鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸傳動減速器系統(tǒng)設(shè)計

1、鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸傳動減速器系統(tǒng)設(shè)計1.設(shè)計任務(wù)設(shè)計一用于鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)的傳動裝置。三班制連續(xù)工作，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸鏈速度允許誤差為運(yùn)輸鏈速度的。已知數(shù)據(jù)：運(yùn)輸鏈牽引力F/(kN):5輸送速度v/(m/s):0.6鏈輪節(jié)圓直徑D/(mm):280使用年限、年：102.傳動方案分析合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。本裝置采用展開式兩級圓柱齒輪傳動，高速軸端

2、連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，低速軸端采用齒式聯(lián)軸器。3.原動件的選擇與傳動比的分配3.1原動件的選擇設(shè)計任務(wù)要求減速器的輸入功率為3.6kw。而傳動裝置的效率：=12n式中：1-齒輪傳動效率2-滾動軸承的效率3-聯(lián)軸器的效率常見機(jī)械效率參見附表1附表1常用機(jī)械傳動效率機(jī)械傳動類型傳動效率圓柱齒輪傳動閉式傳動0.960.98（7-9級精度）開式傳動0.940.96圓錐齒輪傳動閉式傳動0.940.97（7-8級精度）開式傳動0.920.95鏈傳動齒形鏈0.97滾子鏈0.96滾動軸承（一對）0.980.995聯(lián)軸器0.99-0.995電動機(jī)所需功率為Pd = PW /Pw=Fv/1000w kW 根據(jù)鏈

3、式運(yùn)輸機(jī)工作機(jī)的類型，可取工作機(jī)效率w=0.96.傳動裝置的總效率=122332齒輪傳動效率1=0.99滾動軸承的效率2=0.99聯(lián)軸器的效率3=0.98=0.992 0.9930.982 =0.913所需電動機(jī)的功率為Pd=3.43kW鏈輪的轉(zhuǎn)速n=601000v /D=41r/minnd=ian=(810)41r/min=3281640r/min查參考書2表(939)初步確定原動機(jī)的型號為Y132M1-6額定功率為Pcd =4kW。滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min額定轉(zhuǎn)矩為2.0N·m，最大轉(zhuǎn)矩為2.2N·m.3.2傳動比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總

4、傳動比：i=nm/n=960/41=23.4，根據(jù)i1=一級齒輪傳動的傳動比：i1=6二級齒輪的傳動比:i2=3.94.各軸動力與運(yùn)動參數(shù)的計算將各軸從高速級到低速級依次編號為軸、軸、軸4.1各軸的轉(zhuǎn)速n=960r/minn= nm/i1=960/6=160r/minn=n/i2=160/3.9=41r/min4.2各軸的的輸入功率Pd=4kwP=Pd*01=(4×0.99×0.98) kw =3.88 kwP=P*12= (3.88×0.99×0.99) kw =3.802 kwP=P*23=(3.802×0.99×0.98)kw=

5、3.689kw4.3各軸的轉(zhuǎn)矩T=9.55×*p/n=9.55××3.88÷960=3.85×104N·mmT=9.55×*p/n=9.55××3.802÷160= 22.68×104N·mmT=9.55×*p/n=9.55××3.689÷41= 85.92×104N·mm5 傳動零件的計算5.1選高速級齒輪計算選高速級齒輪類型、精度等級材料及齒數(shù)按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不

6、高，故選用7級精度（GB 1009588）由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)Z1=20,大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1i1=206=120。5.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式（109a）進(jìn)行試算，即5.1.2.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=3.88×104N·mm由表107選取齒寬系數(shù)。由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度

7、極限。由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60njLh=60×960×1×(3×8×300×10)=4.147×10N2=由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 =0.93；KHN2=0.98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,由式（1012）得5.1.2.2計算 5.1.2.2.1試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入中較小的值。=2.325.1.2.2.2計算圓周速度。5.1.2.2.3算尺寬b。b=5.1.2.2.4算尺寬與齒高之比模數(shù) m= 齒高 h=2.25 mt=2.25，85.1.2.2.5計算載

8、荷系數(shù) 根據(jù)v=2.25m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)Kv=1.06直齒輪K;由表102查得使用系數(shù)KA=1;由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.490。由查圖1013得實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得,5.1.2.2.6計算模數(shù)m。 m=5.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式（105）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為5.1.3.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)K K計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(1012)得5.1.3.1.1計

9、算載荷系數(shù)K。5.1.3.1.2查取齒形系數(shù)。 由表105查得5.1.3.1.3查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得5.1.3.1.4計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。5.1.3.1.4.1設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.64并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸強(qiáng)度計算得的分度圓直徑d1 =47.89mm，算出小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)

10、度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.1.4幾何尺寸計算5.1.4.1計算分度圓直徑 5.1.4.2計算中心距 5.1.4.3計算齒輪寬度B=48mm,B=52mm5.2選低速級齒輪計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB 1009588）由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)Z3=20,大齒輪齒數(shù)Z4 = Z3i2=204=80。5.2.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式（109a）進(jìn)行試算，即

11、5.2.2.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=22.68×10N·mm由表107選取齒寬系數(shù)。由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60njLh=60×160×1×(3×8×300×10)=6.91×10N2=由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3 =0.93；KHN4=0.98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,

12、由式（1012）得0.98×550MPa539MPa5.2.2.2試算小齒輪分度圓直徑d3t,代入中較小的值。=2.325.2.2.3計算圓周速度。5.2.2.4計算尺寬b。b=5.2.2.5算尺寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25 mt=2.2585.2.2.6計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.694m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)Kv=1.06直齒輪K;由表102查得使用系數(shù)KA=1;由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.490。由查圖1013得實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得,5.2.2.7計算模數(shù)m。 m=5.

13、2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式（105）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為5.2.3.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)K K計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(1012)得5.2.3.1.1計算載荷系數(shù)K。5.2.3.1.2查取齒形系數(shù)。由表105查得5.2.3.1.3查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得5.2.3.1.4計算大、小齒輪的 大齒輪的數(shù)值大。5.2.3.1.5設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能

14、力，而齒面接觸強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.97并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm，按接觸強(qiáng)度計算得的分度圓直徑d3 =87.71mm，算出小齒輪齒數(shù) ，大齒輪齒數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。5.2.4幾何尺寸計算5.2.4.1計算分度圓直徑 5.2.4.2計算中心距 5.2.4.3計算齒輪寬度取B=95mm, B=90mm5.3減速器高速級軸的設(shè)計 由以前的設(shè)計計算有下列已知齒輪機(jī)構(gòu)的參數(shù)如下表示；級別Z1Z2mt/mm齒寬/mm高速級241442201B1=48,B2=52級別Z3Z4

15、mt/mm齒寬/mm低速級301203B3=90,B4=94由前面可知軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T求作用在齒輪上的力 徑向載荷，法相載荷，切向載荷的方向如下圖5.3-1示；圖5.3-1初步確定軸的最小直徑根據(jù)式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。考慮到在軸的截面上需開兩個鍵槽時,軸徑要增大10%15%;取軸徑增大10%。則為了使所選的軸直徑與聯(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，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T

16、5015-2003或手冊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計.1擬定軸上零件的裝配方案 選用如5.3-2圖所示的裝配方案。.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。（2）初步選擇滾動軸承。因此處為直齒圓柱齒輪傳動，軸承主要承受徑向力的作用，故可選用深溝球軸承

17、。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)精度級的深溝球軸承6306，脂潤滑，其基本尺寸為，故。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得6306型軸承的定位軸肩高度，因此，取。（3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪此軸端應(yīng)略短于齒輪的輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07,故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。（4）軸承端蓋的總寬度為。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)軸器有端面間的距離，故取。（5）取齒輪1和3分別均距箱體內(nèi)壁的距

18、離，圓柱齒輪2與圓柱齒輪3之間的距離（參5.3-2圖）?？紤]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,取，已知滾動軸承寬度，又因軸承為脂潤滑所以需封油盤，封油盤外側(cè)端面與箱體內(nèi)壁距離為2mm，封油盤的右端采用軸肩定位=2，故所以圓柱齒輪3的齒寬為，至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。.3軸上零件的軸向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸有良好的配合性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處選用軸的

19、直徑尺寸公差為m6。.4確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5.3-3。圖5.3-35.4減速器軸的設(shè)計求作用在齒輪上的力.1作用在齒輪2的力而 .2作用在齒輪3的力而 徑向載荷，法相載荷，切向載荷的方向如下圖示5.4-1；圖5.4-1初步確定軸的最小直徑根據(jù)式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑?？紤]到在軸的截面上需開兩個鍵槽時,軸徑要增大10%15%;取軸徑增大10%。則軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計.1擬定軸上零件的裝配方案在圖5.3-2已示出。.2根據(jù)軸向定位的要求確定

20、軸的各段直徑和長度（1）初步選擇滾動軸承因?yàn)檩S的兩端直接裝軸承，且此處為直齒圓柱齒輪傳動，軸承主要承受徑向力的作用，故可選用深溝球軸承。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(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6307，脂潤滑，需封油盤其基本尺寸為，故。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，取。（2）取安裝齒輪3處的軸段2-3的直徑；知齒輪輪轂的寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪此軸端應(yīng)略短于齒輪的輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度0.07,故取，則軸環(huán)處的直徑，且軸環(huán)寬度為。（3）接下來取安裝齒輪2處的軸段4-5的直徑，齒輪2的輪轂寬度為48mm,所以（5）從上的步驟已知，圓

21、柱齒輪2與圓柱齒輪3之間的距離（參看5.3-2圖）。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,取，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。.3軸上零件的軸向定位齒輪與軸向定位采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸有良好的配合性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣齒輪2與軸的連接，選用平鍵為，齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處選用軸的直徑尺寸公差為m6。.4確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5.4-2。5.5減速器軸的設(shè)計求作用在齒輪上的力而 徑向載

22、荷，法相載荷，切向載荷的方向如下圖示5.5-1；初步確定軸的最小直徑根據(jù)式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑?？紤]到在軸的截面上需開兩個鍵槽時,軸徑要增大10%15%;取軸徑增大10%。則為了使所選的軸直徑與聯(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，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5015-2003或手冊，選用固定式聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)

23、計.1擬定軸上零件的裝配方案在圖5.3-2已示出。.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，7-8軸段右端需制出一軸肩，故取6-7段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑取軸承直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故7-8段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。（2）初步選擇深溝球軸承。因此處為直齒圓柱齒輪傳動，軸承主要承受徑向力的作用，故可選用深溝球軸承。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(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6212，其基本尺寸為，故。左端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得621

24、2型軸承的定位軸肩高度，因此，取。（3）取安裝齒輪處的軸段2-3的直徑。已知齒輪輪轂的寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪此軸端應(yīng)略短于齒輪的輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度0.07,故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。（4）軸承端蓋的總寬度為。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)軸器有端面間的距離，故取。（5）已知齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，圓柱齒輪2與圓柱齒輪3之間的距離（參看上圖）。封油盤的外側(cè)端面與箱體內(nèi)壁距離為2mm?？紤]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,取，已知滾動軸承寬度，圓柱齒輪2的齒寬為，則至此，已初步確

25、定了軸的各段直徑和長度。.3軸上零件的軸向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸有良好的配合性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處選用軸的直徑尺寸公差為m6。.4確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5.3-2。求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)參看圖5.5-2做出軸的計算簡圖5.5-3。圖5.5-3在確定軸承的支點(diǎn)位置時，參看圖（5.5-2）因采用的是深溝球軸承故支承點(diǎn)即軸承中心點(diǎn)。因

26、此，作為簡支梁的軸的支承跨距.根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖5.5-3。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計出的截面處的、及的值列入下表（參看圖5.5-3）。載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選軸單向的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。此,故安全。精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.1判斷危險截面截面只受扭矩作用，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

27、疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面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。截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中日均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面顯然更不必校核。由第三章【1】附錄可知，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。.2截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)由于軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處

28、理，由表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)插值后查得。又由附圖 3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸末經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)于是，計算安全系數(shù)值，根據(jù)式（15-6）至（15-8）則得可知1.5，故安全。.3截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算?？古そ孛嫦禂?shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)

29、過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得軸按磨削加工， 由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為可知1.5，故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。繪制軸的工作圖。5.6軸承、鍵的校核計算軸承壽命校核計算.1軸上軸承壽命校核計算知軸上的滾動軸承型號為6306，查滾動軸承樣本可知該深溝球軸承的基本額定動載荷。求兩軸承受到的徑向載荷將部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面（圖5.6-1）兩個平面力系。由力的分析可知：圖5.6-1前面已知；。則 2)求軸承的當(dāng)量動載荷因?yàn)檩S承只受純徑向載荷故，故3)驗(yàn)算軸承的壽命因?yàn)?所以按軸承2的受力大小驗(yàn)算。知壽命要求是10

30、年，則故所選軸承滿足壽命要求。.2軸上軸承壽命校核計算知軸上的滾動軸承型號為6307，查滾動軸承樣本可知該深溝球軸承的基本額定動載荷。1)求兩軸承受到的徑向載荷將部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面（圖5.6-2）兩個平面力系。由力的分析可知：圖5.6-2前面已知；。則 2)求軸承的當(dāng)量動載荷因?yàn)檩S承只受純徑向載荷故，故3)驗(yàn)算軸承的壽命因?yàn)?所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算。知壽命要求是10年，則故所選軸承滿足壽命要求。.3軸上軸承壽命校核計算知軸上的滾動軸承型號為6212，查滾動軸承樣本可知該深溝球軸承的基本額定動載荷。1)求兩軸承受到的徑向載荷在前面軸的校核中以求出軸上軸承的受力（圖5.6-

31、3）分別如下；圖5.6-32)求軸承的當(dāng)量動載荷因?yàn)檩S承只受純徑向載荷故，故3)驗(yàn)算軸承的壽命因?yàn)?所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算。知壽命要求是10年，則故所選軸承滿足壽命要求。.鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計算.1軸鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計算普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩，。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，鍵的工作長度為鍵的寬度，；軸的直徑，；鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，見表。 對于鍵已知；于是有；（合適） 對于鍵已知；于是有；（合適）.2軸鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計算對于鍵已知；于是有；（合適） 對于鍵已知；于是有；（合適）.3軸鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計算對于鍵已知；于是有；（合適） 對于鍵已知；于是有；（合適）6.

32、箱體及附件設(shè)計設(shè)計中應(yīng)按先箱體、后附件；先主體、后局部；先輪廓、后細(xì)節(jié)的結(jié)構(gòu)設(shè)計順序。并應(yīng)注意視圖的選擇、表達(dá)及視圖的關(guān)系。表4-1【2】鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸mm名稱符號減速器類型及尺寸關(guān)系圓柱齒輪減速器圓錐齒輪減速器蝸桿減速器箱座壁厚一級0.025a+180.0125（dm1+dm2）+18或0.01（d1+d2）+18dm1、dm2小、大圓錐齒輪的平均直徑d1、d2小、大圓錐齒輪的大端直徑0.04a+38二級0.025a+38三級0.025a+58考慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應(yīng)小于8箱蓋壁厚1一級0.02a+180.01（dm1+dm2）+18或0.0085（d1+d2）+18蝸桿在上：

33、蝸桿在下：0.858二級0.02a+38三級0.02a+58箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.5地腳螺栓直徑df0.036a+120.018（dm1+dm2）+112或0.015（d1+d2）+1120.036a+12地腳螺栓數(shù)目na250時，n4a>250500時，n6a>500時，n8200300箱座底凸緣周長之半n 44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150200軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df定位銷直徑d（0.70.8

34、）d2df、d1、 d2至外箱壁距離c1見表4-2df、d2至凸緣邊緣距離c2見表4-2軸承旁凸臺半徑R1c2凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外箱壁至軸承座端面距離l1c1+c2+（510）大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與箱體內(nèi)壁距離11.2齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離2箱蓋、箱座肋厚m1、mm10.851，m0.85軸承端蓋外徑D2、 D3凸緣式：D2D+(55.5) d3；嵌入式：D3 D+812；D為軸承座孔直徑軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以M d1 和M d3互不干涉為準(zhǔn)，一般取SD2注：多級傳動時，a取低速級中心距；對圓錐圓柱齒輪減速器，按圓柱齒輪傳動中心距取值。表4-2【

35、2】 c1、c2值mm螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M30c1min14161822263440c2min12141620242835沉頭座直徑182226334048616.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計時，要保證箱體有足夠的剛度、可靠的密封和良好的工藝性。箱體的剛度為了避免箱體在加工和工作過程中產(chǎn)生不允許的變形，從而引起軸承座中心線歪斜，使齒輪產(chǎn)生偏載，影響減速器正常工作，在設(shè)計箱體時，首先應(yīng)保證軸承座的剛度。為此應(yīng)使軸承座有足夠的壁厚，并加設(shè)支撐肋板或在軸承座處采用凸壁式箱體結(jié)構(gòu)，當(dāng)軸承座是剖分式結(jié)構(gòu)時，還要保證箱體的聯(lián)接剛度。.1軸承座應(yīng)有足夠的壁厚 當(dāng)軸承座孔采用凸緣式軸承蓋

36、時，由于安裝軸承蓋螺釘?shù)男枰?，所確定的軸承座壁厚已具有足夠的剛度（圖6.1-1）。圖6.1-1 軸承座孔壁厚.2加支撐肋板或采用凸壁式箱體提高軸承座剛度 為提高軸承座剛度，一般減速器采用平壁式箱體加外肋結(jié)構(gòu)（見圖6.1-2a） 。大型減速器也可以采用凸壁式箱體結(jié)構(gòu)（見圖6.1-2b），其剛度大，外表整齊、光滑，但箱體制造工藝復(fù)雜。.3為提高剖分式軸承座剛度設(shè)置凸臺 為提高剖分式軸承座的聯(lián)接剛度，軸承座孔兩側(cè)的聯(lián)接螺栓要適當(dāng)靠近，相應(yīng)在孔兩旁設(shè)置凸臺。1） s值的確定 軸承座孔兩側(cè)螺栓的距離s不宜過大也不宜過小，一般取s=D2，D2為凸緣式軸承蓋的外圓直徑。s過大（見圖6.1-3），不設(shè)凸臺，軸

37、承座剛度差。s過?。ㄒ妶D6.1-4），螺栓孔可能與軸承蓋螺孔干涉，還可能與輸油溝干涉，為保證扳手空間將會不必要地加大凸臺高度。2） 凸臺高度h值的確定凸臺高度h由聯(lián)接螺栓中心線位置(s值)和保證裝配時有足夠的扳手空間(c1值)來確定（見圖6.1-5）。為制造加工方便，各軸承座凸臺高度應(yīng)當(dāng)一致，并且按最大軸承座凸臺高度確定。凸臺結(jié)構(gòu)三視圖關(guān)系如圖6.1-6所示。位于高速級一側(cè)箱蓋凸臺與箱壁結(jié)構(gòu)的視圖關(guān)系如圖6.1-7（凸臺位置在箱壁外側(cè)）所示。圖6.1-2 提高軸承座剛度的箱體結(jié)構(gòu)a) 平壁式箱體加外肋 b）凸壁式箱體圖6.1-3 s值過大 圖6.1-4 s值過小圖6.1-5 凸臺高度的確定過程

38、圖6.1-6 箱蓋凸臺 圖6.1-7 凸臺在箱壁外側(cè)3）凸緣應(yīng)有一定厚度為了保證箱蓋與箱座的聯(lián)接剛度，箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣應(yīng)較箱壁厚些，約為（見圖6.1-8a）。為了保證箱體底座的剛度，取底座凸緣厚度為，底面寬度B應(yīng)超過內(nèi)壁位置，。為地腳螺栓扳手空間的尺寸。圖6.1-8b為正確結(jié)構(gòu)，圖6.1-8c所示結(jié)構(gòu)是不正確的。圖6.1-8 箱體聯(lián)接凸緣及底座凸緣c）不正確.箱體的密封 為了保證箱蓋與箱座接合面的密封，對接合面的幾何精度和表面粗糙度應(yīng)有一定要求，一般要精刨到表面粗糙度值小于，重要的需刮研。凸緣聯(lián)接螺栓的間距不宜過大，小型減速器應(yīng)小于。6.2附件的功用和結(jié)構(gòu)設(shè)計視孔和視孔蓋視孔用于檢查傳動件

39、的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油。視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋的上部，以便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸應(yīng)足夠大，以便于檢查和手能伸入箱內(nèi)操作。6.2.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。如圖6-9為簡易式通氣器，其通氣孔不直接通向頂端，以免灰塵落人，所以用于較清潔的場合。圖6.2-1 簡易式通氣器 綜上述及參考文獻(xiàn)【2】表4-3、表4-4，設(shè)計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖6.2-2示。圖6.2-26.3油標(biāo)尺油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。常見的油標(biāo)有油尺、圓形油標(biāo)、長形油標(biāo)等。圓形及長形油標(biāo)油尺為間接檢查式油標(biāo)，圓形、長形油