二級(jí)減速箱課程設(shè)計(jì)

1、目 錄1.二級(jí)減速箱設(shè)計(jì)要求32.選擇電動(dòng)機(jī)43.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比54.齒輪的設(shè)計(jì)74.1 高速級(jí)減速齒輪的設(shè)計(jì)64.2 低速級(jí)減速齒輪的設(shè)計(jì)125.軸的設(shè)計(jì)185.1 高速級(jí)軸的設(shè)計(jì)185.2 中間軸的設(shè)計(jì)235.3 低速級(jí)軸的設(shè)計(jì)276、軸承的校核366.1 輸出軸的軸承計(jì)算366.2 中間軸的軸承計(jì)算376.3 高速軸的軸承計(jì)算387、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算397.1 輸出軸的鍵計(jì)算397.2 中間軸的鍵校核407.3 輸入軸的鍵校核408.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)419. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)4310箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4311.參考文獻(xiàn)45 12.工程圖以及三維圖1. 二級(jí)減速箱設(shè)

2、計(jì)要求機(jī)械零件課程設(shè)計(jì)題目，按照數(shù)據(jù)編號(hào)A5設(shè)計(jì)一個(gè)二級(jí)齒輪減速箱2. 電動(dòng)機(jī)的選擇1.1 選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。電壓為380V。1.2 電動(dòng)機(jī)容量(1)各部分的工作效率：根據(jù)帶式運(yùn)輸機(jī)的類型，可取工作機(jī)效率；查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)機(jī)械傳動(dòng)和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率，取聯(lián)軸器效率=0.99，。滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對(duì)）=0.98，閉式齒輪傳動(dòng)效率=0.97。(2) 總的工作效率：(3) (4) 所需電動(dòng)機(jī)功率：1.3 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速卷筒軸的轉(zhuǎn)速：由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：綜合考慮電動(dòng)機(jī)

3、和傳動(dòng)裝置的大小、重量、價(jià)格、功率以及轉(zhuǎn)速，電動(dòng)機(jī)的極數(shù)越高價(jià)格越貴，重量就越低，故在電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍內(nèi)，選用1500r/min的電動(dòng)機(jī)。由設(shè)計(jì)書表121，查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)及計(jì)算出的總傳動(dòng)比列于下表電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量(kg)Y112M-44150014402.343=0.96=0.99=0.98=0.973. 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果總傳動(dòng)比高速齒輪的傳動(dòng)比低速齒輪的傳動(dòng)比各軸轉(zhuǎn)速各軸輸出功率各軸輸入轉(zhuǎn)矩由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和卷筒軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比：對(duì)于兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器，當(dāng)兩級(jí)齒輪材質(zhì)相同

4、，齒寬系數(shù)相等時(shí)，為使各級(jí)大齒輪浸油深度大致相近，且低速級(jí)大齒輪直徑略大，傳動(dòng)比可按下分配，即：高速齒輪的傳動(dòng)比的可選范圍：故高速齒輪的傳動(dòng)比：低速齒輪的傳動(dòng)比：電動(dòng)機(jī)軸輸出功率電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩4. 齒輪的設(shè)計(jì)4.1 高速級(jí)減速齒輪的設(shè)計(jì)項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果齒輪材料精度等級(jí)齒數(shù)、壓力角和螺旋角試選載荷系數(shù)彈性影響系數(shù)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)接觸疲勞極限應(yīng)力循環(huán)次數(shù)的計(jì)算 接觸疲勞壽命系數(shù)安全系數(shù)S接觸疲勞許用應(yīng)力試算小齒輪分度圓直徑圓周速度v齒寬使用系數(shù)動(dòng)載系數(shù)齒輪的圓周力齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑齒輪模數(shù)試選載荷系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度

5、的螺旋角系數(shù)當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)應(yīng)力修正系數(shù)齒根彎曲疲勞極限彎曲疲勞壽命系數(shù)彎曲疲勞安全系數(shù)S許用應(yīng)力試算齒輪模數(shù)圓周速度v齒寬b齒高h(yuǎn)及寬高比b/h動(dòng)載系數(shù)齒輪的圓周力齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)按實(shí)際載荷系數(shù)的齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)齒輪齒數(shù)中心距a修正螺旋角分度圓直徑齒輪寬度齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件1、選精度登記、材料及齒數(shù)由表10-1， 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBs。參考表10-6選用7級(jí)精度初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)(1) 初選螺旋角，壓力角2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由表10-5由圖10-20

6、由圖10-25d由圖10-23取S=1，失效概率為1%因?yàn)?，故由?0-2由圖10-8由表10-3由表10-43、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)查圖10-17由圖10-18由圖10-24c由圖10-22取S=1.4由圖10-8由表10-3由表10-4，查圖10-13由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)4、幾何尺寸計(jì)算考慮模數(shù)從1.103mm增大到1.25mm，為此將中心距減小圓整為103mm取5、 圓整中心距后的強(qiáng)度校核 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。 齒根彎曲

7、疲勞強(qiáng)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。6、 主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)，模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì)。 選用7級(jí)精度=0.985S=1S=1.44.2 低速級(jí)減速齒輪的設(shè)計(jì)項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果齒輪材料精度等級(jí)齒數(shù)、壓力角和螺旋角試選載荷系數(shù)彈性影響系數(shù)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)接觸疲勞極限應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù)安全系數(shù)S接觸疲勞許用應(yīng)力試算小齒輪分度圓直徑圓周速度v齒寬使用系數(shù)動(dòng)載系數(shù)齒輪的圓周力齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑齒輪模數(shù)試選載荷系數(shù)彎曲

8、疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù)應(yīng)力修正系數(shù)齒根彎曲疲勞極限彎曲疲勞壽命系數(shù)彎曲疲勞安全系數(shù)S許用應(yīng)力試算齒輪模數(shù)圓周速度v齒寬b齒高h(yuǎn)及寬高比b/h動(dòng)載系數(shù)齒輪的圓周力齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)、載荷系數(shù)按實(shí)際載荷系數(shù)的齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)齒輪齒數(shù)中心距a修正螺旋角分度圓直徑齒輪寬度齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件1、選精度登記、材料及齒數(shù)由表10-1， 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBs。參考表10-6選用7級(jí)精度初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)取(2) 初選螺旋角，壓力角2、按齒面接觸疲

9、勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由表10-5由圖10-20由圖10-25d由圖10-23取S=1，失效概率為1%因?yàn)?，故由?0-2由圖10-8由表10-3由表10-43、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)查圖10-17由圖10-18由圖10-24c由圖10-22取S=1.4由圖10-8由表10-3由表10-4，查圖10-13由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑來計(jì)算小齒輪的齒數(shù)4、 幾何尺寸計(jì)算考慮模數(shù)從2.823mm增大到3mm，為此將中心距減小圓整為125mm取5、 圓整中心距后的強(qiáng)度校核 滿足

10、齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。 齒根彎曲疲勞強(qiáng)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。6、主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)，模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級(jí)精度設(shè)計(jì)。 選用7級(jí)精度=0.985S=1S=1.45. 軸的設(shè)計(jì)5.1 高速軸的設(shè)計(jì)項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑圓周力徑向力軸向力軸的最小直徑工作情況系數(shù)聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩?cái)M定軸上零件的傳動(dòng)方案。如圖所示根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度初步選擇滾動(dòng)軸承右端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位軸上的周向定位確定軸上圓角和倒角尺寸水平面支反力F垂直面支反力F水平和垂直面彎矩M

11、總彎矩扭矩T按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度計(jì)算軸的應(yīng)力 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取1、初步估算軸的最小直徑輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)查表14=1查標(biāo)準(zhǔn)GB4323-84，選用TL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為31.5N·m，半聯(lián)軸器的孔徑，故，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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 軸配合的輪轂空長(zhǎng)度， 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(zhǎng)度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)

12、取。因軸承同時(shí)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(jí)的單列圓錐滾子軸承7205型（GB297-64）.其尺寸為，故取.由課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得軸承軸肩的高度h=2.5mm， 因此取。取安裝齒輪處的軸段;因小齒輪直徑較小，固直接把齒輪和軸做成一起 軸承端蓋的總寬度為30mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定 ) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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.段的右端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位.防止小齒輪的油甩出。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差,

13、在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=17mm,第根軸上有兩個(gè)齒輪,其中大齒輪齒寬為40mm，小齒輪齒寬為70mm，且兩齒輪之間的距離c=20mm，取=6mm,，則可計(jì)算： 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度.半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按表查得平鍵截面，選擇半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。取軸端倒角為，各處的倒圓角標(biāo)注在圖中。 3、求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),對(duì)于7205型的圓錐滾子軸承,=13mm,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距.故：進(jìn)

14、行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度, 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單項(xiàng)旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，由軸常用材料性能表查得因此，故安全。=6mm平鍵截面倒角為5.2 中速級(jí)軸的設(shè)計(jì)項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果中速級(jí)小齒輪的分度圓直徑圓周力徑向力軸向力初步估算軸的最小直徑擬定軸上零件的傳動(dòng)方案。如圖所示初步選擇滾動(dòng)軸承右端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位軸上的周向定位確定軸上圓角和倒角尺寸水平面支反力F垂直面支反力F水平和垂直面彎矩M總彎矩扭矩T按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度計(jì)算軸的應(yīng)力 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取輸入軸的最小直徑顯然是安裝軸

15、承處軸的直徑與軸承的孔徑相適應(yīng)1、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度因軸承同時(shí)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(jí)的單列圓錐滾子軸承7205型（GB297-64）.其尺寸為，故取.由課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得軸承軸肩的高度h=2.5mm， 因此取。取安裝齒輪處的軸;左齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位.已知齒輪的寬度為70mm,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;同理取右端軸端， 兩齒輪齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高 取.因齒輪之間應(yīng)相距一定距離，取取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=

16、16mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=17mm, 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度.齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，根據(jù)按表查6-1得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm，根據(jù)按表查6-1得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為28mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。取軸端倒角為，各處的倒圓角標(biāo)注在圖中。 3、 求軸上載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),對(duì)于7205型的圓錐滾子軸承,=

17、13mm,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距. 進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度, 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單項(xiàng)旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，由軸常用材料性能表查得因此，故安全。 5.3低速級(jí)軸的設(shè)計(jì)項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑圓周力徑向力軸向力初步估算軸的最小直徑工作情況系數(shù)聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩?cái)M定軸上零件的傳動(dòng)方案。如圖所示初步選擇滾動(dòng)軸承軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位確定軸上圓角和倒角尺寸水平面支反力F垂直面支反力F水平和垂直面彎矩M總彎矩扭矩T按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度計(jì)算軸的應(yīng)力 1) 判斷危險(xiǎn)截面2) 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭

18、截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力3）截面VII左側(cè)截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-，取輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)查表14=1 查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用TX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560N·m，半聯(lián)軸器的孔徑，故，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度 1、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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

19、,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 軸配合的輪轂空長(zhǎng)度， 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(zhǎng)度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取。因軸承同時(shí)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(jí)的單列圓錐滾子軸承7209型（GB297-64）.其尺寸為，故??；而由課程設(shè)計(jì)手冊(cè)查得軸承軸肩的高度h=3mm， 因此取。取安裝齒輪處的軸段;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65mm，為了使套筒端面 可靠的壓緊齒輪，故取兩齒輪齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高,由軸徑查表15-

20、2，得R=1.6mm，故取h=5mm則軸環(huán)處的直徑.軸環(huán)寬度，取軸承端蓋的總寬度為30mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定 ) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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.段的右端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位.防止小齒輪的油甩出。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度T=21mm,第根軸上有兩個(gè)齒輪,其中大齒輪齒寬為40mm，小齒輪齒寬為70mm，且兩齒輪之間的距離c=20mm，則可計(jì)算：至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度.3、 軸上的周向定位

21、齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，根據(jù)按表查6-1得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為50mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。同樣，選擇半聯(lián)軸器與軸的平鍵截面，選擇半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。取軸端倒角為，各處的倒圓角標(biāo)注在圖中。 4、 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),對(duì)于7205型的圓錐滾子軸承,=19mm,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距. 故：進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核

22、最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度, 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單項(xiàng)旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，由軸常用材料性能表查得因此，故安全。5、 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A,B均無需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及

23、鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表15-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得 ， 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按1式（附3-4）為由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，有附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按1式（15-6）（15-8）則得故

24、該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表15-1查得 ，過盈配合處的，有附表3-8用差值法求出，并取=0.8于是得=2.62 =0.82.62=2.093軸按磨削加工，有附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按1式（15-6）（15-8）則得故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。6. 軸承的校核6.1 輸出軸的軸承計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷支點(diǎn)1處軸承所受的合力支點(diǎn)2處軸承所受的

25、合力對(duì)于輸出軸軸承為單列圓錐滾子軸承7209型，查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：由上述軸的計(jì)算得，軸3所受軸向力（方向指向聯(lián)軸器）因此只有靠近聯(lián)軸器的支點(diǎn)2端才受軸向力。由上述軸3的受力分析所得的支反力：有計(jì)算可得，靠近齒輪處的支點(diǎn)1處軸承容易損壞。故：由得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=0從而據(jù)公式138得：左邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)槭菆A錐滾子軸承，其中，轉(zhuǎn)速根據(jù)4.P319公式135，得：故軸承符合要求6.2 中間軸的軸承計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷支點(diǎn)1處軸承所受的合力支點(diǎn)2處軸承所受的合力對(duì)于中間軸軸承為單列圓錐滾子軸承7205型，查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：由上述軸的計(jì)算得，

26、軸2所受軸向力因此只有支點(diǎn)1端才受軸向力。由上述軸2的受力分析所得的支反力：有計(jì)算可得，支點(diǎn)1處軸承容易損壞。故：又得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=1軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=0從而據(jù)公式138得：左邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)槭菆A錐滾子軸承，其中，轉(zhuǎn)速根據(jù)4.P319公式135，得：故軸承符合要求6.3 輸入軸的軸承計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷支點(diǎn)1處軸承所受的合力支點(diǎn)2處軸承所受的合力對(duì)于輸入軸軸承為單列圓錐滾子軸承7205型，查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：由上述軸的計(jì)算得，軸1所受軸向力（方向指向聯(lián)軸器）因此只有靠近聯(lián)軸器的支點(diǎn)1端才受軸向力。由上述軸1的受力分析所得的支反力：有計(jì)算可得，靠近齒輪處的支

27、點(diǎn)2處軸承容易損壞。故：由得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=0從而據(jù)公式138得：左邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)槭菆A錐滾子軸承，其中，轉(zhuǎn)速根據(jù)4.P319公式135，得：故軸承符合要求7. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算7.1 輸出軸的鍵計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果半聯(lián)軸器處鍵齒輪處鍵工作長(zhǎng)度 1、擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般7級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 2、校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查表6-2得 3、鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式（6-1）得：兩者都合適7.2 中間軸的鍵計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果小齒輪處鍵大齒輪處鍵工作長(zhǎng)度 1、擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般7級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 2、校

28、和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查表6-2得 3、鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式（6-1）得：兩者都合適7.3 輸入軸的鍵計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果半聯(lián)軸器處鍵工作長(zhǎng)度 1、擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般7級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 2、校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查表6-2得 3、鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式（6-1）得：兩者都合適8. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果A、視孔蓋和窺視孔B、油螺塞C、油標(biāo)D、通氣孔E、蓋螺釘F、位銷G、吊鉤減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2.考慮到機(jī)體內(nèi)零件

29、的潤(rùn)滑，密封散熱因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)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10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便.4. 對(duì)附件設(shè)計(jì)在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)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)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固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

30、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。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.由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，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.啟蓋螺釘上的螺紋長(zhǎng)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.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(zhǎng)度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體.5. 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚10箱蓋

31、凸緣厚度15箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M12地腳螺釘數(shù)目查手冊(cè)6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M10機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑M8軸承端蓋螺釘直徑M6視孔蓋螺釘直徑M5定位銷直徑6大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離18齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離16機(jī)蓋，機(jī)座肋厚軸承端蓋外徑82（1、2軸）115（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離82（1、2軸）115（3軸）9. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用脂潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)潤(rùn)滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤(rùn)滑效果好。密封性來講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)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)，其表面粗度應(yīng)為 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大。并勻均布置，保證部分面處的密封性。10. 箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果確定箱體的尺寸與形狀合理設(shè)計(jì)肋板合理選擇材料檢查孔和視孔蓋放油螺塞油標(biāo)通氣器起蓋螺釘定位銷能滿足所需的傳動(dòng)比選用的齒輪滿足強(qiáng)度剛度要求軸具有足夠的強(qiáng)度及剛度箱體設(shè)計(jì)的得體加工工藝性能好1、減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。下面對(duì)箱體進(jìn)行具體設(shè)計(jì)：箱體的