電動機驅(qū)動帶式運輸減速器設計與減速器加工工藝畢業(yè)設計doc(音邦普)

1、 電動機驅(qū)動帶式運輸減速器設計與減速器加工工藝畢業(yè)設計前言2第1章 減速機齒輪的設計31.1 減速機高速級齒輪的設計31.1.1 要求分析31.1.2 選擇齒輪的材料、熱處理方式及疲勞極限應力31.2 減速機低速級傳動齒輪的設計101.2.1 要求分析101.2.2 選擇齒輪的材料、熱處理方式及疲勞極限應力10第2章 軸的設計162.1 按軸的扭矩初選軸徑和聯(lián)軸器162.2 軸的結構設計172.3 軸的受力分析172.4 軸的強度校核18第3章 電機的選擇21第4章 箱體的設計224.1 結構和尺寸224.2 箱體內(nèi)壁線的確定244.2.1 圓柱齒輪減速器244.2.2 輸油溝的確定244.2

2、.4 箱體結構設計還應考慮的幾個問題254.2.5 減速箱的附件26第5章 鍵、軸承、帶傳動的選擇與校核285.1 鍵的選擇與校核285.2 軸承的選擇與校核295.2.1 軸承的選擇295.2.2 軸承壽命的計算295.3 帶傳動的選擇與校核30結 論33主要參考文獻34前言減速器是電機和皮帶機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要。本次設計的減速器為二級圓柱齒輪減速器，速比為16，傳遞功率為3.8Kw。高速級齒輪為一對模數(shù)mn=2.5mm、螺旋角=13°32´的斜齒輪，低速級齒輪為一對模數(shù)m=4mm的直齒輪。電機與減速器的傳動為三角帶傳動，選用

3、A型三角帶，帶輪為4槽結構，帶傳動速比為1.54。電機為Y系列電機，功率4KW，同步轉速1500rpm。本設計對減速器齒輪、軸等零件進行了強度校核，對軸承進行了壽命計算，均能滿足設計要求。對箱體進行了設計，在滿足使用要求的前提下，力求結構簡單，易于加工，節(jié)約材料。 關鍵詞：減速器；齒輪；電機；箱體；強度校核第1章 減速機齒輪的設計1.1 減速機高速級齒輪的設計1.1.1 要求分析（1）使用條件分析傳遞功率：P1=7.1 KW；減速機輸入軸轉速：n1=960 rpm；電機與減速機傳動方式：V形帶傳動；齒數(shù)比u=4；轉矩：T=9.55Í106Í =9.55Í106&#

4、205; =70630 Nmm圓周速度：估計v< 4m/s。屬中速、中載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動。（2）設計任務確定一種能滿足功能要求和設計約束的較好的設計方案，包括：齒輪的基本參數(shù)：mn,z1,z2,x1,x2,d齒輪的主要尺寸：d1,d2,a,da1,da21.1.2 選擇齒輪的材料、熱處理方式及疲勞極限應力（1）齒輪材料及熱處理方式及疲勞極限應力按使用條件，屬中速、中載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動，可選用軟齒面齒輪，也可選用硬齒面齒輪。本例選用軟齒面齒輪，根據(jù)機械設計手冊（3）表23.2-38，具體選用：小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241-286HBS；大齒輪：45，

5、正火處理，硬度為217-255HBS。由圖23.2-18c查得：Hlim1=800 MPa Hlim2=650 MPa由圖23.2-29查得：FE1=320 MPa FE2=240 MPa（2）按接觸強度初步確定中心距，并初選主要參數(shù)由表23.2-21 a476 (u+1) 式中，T1小齒輪傳遞的轉矩，Nm。T1=9.55Í106Í =9.55Í106Í =70630Nmm=70.6 NmK載荷系數(shù)，由于載荷較平穩(wěn)，速度較低，取K=1.5齒寬系數(shù)：a=0.4齒數(shù)比：u=4許用接觸應力HP，按大齒輪計算，HP2=541 MPa（按表23.2-21，取最小安

6、全系數(shù)SHlim=1.2）則：a476 (4+1) =86.17 mm取a=135 mm按經(jīng)驗公式：mn=(0.007-0.02)a=(0.007-0.02)135=0.945-2.7 mm 取標準模數(shù)mn=2.5 mm初取齒輪螺旋角=9 cos=0.9877由表23.2-7： z1=21.33取z1=21 則z2=21Íu=21Í4=84精確計算cos=0.9722 =1332 mt=2.5715 mmd1=mtz1=2.5715Í21=54.001 mmb=aÍa=0.4Í135=54 mm（3）校核齒面接觸強度按表23.2-22 H=ZH

7、.ZE.Z分度圓上的圓周力Ft=1400 N由表23.2-24得，使用系數(shù)KA=1.25由式23.2-12求，動載系數(shù)KV=1+（+K2）v=2.714 m/s由表23.2-46，齒輪的精度等級為8級。由表23.2-27，K1=34.79 K2=0.0087 則：KV=1+（+0.0087）=1.53齒向載荷分布系數(shù)，KH=KS+KM按d=，由圖23.2-14c, KS=1.3; 圖23.2-15, KM=0.19則：KH=1.3+0.19=1.49齒向載荷分布系數(shù)，按KA N/m由表23.2-28，KH=1.5按=1332 ，x=0,由圖23.2-16得，節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.42查表23

8、.2-29，材料彈性系數(shù)ZE=189.8 按接觸強度計算的重合度及螺旋角系數(shù)z：當量齒數(shù)：zv1= zv2=當量齒數(shù)的端面重合度，v=v+v按=1332 ，zv1=22.8，zv2=91.3，由圖23.2-10查，v=0.78,v=0.87則：v=0.78+0.87=1.65按m=，=1332 ，由圖23.2-11得：縱向重合度=1.5按v=1.65，=1.5，=1332 ，由圖23.2-17得，z=0.76齒面接觸應力為：H=2.42Í189.8ZÍ0.76=559 MPa計算安全系數(shù)SH：由表23.2-22 , SH=求壽命系數(shù)zN:應力循環(huán)次數(shù):N1=60n1t=60

9、Í1Í960Í30000=1.728Í109(滿載工作小時數(shù)t:每的工作300天,每天工作10小時,壽命10年) N2=60n2t=60Í1Í240Í30000=4.32Í108對調(diào)質(zhì)鋼，允許有一定點蝕，由圖23.2-19查N=109因N1> N，取zN1=1；由圖23.2-19查zN2=1.05潤滑油膜影響系數(shù)zLVR:v=2.714 m/s 選90#中極壓工業(yè)齒輪油，50=90 mm2/s 由圖23.2-20查zLVR =0.83工作硬化系數(shù)zW:因小齒輪齒面未硬化，取zW=1按接觸強度計算的尺寸系數(shù)zX

10、:由圖23.2-23查zX =1則：SH1= SH2= =由式23.2-19知，SHmin=1，SH1，2> SHmin 故安全（4）校核齒根彎曲強度由表23.2-22，F(xiàn)=彎曲強度計算的載荷分布系數(shù)：KF=KH=1.49，KF=KH=1.5復合齒形系數(shù)YFS：由zv1=22.8，zv2=91.3圖23.2-24查得，YFS1=4.3，YFS2=3.94彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)Y：按v=1.65，=1332 ，圖23.2-28得，Y=0.64 則：F1=F2=F1計算安全系數(shù)SF：由表23.2-22 ， SF=壽命系數(shù)YN：對調(diào)質(zhì)鋼，由圖23.2-30查得彎曲疲勞應力的循環(huán)基數(shù)N

11、=3Í106因N1=1.728Í109> N N2=4.32Í108> N ，取YN1=YN2=1相對齒根圓角敏感系數(shù)YrelT：圖23.2-24，qs1>1.5，qs2>1.5由表23.2-30得，YrelT= YrelT=1相對齒根表面狀況系數(shù)YRrelT：表23.2-45，齒面粗糙度Ra1=Ra2=1.6由式23.2-24得，YRrelT= YRrelT=1尺寸系數(shù)YX：圖23.2-31，由mn=2.5得，YX=1則：SF1=SF2=由式23.2-20 ，SFmin=1.4 SF1，SF2均大于SFmin 故安全。（5）主要幾何尺寸m

12、n=2.5mm mt=2.5715mm z1=21 z2=84 =1332 d1=z1mt=21Í2.5715=54.002mmd2=z2mt=84Í2.5715=216.006mmda1=d1+2ha=54.002+2Í2.5=59.002mmda2=d2+2ha=216.006+2Í2.5=221.006mma=(d1+d2)/2=135.004b2=aa=0.4Í135=54mmb1=60mm1.2 減速機低速級傳動齒輪的設計1.2.1 要求分析（1）使用條件分析傳遞功率：P1=3.8 KW；主動齒輪轉速：n1=240 rpm；齒數(shù)比u=

13、4；轉矩：T=9.55Í106Í =9.55Í106Í =151208 Nmm=151.208 Nm圓周速度：估計v< 4m/s。屬中速、中載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動。（2）設計任務確定一種能滿足功能要求和設計約束的較好的設計方案，包括：齒輪的基本參數(shù)：m,z1,z2,x1,x2,d齒輪的主要尺寸：d1,d2,a,da1,da21.2.2 選擇齒輪的材料、熱處理方式及疲勞極限應力（1）齒輪材料及熱處理方式及疲勞極限應力按使用條件，屬中速、中載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動，可選用軟齒面齒輪，也可選用硬齒面齒輪。本例選用軟齒面齒輪，根據(jù)機械設計

14、手冊（3）表23.2-38，具體選用：小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241-286HBS；大齒輪：45，正火處理，硬度為217-255HBS。由圖23.2-18c查得：Hlim1=800 MPa Hlim2=650 MPa由圖23.2-29查得：FE1=320 MPa FE2=240 MPa（2）按接觸強度初步確定中心距，并初選主要參數(shù)由表23.2-21 a476 (u+1) 式中，T1小齒輪傳遞的轉矩，Nm。T1=9.55Í106Í =9.55Í106Í =151208 Nmm=151.208 NmK載荷系數(shù)，由于載荷較平穩(wěn)，速度較低，取K=1.5

15、齒寬系數(shù)：a=0.4齒數(shù)比：u=4許用接觸應力HP，按大齒輪計算，HP2=541 MPa（按表23.2-21，取最小安全系數(shù)SHlim=1.2）則：a476 (4+1) =186.86 mm取a=210 mm按經(jīng)驗公式：mn=(0.007-0.02)a=(0.007-0.02)210=1.47-4.2 mm取標準模數(shù)mn=4mm初取齒輪螺旋角=9 cos=0.9877由表23.2-7：z1=20.54取z1=21 則z2=21Íu=21Í4=84精確計算cos=1 =0 低速級齒輪傳動為直齒圓柱齒輪傳動。d1=mz1=4Í21=84 mmb=aÍa=0.

16、4Í210=84 mm（3）校核齒面接觸強度按表23.2-22 H=ZH.ZE.Z分度圓上的圓周力Ft=3600 N由表23.2-24得，使用系數(shù)KA=1.25由式23.2-12，動載系數(shù)KV=1+（+K2）v=1.055 m/s由表23.2-46，齒輪的精度等級為8級。由表23.2-27，K1=34.79 K2=0.0087 則：KV=1+（+0.0087）=1.13齒向載荷分布系數(shù)，KH=KS+KM按d=，由圖23.2-14c, KS=1.3; 圖23.2-15, KM=0.23，則：KH=1.3+0.23=1.53齒向載荷分布系數(shù)，按KA N/m由表23.2-28，KH=1.2

17、按=0 ，x=0，由圖23.2-16得，節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.5查表23.2-29，材料彈性系數(shù)ZE=189.8 按接觸強度計算的重合度及螺旋角系數(shù)z：當量齒數(shù)：zv1=z1=21 zv2=z2=84當量齒數(shù)的端面重合度，v=v+v按=0，zv1=21，zv2=84，由圖23.2-10查，v=0.76，v=0.9則：v=0.76+0.9=1.66按m=，=0，圖23.2-11得，縱向重合度=0按v=1.66，=0，=0，圖23.2-17得，z=1齒面接觸應力為：H=2.5Í189.8Í1=610 MPa計算安全系數(shù)SH：由表23.2-22 ,SH=求壽命系數(shù)zN:應力循環(huán)

18、次數(shù):N1=60n1t=60Í1Í240Í30000=4.32Í108(滿載工作小時數(shù)t:每的工作300天,每天工作10小時,壽命10年) N2=60n2t=60Í1Í60Í30000=1.08Í108對調(diào)質(zhì)鋼，允許有一定點蝕，由圖23.2-19查N=109由圖23.2-19查，zN1=1.05；zN2=1.15潤滑油膜影響系數(shù)zLVR: v=1.055 m/s 選90#中極壓工業(yè)齒輪油，50=90 mm2/s由圖23.2-20查zLVR =0.83工作硬化系數(shù)zW:因小齒輪齒面未硬化，取zW=1按接觸強度計算的尺

19、寸系數(shù)zX:由圖23.2-23查zX =1則：SH1= SH2= =由式23.2-19知，SHmin=1，SH1，2> SHmin 故安全（4）校核齒根彎曲強度由表23.2-22，F(xiàn)=彎曲強度計算的載荷分布系數(shù)：KF=KH=1.53，KF=KH=1.2復合齒形系數(shù)YFS：由zv1=21，zv2=84，圖23.2-24查得，YFS1=4.35，YFS2=3.94彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)Y：按v=1.66，=0 ，圖23.2-28得，Y=0.72 則：F1=F2=F1計算安全系數(shù)SF：由表23.2-22 ， SF=壽命系數(shù)YN：對調(diào)質(zhì)鋼，由圖23.2-30查得彎曲疲勞應力的循環(huán)基數(shù)N

20、=3Í106因N1=4.32Í108> N N2=1.08Í108> N ，取YN1=YN2=1相對齒根圓角敏感系數(shù)YrelT：圖23.2-24，qs1>1.5，qs2>1.5由表23.2-30得，YrelT= YrelT=1相對齒根表面狀況系數(shù)YRrelT：根據(jù)表23.2-45，齒面粗糙度Ra1=Ra2=1.6 由式23.2-24得，YRrelT= YRrelT=1尺寸系數(shù)YX：圖23.2-31，由m=4得，YX=1則，SF1=SF2=由式23.2-20 ，SFmin=1.4 SF1，SF2均大于SFmin 故安全。（5）主要幾何尺寸m=

21、4mm z1=21 z2=84 d1=z1m=21Í4=84mmd2=z2m=84Í4=336mmda1=d1+2ha=84+2Í4=92mmda2=d2+2ha=336+2Í4=344mma=(d1+d2)/2=210 mmb2=aa=0.4Í210=84mmb1=90mm第2章 軸的設計2.1 按軸的扭矩初選軸徑和聯(lián)軸器軸的材料：45軸的轉速：60rpm軸所傳遞的功率：7.1KW軸所傳遞的轉矩：T=9.55Í106Í =9.55Í106Í =604833 Nmm=1128.526 Nm軸上裝有齒輪，軸

22、端裝有聯(lián)軸器，需開鍵槽。由表26.1-1查，b=650 Mpa （抗拉強度）s=360 Mpa （屈服強度）-1=270 Mpa（彎曲疲勞極限）-1=155Mpa（扭轉疲勞極限）E=2.15Í105MPa表26.3-1選公式初步估算軸徑：dmin=A (由表26.3-2選A=118-107，取A=115)裝聯(lián)軸器、齒輪的軸開有鍵槽，軸徑增加3-5%，取軸端直徑為48mm。選聯(lián)軸器，考慮動載荷及過載，取聯(lián)軸器工作情況系數(shù)K=1.5。聯(lián)軸器工作轉矩：Tc=KT=1.5Í604.833=907250 Nmm=1692.7 Nm根據(jù)工作要求選聯(lián)軸器，由d=48mm,Tc選聯(lián)軸器型號

23、：HL4 柱銷聯(lián)軸器，允許最大轉矩TP=1600Nm2.2 軸的結構設計根據(jù)軸的受力，選取6000型滾動軸承，為便于軸承裝配，取裝軸承處直徑d1=55mm，d2=60mm。初選6311型軸承，軸承規(guī)格為55Í120Í29，軸環(huán)寬為15mm。齒輪周向固定為平鍵，軸向固定為軸環(huán)和軸套，軸承的固定靠軸套、軸肩、軸承蓋固定，聯(lián)軸器靠軸肩固定。2.3 軸的受力分析軸傳遞的轉矩：T1=9.55Í106Í =604833 Nmm=604 Nm齒輪所受的圓周力：Ft=軸的彎矩、扭矩。齒輪所受的徑向力：Fr=Ft (n=20)齒輪所受的軸向力：Fx=Fttan0=0聯(lián)軸器

24、由于制造、安裝誤差所產(chǎn)生的附加圓周力：F0=0.3求支反力：水平面內(nèi)：MA=0，RBZ（a+b）-Fra=0RBZ=RZ=0，RAZ=Fr-RBZ，則RAZ=1309-444=865N在垂直面內(nèi)：MA=0，RBY（a+b）-Fta=0 RBY=RAY=Ft-RBY=3595-1220=2375NF0作用在A、B點的支反力：MB=0，RA0（a+b）-F0c=0RA0=RB0=RA0+F0=1275+2684=3959N則，齒輪的作用力在水平面內(nèi)的彎矩：MDZ=63Nm齒輪的作用力在垂直面內(nèi)的彎矩：MDy=173Nm齒輪的作用力的合成彎矩：M D=F0作用的彎矩：MD0=281NmMD0的作用平

25、面不定，但當其與上述合成彎矩共面時是最危險的，此時 ，MD= M D+ MD0=184+281=465 Nm軸所受的轉矩為：T1=604 Nm2.4 軸的強度校核a 確定危險截面根據(jù)軸的結構尺寸及彎、扭矩圖，截面B處彎矩較大，且有軸承配合引起的應力集中；E處也較大，直徑較小，有圓角引起的應力集中；D處彎矩最大，且有齒輪配合與鍵槽引起的應力集中，屬危險截面，故對D截面進行強度校核。b 安全系數(shù)校核計算減速機軸轉動，彎矩引起的為對稱循環(huán)的彎應力，轉矩引起的為脈動循環(huán)的剪應力。彎曲應力幅為：a= W抗彎斷面系數(shù)，由表26.3-16，W=18.3Í10-6m3由于是對稱循環(huán)彎曲應力，平均應力

26、m=0由式26.3-2，S=-145#鋼彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，由表26.1-1，-1=270MPa K正應力有效應力集中系數(shù)，表26.3-5，K=1.5 表面質(zhì)量系數(shù)，表26.3-8，=0.92 尺寸系數(shù)，表26.3-11 ，=0.81剪應力幅m=WP抗扭斷面系數(shù)，表26.3-16，WP=39.5Í10-6m3由式26.3-3，S-145#鋼扭轉疲勞極限，由表26.1-1，-1=155MPa K剪應力有效應力集中系數(shù)，表26.3-5，K=1.63（按鍵槽） K=1.89（按配合），取：K=1.89 表面質(zhì)量系數(shù)，表26.3-8，=0.92 尺寸系數(shù)，表26.3-11 ，=0.

27、81 平均應力折算系數(shù)，表26.3-13，=0.21D面的安全系數(shù)：式26.3-1，S=由表26.3-4，S=1.3-1.5，S>S，截面D是安全的。軸的布置參考圖 ：第3章 電機的選擇減速機輸入軸轉速：n1=960 rpm；傳遞功率：P1=3.8 KW；電機與減速機傳動方式：V形帶傳動；減速機速比：i=16，兩級傳動，齒數(shù)比u=4；減速機輸入軸轉矩：T=9.55Í106Í =9.55Í106Í =37802 Nmm圓周速度：估計v< 4m/s。屬中速、中載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動。由以上條件可選擇電機：Y112M-4 4KW 1500

28、rpm 380v。第4章 箱體的設計4.1 結構和尺寸箱體是減速機中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件，保證傳動零件的正確相對位置并承受載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱，具有潤滑和密封內(nèi)零件的作用。為保證具有足夠的強度和剛度，箱體要有一定的壁厚，并在軸承孔處設置加強筋。加強肋做在箱體外的稱為外肋，由于其鑄造工藝性好，故應用較廣泛。加強肋做在箱體內(nèi)的稱為內(nèi)肋，內(nèi)肋剛度大，不影響外形的美觀，但它阻礙潤滑油的流動而增加損耗，且鑄造工藝也比較復雜，所以應用較少。為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體大多做成剖分式，由箱座和箱蓋組成，取軸的中心線所在平面為剖分面，箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，用圓

29、錐銷定位。在大型的立式圓柱齒輪減速箱中，為了便于制造和安裝，也有采用兩個剖分面的。對于小型的蝸桿減速箱，可用整體式箱體。整體式箱體結構緊湊，重量較輕，易于保證軸承與軸承孔的配合要求，但裝拆和調(diào)整不如剖分式箱體方便。箱體的材料，毛坯種類與減速器的應用場合及生產(chǎn)數(shù)量有關。鑄造箱體通常采用灰鑄鐵鑄造。當需要承受振動和沖擊載荷時，可用鑄鋼或高強度鑄鐵鑄造。鑄造箱體的剛性較好，外形美觀，易于切削加工，能吸收振動和消除噪聲，但重量較大，適合于成批生產(chǎn)。對于單件或小批生產(chǎn)的箱體，可采用鋼板焊接而成。這種箱體箱壁薄，重量輕，材料省，生產(chǎn)周期短，但要求制造成本較高。此外，為了便于加工和檢測，同一軸線軸承孔的直徑

30、通常都相等，且使同側各軸承座的外端面處于同一平面。為了減少加工面積，箱體與其它零件、部件的接合處一般都做成凸臺或沉頭座。4.2 箱體內(nèi)壁線的確定本階段的設計內(nèi)容，主要是初繪減速器的俯視圖和部分主視圖。4.2.1 圓柱齒輪減速器先畫出傳動零件的中心線，然后畫齒輪的輪廓。為了保證兩齒輪的嚙合寬度和降低安裝精度的要求，通常小齒輪比大齒輪寬5-10mm。其他詳細結構可暫時不畫出。雙級圓柱齒輪減速器可以從中間軸開始，中間軸上的兩齒輪端面間距為8-15 mm。如中間軸上小齒輪也為軸齒輪，可將小齒輪在原本基礎上再做寬8-15mm，作為大齒輪軸向定位的軸肩。按小齒輪端面距箱體內(nèi)壁間的距離a2=(為底座壁厚，機

31、械設計手冊（3）表25.1-2查=0.025a+58，本例a=200mm，則=10mm)的要求，畫出沿箱體長度方向的兩條內(nèi)壁線。沿箱體寬度方向，只能先畫出距低速級大齒輪頂圓a1=1.2的內(nèi)壁線。高速級小齒輪一側內(nèi)壁涉及箱體結構，暫不畫出，留到畫主視圖時再畫。雙級圓柱齒輪減速器，按高速級小齒輪和中間軸小齒輪面與箱體內(nèi)壁間的距離a2=的要求畫出沿箱體長度方向的兩條內(nèi)壁線。同樣，可畫出低速級大齒輪具頂圓與箱體內(nèi)壁的距離a1=1.2的一側的內(nèi)壁線。高速級小齒輪一側暫不畫出，留到畫主視圖時再畫。4.2.2 輸油溝的確定當軸承利用齒輪飛濺起來的潤滑油潤滑時，應在箱座連結凸緣上開輸油溝。輸油溝的結構見圖。開

32、輸油溝時還應注意，不要與連接螺栓孔相干涉。4.2.3 箱蓋，箱座凸緣及連接螺栓的布置為了防止?jié)櫥屯饴咕墤凶銐虻膶挾取Ａ硗?，還應考慮安裝連接螺栓時，要保證有足夠的扳手活動空間。在布置凸緣連接螺栓時，應盡量均勻?qū)ΨQ。為保證箱蓋與箱座接合的緊密性，螺栓的間距不要過大，對中小型減速箱不大于100-200mm。布置螺栓時，與別的零件間也要留有足夠的扳手活動空間。4.2.4 箱體結構設計還應考慮的幾個問題a、足夠的剛度箱體除有足夠的強度外，還需有足夠的剛度，若剛度不夠，會使軸和軸承在外力作用下產(chǎn)生偏斜，引起傳動零件嚙合精度下降，使減速器不能正常工作。因此，在設計箱體時，除有足夠的壁厚外，還需在軸承

33、凸臺上下做出剛性加強肋。b、良好的箱體結構工藝性箱體結構工藝性，主要包括鑄造工藝性和機械加工工藝等。箱體的鑄造工藝性：設計鑄造箱體時，力求外形簡單，壁厚均勻，過渡平緩。在采用砂模鑄造時，箱體鑄造圓角半徑一般可取R=5-10mm。為使液態(tài)金屬流動通暢，壁厚應大于最小壁厚（min=8mm），還應注意鑄件應有1：10-1：20的拔模斜度。箱體的機械加工工藝性：為了提高勞動生產(chǎn)率和經(jīng)濟效益，應盡量減小機械加工面。箱體上任何一處加工表面與非加工表面要分開，不使它們在同一平面上。是采用凸出還是采用凹入結構，應視加工方法而定。軸承孔端面、窺視孔、通氣器、吊環(huán)螺釘、油塞等處均應凸起3-8mm。支承螺栓頭或螺母

34、的支承面，一般多采用凹入結構，即沉頭座。沉頭座锪平時，深度不限，锪平為止。箱座底面也應鑄出凹入部分，以減少加工面及保證減速器安裝在基礎上的穩(wěn)定性。為保證加工精度，縮短工時，應盡量減少加工時工件和刀具的調(diào)整次數(shù)。因此，同一軸線上的軸承孔的直徑，精度和表面粗糙度應盡量一致，以便一次鏜成。各軸承座的外端面應在同一平面內(nèi)。箱座與箱蓋用螺栓聯(lián)接后，打上定位銷進行鏜孔，鏜孔時接合面處禁止放任何襯墊。4.2.5 減速箱的附件a、檢查孔 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。檢查孔設在箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。b、通氣塞減速

35、器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大。為使箱體內(nèi)熱脹的空氣能自由排出，通常在箱體頂部裝設通氣塞。c、軸承蓋為固定軸系部件的軸向位置，并承受軸向負荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。本次設計采用嵌入式軸承蓋，減速器外觀平整，寬度較小。d、定位銷為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。本次設計采用2個8mm的圓錐定位銷。e、油面指示器為檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器。本次設計采用的是油標尺。f、放油螺塞換油時，排放油污和清洗劑，應在箱座底部、油池的最低位處開設放油孔，平時用螺塞將孔堵住。放油螺塞與

36、箱座接合面應回防漏用的墊圈。g、啟箱螺釘 這加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以密封膠，因而在拆卸時往往因膠接緊密而難于開蓋。為此，常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工2個螺孔，旋入啟箱用的螺釘。第5章 鍵、軸承、帶傳動的選擇與校核5.1 鍵的選擇與校核以低速軸為例，來選擇、校核鍵。根據(jù)機械設計手冊（4），選擇平鍵，尺寸為18Í11，長度為70mm 。鍵的校核：由于平鍵連接用于傳遞扭矩，鍵的側面受擠壓，故根據(jù)鍵的受力情況，按擠壓強度進行校核。由式 jy=T大齒輪傳遞的扭矩，T=602 Nmd與齒輪配合的軸徑，d=60mml鍵的工作長度，l=70-18=52mmk鍵與輪轂的接觸高度

37、，k=h/2=11/2=5.5mm jy鍵聯(lián)接的許用擠壓應力，查表21.3-3，對于輕微沖擊時，取 jy=100-120MPajy=滿足強度要求。5.2 軸承的選擇與校核5.2.1 軸承的選擇根據(jù)軸承的受力情況，減速機選擇軸承型號為6000型。由軸的尺寸及軸承的受力，選擇輸入軸軸承為6307；中軸軸承為6308；輸出軸軸承為6311。5.2.2 軸承壽命的計算本次只選擇低速軸（三軸）進行計算：圓周力：Ft=3595N；軸向力：Fa=0；軸徑：d=55mm；轉速：n=60rpm；壽命：大于5000h；可靠性為90%。由表28.2-6，Cor=41.91KN=41910N Cr=55.06KN=55060N 極限轉速：油潤滑時，nlim=6700rpm計算軸承內(nèi)部軸向力：軸承支反力：FrA= FrB= Fa=0，Pr=Fr由式28.3-4b，PrA=FrA=3802N，PrB=FrB=5257N軸承的壽命：由式28.3-12，Lh=5.3 帶傳動的選擇與校核設計功率：Pd=KAP=1.3Í4=5.2Kw KA工況系數(shù)，表22.1-9，KA=1.3由圖22.1-1，根據(jù)Pd，n，選A型三角帶。