1、機械設計課程設計 二級圓柱斜齒輪減速器 設計說明書 起止日期： 2009年12 月 15日 至 2010 年1月 6日學生姓名班級機設071學號成績指導教師機械工程學院（部） 2009年 12月20 日課程設計任務書 20092010學年第 一學期 機械工程 學院（系、部）機械設計制造及其自動化 專業(yè) 機設071 級課程名稱： 機械設計 設計題目： 二級圓柱斜齒輪減速器 完成期限：自 2009 年 12 月 21日至 2010年 01 月 03 日共 2 周內(nèi)容及任務一、 設計的主要技術(shù)參數(shù)帶的圓周力（f/n） 帶速v（m/s）滾筒直徑（mm）22002300二、設計任務工作條件：三班制，使用

2、年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，速度允許誤差為鏈速度的5%。三、設計工作量1. 設計計算說明書一份，內(nèi)容包括：設計方案分析，選擇電動機，傳動比，運動和動力參數(shù)設計，圓柱齒輪設計，低速軸設計，中間軸設計，軸承的選擇和設計，鍵的設計，箱體的結(jié)構(gòu)設計，繪制零件圖和裝配圖。2. 零件圖圖紙共3張。3. 裝配圖圖紙共1張。進度安排起止日期工作內(nèi)容2009.12.52009.12.22設計方案分析，選擇電動機，傳動比，運動和動力參數(shù)設計 2009.12.232009.12.25圓柱齒輪設計，低速軸設計，中間軸設計 2009.12.262009.12.30軸承的選擇和設計，鍵的設計，箱體的結(jié)

3、構(gòu)設計 2009.12.312008.01.06繪制零件圖和裝配圖主要參考資料1、機械設計基礎(chǔ)（第八版）濮良貴，紀名剛主編， 高等教育出版社2、機械設計課程設計 金清肅主編，華中科技大學出版社3、機械設計手冊及課程設計 許高燕主編 中國地質(zhì)大學出版社4、機械零件設計手冊（第二版）， 冶金工業(yè)出版社指導教師（簽字）： 2010年 1 月 目錄1.選擇電動機32.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比53.齒輪的設計73.1 高速級減速齒輪的設計73.2 低速級減速齒輪的設計124.軸的設計184.1 高速級軸的設計194.2 中間軸的設計234.3 低速級軸的設計284.4 精確校核軸的疲勞強度33

4、5、軸承的校核365.1 輸出軸的軸承計算375.2 中間軸的軸承計算375.3 高速軸的軸承計算386、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算396.1 輸出軸的鍵計算396.2 中間軸的鍵校核406.3 輸入軸的鍵校核407.箱體結(jié)構(gòu)的設計408. 潤滑密封設計439箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設計4410.設計總結(jié)45一設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計題號21帶式運輸機的工作原理（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖）2工作情況：已知條件1) 工作條件：三班制，使用10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，；2) 動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220v；3) 運輸帶速度容許誤差：5%；

5、4) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3原始數(shù)據(jù)題號參數(shù)2運輸帶工作拉力f/kn2200運輸帶工作速度v/(m/s)2卷筒直徑d/mm300注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在f中考慮。1.選擇電動機1）選擇電動機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機。電壓為380v。2）電動機容量(1)卷筒的輸出功率根據(jù)帶式運輸機的類型，可取工作機效率=0.96(2)電動機輸出功率傳動裝置的總效率 查機械設計手冊機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率，取聯(lián)軸器效率=0.98，。滾動軸承傳動效率（一對）=0.99，閉式齒輪傳動效率=097帶入

6、得 所需電動機效率（3)電動機額定功率由機械設計（機械設計基礎(chǔ)）課程設計表20-1選取電動機額定功率。=5.5kw3）電動機的轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作速度為=127.4 由機械設計手冊可知，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比840，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500。由設計書表191，查得電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于下表（51）表（51）方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速n（）電動機重量參考價格/元總傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速15.515001440472156011.3表5中，可選定電動機型號為。2.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1） 總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)

7、速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1440/127.411.30因為分配傳動比是一項復雜的工作，往往需要經(jīng)多次改動，現(xiàn)在只做初步設計。對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，當兩級齒輪材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相等時，為使各級大齒輪浸油深度大致相近，且低速級大齒輪直徑略大，傳動比可按下分配，即：而此時i=11.3，代入得=3.834.12.取=4則=11.3/4=2.83接下來計算各軸：（1）各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸（d）=1440 r/min1440/11440r/min1440/4360r/min/360/2.83=127.2r/min工作機軸=127.2r/min（2）各軸輸入功率電動機輸出功率p=5.12kw

8、5.120.985.02kw25.020.990.974.82kw24.820.990.974.63kw2=4.630.990.984.54kw（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 = nm電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =95505.12/1440=33.96n所以: =33.9610.98=33.28 nm2=33.2840.990.97=127.84nm=127.842.830.990.97=347.42nm=2=347.420.98=337.07 nm即工作機轉(zhuǎn)矩：712.8 nm運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸號功率（p/kw）轉(zhuǎn)速（）轉(zhuǎn)矩（nm）傳動比i效率電動機（d）5.12144033.9610.97

9、軸5.02144033.2840.96軸4.82360127.842.830.96軸4.63172.2347.4210.98工作機軸4.54172.2337.073.齒輪的設計3.1 高速級減速齒輪的設計1）材料、熱處理、精度：材 料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼熱處理：大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。小齒輪齒面硬度取270hbs大齒輪齒面硬度取230hbs，兩者相差40hbs。精 度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7級2）設計過程：(1)設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。初選小齒輪齒數(shù)z122 大齒輪齒數(shù)z2z1i1204=88

10、 取z288螺旋角14(2)按齒面接觸疲勞強度設計，由式（4.p218 式1021）確定各參數(shù)的值:1)初選動載系數(shù)：試選=1.62)區(qū)域系數(shù)z：查4.p217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) z=2.435 3)端面重和度：由4.p215圖10-26得：1=0.77 2=0.86 則=1+2=0.75+0.93=1.63 4)許用接觸應力 由圖4.p209圖1021d及圖1021c按齒面硬度查得：（按4.p191表101：小齒輪齒面硬度取270hbs大齒輪齒面硬度取230hbs）小齒輪接觸疲勞強度極限：hlim1610mpa(取mq值)大齒輪接觸疲勞強度極限：hlim2550mpa(取me和ml的

11、中間偏上值)由4.p206公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)n=60nj =6014401（3830010）=6.22010n=n1/i1=6.22010/4=1.55510 (i1=)查課本4.p207圖10-19得：k=0.89 k=0.94（取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應用4.p205公式10-12得:=0.89610 mpa =549mpa =0.94550 mpa =517mpa 則許用接觸應力： =(+)/2=(549+519)/2=533mpa 5)彈性影響系數(shù)：查課本由4.p201表10-6得： =189.8mp 6)齒寬系數(shù)： 由4.p20

12、5表10-7得: =17)傳遞的轉(zhuǎn)矩t1t1=33.28 nm33280 nmm(傳遞的轉(zhuǎn)矩即是軸的輸出轉(zhuǎn)矩)代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑d39.43mm從而得： 計算圓周速度 2.97m/s 計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b=39.43mm 計算模數(shù)m 初選螺旋角=14=1.74mm 計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.251.74=3.915 = =9.16 計算縱向重合度=0.318=1.744 計算載荷系數(shù)k查4.p193表102使用系數(shù)=1(工作時有輕微振動)根據(jù),7級精度, 查4.p194圖10-8得動載系數(shù)k=1.11查4.p196表10-4得接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分

13、布系數(shù)k= 1.309查4.p198圖10-13得: k=1.26查4.p195表10-3 得: k=1.2故載荷系數(shù):kk k k k =11.111.21.309=1.74按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=39.43=40.55計算模數(shù)= (3) 齒根彎曲疲勞強度設計由4.p201公式105彎曲強度的設計公式確定各參數(shù)的值:1) 確定載荷系數(shù)k： kk k k k=11.111.21.26=1.682) 螺旋角影響系數(shù)y 根據(jù)縱向重合度，從4.p217圖10-28查得： 螺旋角影響系數(shù)y=0.883) 計算當量齒數(shù)zz/cos22/ cos1424.08 zz/cos88/ co

14、s1496.33 4) 查取齒形系數(shù)y和應力校正系數(shù)y:由4.p200表10-5用插值法得：齒形系數(shù):y2.65 y2.19應力校正系數(shù):y1.58 y1.7865) 計算并比較大小齒輪的 由4.p208圖10-20c查得：小齒輪彎曲疲勞強度極限 （取mq線值）由4.p207圖10-20b查得：大齒輪彎曲疲勞強度極限（取me和ml中間偏上值）由4.p206圖10-18查得：彎曲疲勞壽命系數(shù)k=0.84 k=0.88(取網(wǎng)格中間值)計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4= 小齒輪的數(shù)值大，故選用代入數(shù)據(jù)得：1.2436mm 對比計算結(jié)果，齒面疲勞強度的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強度

15、計算的法面模數(shù)，取mn=2可以在滿足彎曲疲勞強度的前提下，按由接觸疲勞強度的所確定的分度圓來計算齒數(shù)19.67取2020480(4) 幾何尺寸計算計算中心距 a= =103.66將中心距圓整為103按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos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=41.20d=164.80計算齒輪寬度b=圓整得： 小齒輪3維圖：大齒輪3維圖3.2 低速級減速齒輪的設計一、低速級減速齒輪設計（斜齒圓柱齒輪）1）材料、熱處理、精度：材 料：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼熱處理：大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。小齒輪齒面硬

16、度取280hbs大齒輪齒面硬度取240hbs，兩者相差40hbs。精 度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7級2）設計過程：(1)設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。初選小齒輪齒數(shù)z124 大齒輪齒數(shù)z2z1i1202.83=67.9 取z268螺旋角14(2)按齒面接觸疲勞強度設計，由式（4.p218 式1021）確定各參數(shù)的值:1)初選動載系數(shù)：試選=1.62)區(qū)域系數(shù)z：查4.p217圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) z=2.435 3)端面重和度：由4.p215圖10-26得：1=0.78 2=0.86 則=1+2=0.75+0.93=1.64 4)許用接觸應力 由圖4.p

17、209圖1021d及圖1021c按齒面硬度查得：（按4.p191表101：小齒輪齒面硬度取280hbs大齒輪齒面硬度取240hbs）小齒輪接觸疲勞強度極限：hlim1600mpa(取mq值)大齒輪接觸疲勞強度極限：hlim2550mpa(取me和ml的中間偏上值)由4.p206公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)n=6.22010/4 =1.55510n=n1/i2=1.55510/2.83=5.4910 (i2=)查課本4.p207圖10-19得：k=0.94 k=1.03（取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應用4.p205公式10-12得:=0.94600 mp

18、a =564mpa =1.03550 mpa =566.5mpa 則許用接觸應力： =(+)/2=(564+566.5)/2=565.25mpa 5)彈性影響系數(shù)：查課本由4.p201表10-6得： =189.8mp 6)齒寬系數(shù)： 由4.p205表10-7得: =17)傳遞的轉(zhuǎn)矩t1t1=12.78 nm12780 nmm(傳遞的轉(zhuǎn)矩即是軸的輸出轉(zhuǎn)矩)代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑d60.84mm從而得： 計算圓周速度 1.15m/s 計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b=60.84mm 計算模數(shù)m 初選螺旋角=14=2.46mm 計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.252.46=5.54

19、= =10.98 計算縱向重合度=0.318=1.903 計算載荷系數(shù)k查4.p193表102使用系數(shù)=1(工作時有輕微振動)根據(jù),7級精度, 查4.p194圖10-8得動載系數(shù)k=1.05查4.p196表10-4得接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)k= 1.314查4.p198圖10-13得: k=1.35查4.p195表10-3 得: k=1.2故載荷系數(shù):kk k k k =11.051.21.314=1.66按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=60.84=61.54計算模數(shù)= (3) 齒根彎曲疲勞強度設計由4.p201公式105彎曲強度的設計公式確定各參數(shù)的值:2) 確定載荷

20、系數(shù)k： kk k k k=11.051.21.35=1.702) 螺旋角影響系數(shù)y 根據(jù)縱向重合度，從4.p217圖10-28查得： 螺旋角影響系數(shù)y=0.883) 計算當量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27zz/cos68/ cos1474.34 4) 查取齒形系數(shù)y和應力校正系數(shù)y:由4.p200表10-5用插值法得：齒形系數(shù):y2.60 y2.23應力校正系數(shù):y1.595 y1.765) 計算并比較大小齒輪的 由4.p208圖10-20c查得：小齒輪彎曲疲勞強度極限 （取mq線值）由4.p207圖10-20b查得：大齒輪彎曲疲勞強度極限（取me和ml中間偏上值）由4.p20

21、6圖10-18查得：彎曲疲勞壽命系數(shù)k=0.88 k=0.93(取網(wǎng)格中間值)計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4= 小齒輪的數(shù)值大，故選用代入數(shù)據(jù)得：1.81mm 對比計算結(jié)果，齒面疲勞強度的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.5可以在滿足彎曲疲勞強度的前提下，按由接觸疲勞強度的所確定的分度圓來計算齒數(shù)23.8取24242.8368(4) 幾何尺寸計算計算中心距 a= =118.56將中心距圓整為119按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos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=61.86d=175.26計算齒輪寬度b=圓整得：

22、 小齒輪3維圖：大齒輪3維圖：4.軸的設計級別齒寬高速級20802=50mm,=45mm低速級24682.5=70mm,=65mm4.1 高速級軸的設計（1）由前計算列出軸上各數(shù)據(jù)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速直徑壓力角5.02kw33280nmm1440r/min41.20mm202. 求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =41.20 而 f= f= ff= ftan=1615.5=588n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖示:3. 初步確定軸的直徑先按課本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)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖下所示）,為了使所選

23、的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查表，選取lt4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為63000nmm,半聯(lián)軸器的孔徑4. 軸結(jié)果的設計（1）擬定軸上零件的傳動方案。如圖所示（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-的長度應比 略短一些,現(xiàn)取2）初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄

24、中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承30306型.其尺寸為，故取=20mm3） 右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由課程設計手冊查得軸承軸肩的高度h=2.5mm，因此取=35mm。4） 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 。5） 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.6)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a=16,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s

25、=8,已知滾動軸承寬度t=20,第根軸上有兩個齒輪,其中大齒輪齒寬為45mm，小齒輪齒寬為70mm，取=6mm,則可計算： 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.（3）軸上的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按表查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動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k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各處的倒圓角標注在圖中。5.求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,對于30306型的圓錐滾子軸承,a=15mm,因此,

26、做為簡支梁的軸的支承跨距. =34221.6nm 載荷水平面h垂直面v支反力fnh1=589.8n fnh2=1025.7nfnv1=285.18n fnv2=320.4n彎矩mh= 70776 nm=34221.6nm總彎矩 扭矩t3=33 280n6. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面c的強度） 根據(jù)1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時取0.3；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時取0.6）1）計算軸的應力 前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60mpa因此c

27、a-1，故安全。第一跟軸的3維圖：4.2 中間軸的設計（1）由前計算列出軸上各數(shù)據(jù)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速直徑壓力角4.82kw127.840nmm360r/min61.86mm202.求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =61.86mm而 f= f= ff= ftan=4133.5=1027.5n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖示:3. 初步確定軸的直徑先按課本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)課本取4. 軸結(jié)果的設計(1)擬定軸上零件的傳動方案。如圖所示(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的

28、作用,故選用單列角接觸球軸承.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 標準精度級的單列角接觸球軸承30307型. 其尺寸為，故取=36mm2)取安裝齒輪處的軸段;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,此軸段應略短于輪轂寬度,故取.同理取右端軸端42mm， 兩齒輪齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3,取.因齒輪之間應相距一定距離，取3)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=14.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,取滾動軸承寬度t=22,則=（22+8+16+4）m

29、m=50mm考慮右端齒輪與i軸齒輪嚙合，取=18mm=（22+8+18+3）mm=51mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.（3）軸上的周向定位齒輪與軸的地位用平鍵連接，按其直徑為40mm,有表可查得平鍵截面bh=12mm8mm，處的長度為56mm，處為36mm。同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動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k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各處的倒圓角標注在圖中。5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查表，對于30307型的圓錐滾子軸承,a=16.8m

30、m,取a=17mm。因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 而對于垂直面上，如下圖，可列出關(guān)系式，： ： 載荷水平面h垂直面v支反力fnh1=3160n fnh2=彎矩總彎矩 扭矩t3=215.3n6. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面c的強度） 根據(jù)1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時取0.3；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時取0.6）1）計算軸的應力 前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60mpa因此ca0.07d,則h=5, 。軸肩寬度b1.4h,取5) 軸承

31、端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取.6)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a=16,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度t=29,第根軸上有兩個齒輪,其中大齒輪齒寬為45mm，小齒輪齒寬為70mm，取=6mm,則可計算： 至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.（3）軸上的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按表查得平鍵截面，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，

32、故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動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k6。齒輪與軸用平鍵連接，bh=16mm10mm,長度為56mm。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各處的倒圓角標注在圖中。5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,對于30310型的圓錐滾子軸承,a=29mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 載荷水平面h垂直面v支反力fnh1=2748n fnh2=1385nfnv1=559.2n fnv2=990.8n彎矩mh= 175872 nm=63411.2nm總彎矩 扭矩t3=374420n6） 按彎扭合成應力校

33、核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面c的強度） 根據(jù)1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時取0.3；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時取0.6）1）計算軸的應力 前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60mpa因此cal0300381072000h故軸承符合要求5.2 中間軸的軸承計算2、對于2軸軸承30307，查詢機械設計手冊得到：基本額定動載荷：cr75.2kn基本額定靜載荷：c0r82.5kn由上述軸的計算得，軸2所受軸向力 因此只有支點1處受軸向力。支點1處軸承所受的合力=36

34、62.4n支點2處軸承所受的合力=2725.9n支點1處的軸承容易壞。 得：fa=439.5nfr=3662.4n又fa/fr=439.5/3662.4=0.12 e0.31得徑向動載荷系數(shù)x=0.4,軸向動載荷系數(shù)y=1.9從而據(jù)4.p320公式138得：左邊的軸承的當量動載荷pxfryfa2300n根據(jù)4.p319公式135，得：(因為是圓錐滾子軸承，其中取，轉(zhuǎn)速n360r/min)lh左邊軸承5.17410hl0300381072000h故軸承符合要求5.3 高速軸的軸承計算3、對于輸入軸軸承30310，查詢機械設計手冊得到：基本額定動載荷：cr59kn基本額定靜載荷：c0r63kn由上

35、述軸的計算得，軸3所受軸向力 fa1ft1tan/cos588n（方向向左）因此右端的軸承不受軸向力。支點1處軸承所受的合力=880.3n支點2處軸承所受的合力=1074.6n支點2處的軸承容易壞。fr=1074.6n又fa/fr=0/1074.6=0l0300381072000h故軸承符合要求6、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算6.1 輸出軸的鍵計算校核聯(lián)軸器處的鍵連接 擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸第3根軸處的鍵校核。一般7級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù) d=40 d=55查表6-1取：半聯(lián)軸器處鍵寬 b=12 h=8 =70 齒輪處鍵寬 b=16 h=10 =56校和鍵聯(lián)接的強度查表6

36、-2得 =110mp工作長度 70-12=5856-16=40鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5 *h=4k=0.5* h=5由式（6-1）得： 兩者都合適6.2 中間軸的鍵校核再校核第2根軸上有兩個圓頭普通平鍵連接，其尺寸為 鍵寬 b=10 h=8 =36 b=10 h=8 =56k= k=0.5*8=4工作長度 36-10=2656-10=46 6.3 輸入軸的鍵校核再校核1軸上由一個圓頭普通平鍵，其尺寸為bhl=6mm6mm28mm工作長度 28-6=22k=0.5*6=3 7.箱體結(jié)構(gòu)的設計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，大端蓋分機體采用配合

37、.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(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為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為r=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 a 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，

38、蓋板用鑄鐵制成，用m6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，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油標：油標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，以防油進入油尺座孔而溢出.d 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(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：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的

39、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.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚10箱蓋凸緣厚度30箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑m12地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑m12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）m10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）6定位銷直徑=（0.70.8）6，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4342218，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42816外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離1.2

40、18齒輪端面與內(nèi)機壁距離16機蓋，機座肋厚9 8軸承端蓋外徑+（55.5）108（1軸）116（2軸）146（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離108（1軸）116（2軸）146（3軸）8. 潤滑密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用sh0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為h+ h=30 =34所以h+=30+34=64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 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，國150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。9箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設計1）減速器箱體的結(jié)構(gòu)設計箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計：1.確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚。根據(jù)經(jīng)驗公式：（t為低速軸轉(zhuǎn)矩，nm）可取。為了保證結(jié)合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面