傳動的設(shè)計4.1 V帶的基本參數(shù)1、確定計算功率：已知：；查機械設(shè)計基礎(chǔ)表13-8得工況系數(shù)：；則：2、選取V帶型號：根據(jù)、查機械設(shè)計圖8-11選用A型V帶3、確定大、小帶輪的基準直徑（1）初選小帶輪的基準直徑： ；（2）計算大帶輪基準直徑：；圓整取，誤差小于5%，是允許的。4、驗算帶速：帶的速度合適。5、確定V帶的基準長度和傳動中心距：中心距： 初選中心距： 取中心距 。 （2）基準長度：對于A型帶選用（3）實際中心距：.6、驗算主動輪上的包角：由得主動輪上的包角合適。7、計算V帶的根數(shù)：，查機械設(shè)計表8-4a 得： ；（2），查表8-4b得：

9、；（3）由查表得，包角修正系數(shù)（4）由， 與V帶型號A型查表得：綜上數(shù)據(jù)，得取合適。8、計算預(yù)緊力（初拉力）：根據(jù)帶型A型查機械設(shè)計表8-3得：9、計算作用在軸上的壓軸力：其中為小帶輪的包角。10、V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：帶型帶輪基準直徑(mm)傳動比基準長度(mm)A21250中心距（mm）根數(shù)初拉力(N)壓軸力(N)4055122.141214.074.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計1、帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）2、帶輪的結(jié)構(gòu)形式：V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。5齒輪的設(shè)計5.1齒輪傳動設(shè)計（1、2輪的設(shè)計）5.1.1 齒

10、輪的類型1、依照傳動方案，本設(shè)計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。2、運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查機械設(shè)計表10-6，選用8級精度。3、材料選擇：表101選小齒輪材料為40Cr（調(diào)制），齒面硬度為 280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)制），齒面硬度為 240HBS。4、螺旋角：820,初選螺旋角=145、齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)：，取。故實際傳動比，則：5%6、壓力角5.1.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計1、 試算小齒輪分度圓直徑： （1）試選載荷（2）查機械設(shè)計表10-7選（3）查機械設(shè)計圖10-20，取區(qū)域系數(shù). （4）查機械設(shè)計表10-5得彈性系數(shù)（鍛鋼-鍛鋼）。（5） 螺

11、旋角系數(shù)（6） 計算接觸疲勞強度用重合系數(shù) （7） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力：由圖10-25d 查得小齒輪與大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為 、齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：查機械設(shè)計圖10-23得疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%，彎曲疲勞強度安全系數(shù)取，疲勞強度安全系數(shù)。有=564MPa =539MPa取、中較小的為許用應(yīng)力（8） 試算小齒分度圓直徑2、 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 （1）1）圓周速度v 2） 齒寬b （2）計算實際載荷系數(shù) 查機械設(shè)計表10-2得使用系數(shù) 查機械設(shè)計圖10-8得動載系數(shù) 齒輪圓周力，查機械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù) 查機械設(shè)計表10-4得齒向載荷分布系數(shù) 則載荷系數(shù)(3)

12、按實際載荷系數(shù)算得分度圓直徑 計算相應(yīng)齒輪模數(shù) mm5.1.3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1試算齒輪模數(shù)即（1）確定式中各參數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)3） 計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 4）計算當(dāng)量齒數(shù)：查機械設(shè)計圖10-17得齒形系數(shù)查機械設(shè)計圖10-18得應(yīng)力修正系數(shù)小齒輪與大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是：查機械設(shè)計圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù) =352MPa =276.64MPa 因為大齒輪的大于小齒，所以取=（2） 試算齒輪模數(shù) 2調(diào)整齒輪模數(shù)（1） 計算實際載荷系數(shù)的數(shù)據(jù)準備： 1)圓周速度v 2）齒寬b mm 3）齒高h及寬高比b/h （2

13、） 計算實際載荷系數(shù) 查機械設(shè)計表10-2得使用系數(shù) 查機械設(shè)計圖10-8得動載系數(shù) 齒輪圓周力，查機械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù) 查機械設(shè)計表10-4得齒向載荷分布系數(shù) 則載荷系數(shù)（3） 按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由吃面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取=2mm；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即。?。?，則，取。：與互為質(zhì)數(shù)。5.1.4 幾何尺寸計算1、計算中心距考慮模數(shù)從1.716mm增大至2mm，為此將中心距減小圓整為116mm。2、按圓整后的中心距

14、修正螺旋角：3、計算小、大齒輪的分度圓直徑： 4、計算齒輪寬度： 取。5.1.5圓整中心距后的強度校核齒輪的中心距在圓整后，應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。1、 齒面接觸疲勞強度校核1）圓周速度v 2）齒寬b 3）計算實際載荷系數(shù) 查機械設(shè)計表10-2得使用系數(shù) 查機械設(shè)計圖10-8得動載系數(shù) 齒輪圓周力，查機械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù) 查機械設(shè)計表10-4得齒向載荷分布系數(shù) 則載荷系數(shù)重新接觸疲勞強度用重合系數(shù) 已知得： 滿足齒面疲勞強度要求條件。2、 齒根彎曲疲勞強度校核查機械設(shè)計圖10-17得齒形系數(shù)查機械設(shè)計圖10-18得應(yīng)力修正系數(shù)計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)4）

15、計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 由 得 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。5.1.6主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)模數(shù)m=2mm，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)中心距，齒寬。小齒選用40Cr調(diào)制，大齒輪材料為45鋼調(diào)制。齒輪按8級精度設(shè)計。5.1.7結(jié)構(gòu)設(shè)計大齒齒頂圓直徑大于160mm小于500mm故選用腹板式結(jié)構(gòu) = mncos = 20.966 = 2.053將幾何尺寸匯于表：序號名稱符號計算公式及參數(shù)選擇1法面模數(shù)mn2mm2端面模數(shù)3螺旋角4分度圓直徑5齒頂高6齒根高7全齒高8頂隙9齒頂圓直徑10齒根圓直徑11中心距1165.2 齒輪傳動設(shè)計（3、4齒輪的設(shè)計）5.2.1

16、 齒輪的類型1、材料選擇：表101選小齒輪材料為40Cr（調(diào)制），齒面硬度為 280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)制），齒面硬度為 240HBS。2、螺旋角：820,初選螺旋角=145、齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)：，取。故實際傳動比，則：5%6、壓力角5.2.2按齒面接觸強度較合2、 試算小齒輪分度圓直徑： （1）試選載荷（2）查機械設(shè)計表10-7選（3）查機械設(shè)計圖10-20，取區(qū)域系數(shù). （4）查機械設(shè)計表10-5得彈性系數(shù)（鍛鋼-鍛鋼）。（9） 螺旋角系數(shù)（10） 計算接觸疲勞強度用重合系數(shù) （11） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力：由圖10-25d 查得小齒輪與大齒輪的接觸疲勞強度極限

17、分別為 、齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：查機械設(shè)計圖10-23得疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%，彎曲疲勞強度安全系數(shù)取，疲勞強度安全系數(shù)。有=552MPa =528MPa取、中較小的為許用應(yīng)力（12） 試算小齒分度圓直徑3、 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 （1）1）圓周速度v 3） 齒寬b （2）計算實際載荷系數(shù) 查機械設(shè)計表10-2得使用系數(shù) 查機械設(shè)計圖10-8得動載系數(shù) 齒輪圓周力，查機械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù) 查機械設(shè)計表10-4得齒向載荷分布系數(shù) 則載荷系數(shù)(4) 按實際載荷系數(shù)算得分度圓直徑 計算相應(yīng)齒輪模數(shù) mm5.2.3按輪齒彎曲強度設(shè)計1試算齒輪模數(shù)即（1）確定式中各參數(shù)值1）試選

18、載荷系數(shù)2）計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)5） 計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 4）計算當(dāng)量齒數(shù)：查機械設(shè)計圖10-17得齒形系數(shù)查機械設(shè)計圖10-18得應(yīng)力修正系數(shù)小齒輪與大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是：查機械設(shè)計圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù) =352MPa =276.64MPa 因為大齒輪的大于小齒，所以取=（3） 試算齒輪模數(shù) 2調(diào)整齒輪模數(shù)（4） 計算實際載荷系數(shù)的數(shù)據(jù)準備： 1)圓周速度v 2）齒寬b mm 3）齒高h及寬高比b/h （5） 計算實際載荷系數(shù) 查機械設(shè)計表10-2得使用系數(shù) 查機械設(shè)計圖10-8得動載系數(shù) 齒輪圓周力，查機械設(shè)計表10-3得齒間載荷分

19、配系數(shù) 查機械設(shè)計表10-4得齒向載荷分布系數(shù) 則載荷系數(shù)（6） 按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取=3mm；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即。?。?，則，取。：與互為質(zhì)數(shù)。5.2.4 幾何尺寸計算1、計算中心距考慮模數(shù)從2.335mm增大至3mm，為此將中心距減小圓整為143mm。2、按圓整后的中心距修正螺旋角：3、計算小、大齒輪的分度圓直徑： 4、計算齒輪寬度： 取。5.2.5圓整中心距后的強度校核齒輪的中心距在圓整后，應(yīng)重新

20、校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。3、 齒面接觸疲勞強度校核1）圓周速度v 2）齒寬b 3）計算實際載荷系數(shù) 查機械設(shè)計表10-2得使用系數(shù) 查機械設(shè)計圖10-8得動載系數(shù) 齒輪圓周力，查機械設(shè)計表10-3得齒間載荷分配系數(shù) 查機械設(shè)計表10-4得齒向載荷分布系數(shù) 則載荷系數(shù)重新接觸疲勞強度用重合系數(shù) 已知得： 滿足齒面疲勞強度要求條件。4、 齒根彎曲疲勞強度校核查機械設(shè)計圖10-17得齒形系數(shù)查機械設(shè)計圖10-18得應(yīng)力修正系數(shù)計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)6） 計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 由得 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。5.2.6主要設(shè)計結(jié)論齒

21、數(shù)模數(shù)m=3mm，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)中心距，齒寬。小齒選用40Cr調(diào)制，大齒輪材料為45鋼調(diào)制。齒輪按8級精度設(shè)計。5.2.7結(jié)構(gòu)設(shè)計大齒齒頂圓直徑大于160mm小于500mm故選用腹板式結(jié)構(gòu) = mncos = 30.966 = 3.075將幾何尺寸匯于表：序號名稱符號計算公式及參數(shù)選擇1法面模數(shù)mn3mm2端面模數(shù)mm3螺旋角4分度圓直徑5齒頂高6齒根高7全齒高8頂隙9齒頂圓直徑10齒根圓直徑11中心距143mm6軸的設(shè)計6.1輸入軸 及其軸承、鍵的設(shè)計1、輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力 初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表15-3，?。ㄒ韵螺S均取此值），于

22、是由式15-2初步估算軸的最小直徑輸入軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 與帶輪的孔徑相適應(yīng),故需同時選取帶輪型號.考慮鍵對軸承的虛弱，確定=24mm。帶輪的孔徑mm，故取mm帶輪與軸配合的轂孔長度。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取2段的直徑 。為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面上，故的長度應(yīng)該比略短一點，現(xiàn)取mm。 （2）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)mm，初選型號7306C軸承，其尺寸為，基本額定動載荷，基本額定靜載荷，

23、故,軸段3和7的長度為軸承寬度與擋油環(huán)寬度和,故?。?）取齒輪左右端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取， 。（4）軸段5為齒輪1,.故。 （5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，(6)查機械設(shè)計表15-2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。5.軸的受力分析、彎距的計算（）計算支承反力 在水平面上 在垂直面上故（2）計算彎矩）水平面彎矩 在C處，在B處，）垂直面彎矩 在C處（）合成彎矩圖 在C處在B處，（4）計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖 (AC段)6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵1）高速級帶輪的鍵 由機械設(shè)計表6-1選用圓頭平鍵（A型） 由式機械設(shè)計式6-1，查機械設(shè)計表6-2，得 ，鍵校核安全8

24、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)機械設(shè)計式15-5，并取 查表15-4 W=0.1d3由機械設(shè)計表15-1查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承D和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷 fd為載荷系數(shù)因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當(dāng)量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命軸承壽命滿足要求。6.2中間軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 中間軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪: 初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機械設(shè)計表15-3，取，于是由式15-2初步估

25、算軸的最小直徑這是安裝軸承處軸的最小直徑4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）初選型號7307C的角接觸軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷 故。軸段1和5的長度為軸承寬度和擋油環(huán)寬度和,故取，。( 2 )軸段2上安裝低速級小齒輪,可取，mm。( 3)軸段4上安裝高速級大齒輪，可取，mm。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（4）參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。中間軸的結(jié)構(gòu)布置5.軸的受力分析、彎距的計算1）計算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 總支承反力：2)計算彎矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 6作受力、彎距和扭距圖

26、7選用校核鍵）低速級小齒輪的鍵由表6-1選用圓頭平鍵（A型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全2）高速級大齒輪的鍵 由表6-1選用圓頭平鍵（A型） 由式6-1，查表6-2，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，B處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)機械設(shè)計式15-5，并取表15-4計算W 由表15-1查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承A和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計算壽命，故安全。）校核軸承B和計算壽命徑向載荷軸向載荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因為，校核安全。該軸承

27、壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計算壽命，故安全。6.3輸出軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 輸入功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2 第三軸上齒輪受力3初定軸的直徑軸的材料同上。由式15-2，初步估算軸的最小直徑聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則， 查機械設(shè)計手冊，選用GY6 型剛性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。為保證聯(lián)軸器與箱體的距離，取4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見下圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）軸段1和軸段5用來安裝軸

28、承，初選型號7311C的角接觸軸承，參數(shù)基本： 基本額定動載荷基本額定靜載荷。由此可以確定： （2）為減小應(yīng)力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段2和4的直徑應(yīng)根據(jù)軸承的定位軸肩直徑確定,即，取( 3)軸段2上安裝低速級大齒輪 mm。軸肩高度,取,故取。(4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，?。?）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（6）參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。5.軸的受力分析、彎距的計算（）計算支承反力 在水平面上 在垂直面上故（2）計算彎矩）水平面彎矩 在B處，在C處，）垂直面彎矩 在B處（）合成彎矩圖 在C處在B處，（4）計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖 (BD段

29、)6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級大齒輪的鍵由表6-1選用圓頭平鍵（A型） 由式6-1，查表6-2，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，B處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)機械設(shè)計式15-5，并取表15-4計算W由表查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承A和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承C和計算壽命 徑向載荷 當(dāng)量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命軸承壽命滿足要求。7減速器附件的選擇及簡要說明7.1.檢查孔與檢查孔蓋二級減速器總的中心距，則檢查孔寬,長，檢查孔蓋寬,長螺栓孔定位尺寸

30、：寬，圓角,孔徑,孔數(shù)，孔蓋厚度為,材料為Q2357.2.通氣器可選為7.3.油塞為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱體底部最低位置設(shè)置一個排油孔，排油孔用油塞及封油圈堵住在本次設(shè)計中，可選為，封油圈材料為耐油橡膠，油塞材料為Q2357.4.油標選用帶螺紋的游標尺，可選為7.5吊環(huán)螺釘?shù)倪x擇其螺紋規(guī)格為7.6定位銷為保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度，在箱體分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓錐定位銷，其直徑可取：,長度應(yīng)大于分箱面凸緣的總長度7.7啟蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋段要高出凸緣厚度，螺紋段端部做成圓柱形8減速器潤滑與密封8.1 潤滑方式8.1.1 齒輪潤滑方式 因為此變速器為閉式齒輪傳動，又

31、因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。8.1.2 齒輪潤滑方式軸承采用潤滑脂潤滑8.2 潤滑方式8.2.1齒輪潤滑油牌號及用量齒輪潤滑選用150號機械油（GB 4431989），最低最高油面距(大齒輪)2035mm，需油量為2.5L左右8.2.2軸承潤滑油牌號及用量軸承潤滑選用ZL3型潤滑脂（GB 73241987）用油量為軸承間隙的1/31/2為宜8.3密封方式1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。2.觀察孔和油孔等出接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應(yīng)的軸承外部軸的外延端與透端蓋的間隙，由于，故選用半粗羊毛氈加以密封。4.軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部。9機座箱體結(jié)構(gòu)尺寸9.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計在