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)設計改動

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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 目錄 第1章 概況…………………………………………… 2 第2章 減速器齒輪設計 2.1 減速機高速級齒輪的設計 …………………… 3 2.2 減速機低速級傳動齒輪的設計 ………………… 9 第3章 軸的設計 3.1 按軸的扭矩初選軸徑和聯(lián)軸器 ………………… 16 3.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 …………………………………… 17 3.3 軸的受力分析 …………………………………… 17 3.4 軸的強度校核 …………………………………… 19 第4章 電機的選擇 …………………………

2、……… 22 第5章 箱體的設計 5.1 結(jié)構(gòu)和尺寸 ………………………………… 23 5.2 箱體內(nèi)壁線的確定 …………………………… 25 第6章 鍵、軸承、帶傳動的選擇與校核 6.1 鍵的選擇與校核 ………………………………… 28 6.2 軸承的選擇與校核 ……………………………… 29 6.3 帶傳動的選擇與校核 ………………………… 31 第7章 結(jié)論 ……………………………………… 33 參考文獻 …………………………………………… 34 第一章 概況 減速器是電機和皮帶機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來

3、降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)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β=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A型三角帶，帶輪為4槽結(jié)構(gòu)，帶傳動速比為1.54。電機為Y系列電機，功率4KW，同步轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)簡單，易于加工，節(jié)約材料。 關(guān)鍵詞：減速器；齒輪；電機；箱體；強度校核 第2章 減速器齒

4、輪的設計 2.1 減速機高速級齒輪的設計 2.1.1 要求分析 （1）使用條件分析 傳遞功率：P1=3.8 KW； 減速機輸入軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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。 （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,β,Φd 齒輪的主要尺寸：d1,d2,a,da1,da2 2.1.2 選擇齒輪的材料

5、、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，正火處理，硬度為217-255HBS。 由圖23.2-18c查得：σHlim1=800 MPa σHlim2=650 MPa 由圖23.2-29查得：σFE1=320 MPa σFE2=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.

6、2-21 a≥476 (u+1) 式中，T1—小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm。 T1=9.55í106í =9.55í106í =37802 Nmm=37.8 Nm K—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)：Φa=0.4 齒數(shù)比：u=4 許用接觸應力σHP，按大齒輪計算，σHP2===541 MPa （按表23.2-21，取最小安全系數(shù)SHlim=1.2） 則：a≥476 (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

7、標準模數(shù)mn=2.5 mm 初取齒輪螺旋角β=9? cosβ=0.9877 由表23.2-7： z1===21.33 取z1=21 則z2=21íu=21í4=84 精確計算cosβ===0.9722 β=13?32? mt===2.5715 mm d1=mtz1=2.5715í21=54.001 mm b=Φaía=0.4í135=54 mm （3）校核齒面接觸強度 按表23.2-22 σH=ZH.ZE.Zεβ 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+（+K

8、2） 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)，KHβ=KβS+KβM 按Φd=， 由圖23.2-14c, KβS=1.3; 圖23.2-15, KβM=0.19 則：KHβ=1.3+0.19=1.49 齒向載荷分布系數(shù)，按KA N/m 由表23.2-28，KHα=1.5 按β=13?32? ，x=0,由圖23.2-16得，節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.42 查表23.2-29，材料彈性系數(shù)ZE=189.8 按接觸強度計

9、算的重合度及螺旋角系數(shù)zεβ： 當量齒數(shù)：zv1= zv2= 當量齒數(shù)的端面重合度，εvα=εvⅠ+εvⅡ 按β=13?32? ，zv1=22.8，zv2=91.3， 由圖23.2-10查，εvⅠ=0.78,εvⅡ=0.87 則：εvα=0.78+0.87=1.65 按Φm=，β=13?32? ， 由圖23.2-11得： 縱向重合度εβ=1.5 按εvα=1.65，εβ=1.5，β=13?32? ， 由圖23.2-17得，zεβ=0.76 齒面接觸應力為： σH=2.42í189.8Zí0.76=559 MPa 計算安全系數(shù)SH： 由表23.2-22 , SH

10、= 求壽命系數(shù)zN: 應力循環(huán)次數(shù):N1=60γn1t=60í1í960í30000=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=60γn2t=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，γ50=90 mm2/s 由圖23.2-20查zLVR =0.83 工作硬化系數(shù)zW:因小齒

11、輪齒面未硬化，取zW=1 按接觸強度計算的尺寸系數(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，σF= 彎曲強度計算的載荷分布系數(shù)：KFβ=KHβ=1.49， KFα=KHα=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)Yεβ： 按εvα=1.65，β=13?32? ，圖23.2-28得，Yεβ=0.64

12、 則： σF1== σF2=σF1 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∞=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)YδrelT：圖23.2-24，qs1>1.5，qs2>1.5 由表23.2-30得，YδrelT= YδrelT=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

13、.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 mn=2.5mm mt=2.5715mm z1=21 z2=84 β=13?32? d1=z1mt=21í2.5715=54.002mm d2=z2mt=84í2.5715=216.006mm da1=d1+2ha=54.002+2í2.5=59.002mm da2=d2+2ha=216.006+2í2.5=221.006mm a=(d1+d2)/2=135.004 b2=Φ

14、aa=0.4í135=54mm b1=60mm 2.2 減速機低速級傳動齒輪的設計 2.2.1 要求分析 （1）使用條件分析 傳遞功率：P1=3.8 KW； 主動齒輪轉(zhuǎn)速：n1=240 rpm； 齒數(shù)比u=4； 轉(zhuǎn)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,β,Φd 齒輪的主要尺寸：d1,d2,a,da1,da2 2

15、.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：σHlim1=800 MPa σHlim2=650 MPa 由圖23.2-29查得：σFE1=320 MPa σFE2=240 MPa （2）按接觸強度初步確定中心距，并初

16、選主要參數(shù) 由表23.2-21 a≥476 (u+1) 式中，T1—小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm。 T1=9.55í106í =9.55í106í =151208 Nmm=151.208 Nm K—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)：Φa=0.4 齒數(shù)比：u=4 許用接觸應力σHP，按大齒輪計算， σHP2===541 MPa （按表23.2-21，取最小安全系數(shù)SHlim=1.2） 則：a≥476 (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

17、 mm 取標準模數(shù)mn=4mm 初取齒輪螺旋角β=9? cosβ=0.9877 由表23.2-7： z1===20.54 取z1=21 則z2=21íu=21í4=84 精確計算cosβ===1 β=0? 低速級齒輪傳動為直齒圓柱齒輪傳動。 d1=mz1=4í21=84 mm b=Φaía=0.4í210=84 mm （3）校核齒面接觸強度 按表23.2-22 σH=ZH.ZE.Zεβ 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

18、/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)，KHβ=KβS+KβM 按Φd=，由圖23.2-14c, KβS=1.3; 圖23.2-15, KβM=0.23，則： KHβ=1.3+0.23=1.53 齒向載荷分布系數(shù)，按KA N/m 由表23.2-28，KHα=1.2 按β=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)zεβ： 當量

19、齒數(shù)：zv1=z1=21 zv2=z2=84 當量齒數(shù)的端面重合度，εvα=εvⅠ+εvⅡ 按β=0?，zv1=21，zv2=84，由圖23.2-10查， εvⅠ=0.76，εvⅡ=0.9 則：εvα=0.76+0.9=1.66 按Φm=，β=0?，圖23.2-11得，縱向重合度εβ=0 按εvα=1.66，εβ=0，β=0?，圖23.2-17得，zεβ=1 齒面接觸應力為： σH=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)次數(shù):N1=60γn1t=60í1í240í30000=4.32í1

20、08 (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=60γn2t=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，γ50=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:由圖23.2-23查zX =1 則：SH1== SH2= = 由式

21、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，σF= 彎曲強度計算的載荷分布系數(shù)：KFβ=KHβ=1.53，KFα=KHα=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)Yεβ： 按εvα=1.66，β=0? ，圖23.2-28得，Yεβ=0.72 則： σF1== σF2=σF1 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

22、的循環(huán)基數(shù)N∞=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)YδrelT：圖23.2-24，qs1>1.5，qs2>1.5 由表23.2-30得，YδrelT= YδrelT=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

23、故安全。 （5）主要幾何尺寸 m=4mm z1=21 z2=84 d1=z1m=21í4=84mm d2=z2m=84í4=336mm da1=d1+2ha=84+2í4=92mm da2=d2+2ha=336+2í4=344mm a=(d1+d2)/2=210 mm b2=Φaa=0.4í210=84mm b1=90mm 第3章 軸的設計 3.1 按軸的扭矩初選軸徑和聯(lián)軸器 軸的材料：45 軸的轉(zhuǎn)速：60rpm 軸所傳遞的功率：3.8KW 軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩： T=9.55í106í =9.55í106í =604833 Nmm=604.833 Nm

24、 軸上裝有齒輪，軸端裝有聯(lián)軸器，需開鍵槽。 由表26.1-1查， σb=650 Mpa （抗拉強度） σs=360 Mpa （屈服強度） σ-1=270 Mpa（彎曲疲勞極限） τ-1=155Mpa（扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩： Tc=KT=1.5í604.833=907250 Nmm=907.25 N

25、m 根據(jù)工作要求選聯(lián)軸器，由d=48mm,Tc選聯(lián)軸器型號： HL4 柱銷聯(lián)軸器，允許最大轉(zhuǎn)矩TP=1600Nm 3.2 軸的結(jié)構(gòu)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。 3.3 軸的受力分析 軸的彎矩、扭矩圖見附圖二。 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：T1=9.55í106í =604833 Nmm=604 Nm 齒輪所受的圓周力：Ft= 齒輪所受的徑向力：Fr=F

26、t (αn=20?) 齒輪所受的軸向力：Fx=Fttan0?=0 聯(lián)軸器由于制造、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)：ΣMA=0，RBZ（a+b）-Fra=0 RBZ= ΣRZ=0，RAZ=Fr-RBZ，則RAZ=1309-444=865N 在垂直面內(nèi)：ΣMA=0，RBY（a+b）-Fta=0 RBY= RAY=Ft-RBY=3595-1220=2375N F0作用在A、B點的支反力： ΣMB=0，RA0（a+b）-F0c=0 RA0= RB0=RA0+F0=1275+2684=3959N 則，齒輪

27、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=281Nm MD0的作用平面不定，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(zhuǎn)矩為：T1=604 Nm 3.4 軸的強度校核 a 確定危險截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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。

28、 b 安全系數(shù)校核計算 減速機軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起的為對稱循環(huán)的彎應力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(huán)的剪應力。 彎曲應力幅為：σa= 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σm=0 由式26.3-2，Sσ= σ-1—45#鋼彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限， 由表26.1-1，σ-1=270MPa Kσ—正應力有效應力集中系數(shù)，表26.3-5，Kσ=1.5 β—表面質(zhì)量系數(shù)，表26.3-8，β=0.92 ε—尺寸系數(shù)，表26.3-11 ，ε=0.81 剪應力

29、幅τm=τα= WP—抗扭斷面系數(shù)，表26.3-16，WP=39.5í10-6m3 由式26.3-3， S τ-1—45#鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由表26.1-1，τ-1=155MPa Kτ—剪應力有效應力集中系數(shù)，表26.3-5，Kτ=1.63（按鍵槽） Kτ=1.89（按配合），?。篕τ=1.89 β—表面質(zhì)量系數(shù)，表26.3-8，β=0.92 ετ—尺寸系數(shù)，表26.3-11 ，ετ=0.81 ψτ—平均應力折算系數(shù)，表26.3-13，ψτ=0.21 D面的安全系數(shù)： 式26.3-1，S= 由表26.3-4，[

30、S]=1.3-1.5，S>[S]，截面D是安全的。 第4章 電機的選擇 傳遞功率：P1=3.8 KW； 減速機輸入軸轉(zhuǎn)速：n1=960 rpm； 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(zhuǎn)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 1500rpm 380v。 第5章 箱體的設計 5.1 結(jié)構(gòu)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

31、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

32、，可用整體式箱體。整體式箱體結(jié)構(gòu)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(guān)。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通常都相等，且使同側(cè)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

33、處一般都做成凸臺或沉頭座。 5.2 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。 5.2.1 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(jié)構(gòu)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=δ(δ為底座壁厚，《機械設計手冊》（3）表25.1-2查δ=0.025a+5≥8，本例

34、a=200mm，則δ=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=1.2δ的內(nèi)壁線。高速級小齒輪一側(cè)內(nèi)壁涉及箱體結(jié)構(gòu)，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=δ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=1.2δ的一側(cè)的內(nèi)壁線。高速級小齒輪一側(cè)暫不畫出，留到畫主視圖時再畫。 5.2.2 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(jié)凸緣上開輸油溝。輸油溝的結(jié)構(gòu)見圖。開輸油溝時還應注意，不要與連接螺栓孔相干涉

35、。 5.2.3 箱蓋，箱座凸緣及連接螺栓的布置 為了防止?jié)櫥屯饴?，凸緣應有足夠的寬度。另外，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。 5.2.4 箱體結(jié)構(gòu)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，還需在軸承凸臺上下做出

36、剛性加強肋。 b、良好的箱體結(jié)構(gòu)工藝性 箱體結(jié)構(gòu)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（δmin=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(jié)構(gòu)，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

37、或螺母的支承面，一般多采用凹入結(jié)構(gòu)，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。 5.2.5 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

38、在箱蓋上。 b、通氣塞 減速器工作時，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

39、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6章 鍵、軸承、帶傳動的選擇與校核 6.1 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(cè)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 σjy= T—大齒輪傳遞的扭矩，T

40、=602 Nm d—與齒輪配合的軸徑，d=60mm l—鍵的工作長度，l=70-18=52mm k—鍵與輪轂的接觸高度，k=h/2=11/2=5.5mm [σ] 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[σ] jy=100-120MPa σjy= 滿足強度要求。 6.2 軸承的選擇與校核 6.2.1 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。 6.2.2 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=35

41、95N；軸向力：Fa=0；軸徑：d=55mm； 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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= 6.3 帶傳動的選擇與校核

42、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。 帶傳動的傳動比：i= 小帶輪基準直徑：由表22.1-14，dd1=100mm 大帶輪直徑：dd2=i dd1(1-ε)=1.56í100í(1-0.02)=153mm ε—滑差率，ε=0.01-0.02 由表22.1-14，取標準直徑dd2=160mm 驗算帶速：v= 帶輪的圓周速度在5-25m/s范圍內(nèi)，合適。 確定中心距：0.7(dd1+dd2)

43、1+dd2) 0.7(100+160)

44、—小帶輪包角修正系數(shù)，表22.1-10，Kα=0.99 Kl—帶長修正系數(shù)，表22.1-11，Kl=0.96 取z=4。 單根三角帶的預緊力： F0= m—三角帶每米長質(zhì)量，表22.1-12，m=0.1kg/m 三角帶作用在軸上的力： Fr=2F0zsin 4、帶輪的材料及結(jié)構(gòu) 材料：HT150； 結(jié)構(gòu)：帶輪槽數(shù)為4槽A型帶。由于帶輪直徑較小，采用腹板式結(jié)構(gòu)，腹板上鉆有4孔，帶輪與軸用普通平鍵固定。 結(jié) 論 通過本次設計，我綜合運用了所學的專業(yè)課程知識，理論聯(lián)系實際，所學的專業(yè)知識得到了系統(tǒng)的復習和鞏固,為以后的工作和進一步的學習打下了良好的基礎。這次設計

45、還培養(yǎng)了我的分析和解決實際問題的能力。通過對減速器的設計過程，我學到了以前所沒有學到的東西，學會了解決工程技術(shù)問題的基本方法，獨立工作能力增強，計算機和繪圖的技能大大提高。這次設計使我受益非淺， 由于本人能力有限，還望各位老師多多批評指正。 主要參考文獻 1) 陳立德 《機械制造技術(shù)》 上海交大出版 2000 2) 范順成 《機械設計基礎》 機械工業(yè)出版社 2001 3) 鄭文偉 《機械原理》 高等教育出版社 1997 4) 汪愷 《機械設計標準應用手冊》機械工業(yè)出版社 1997 5) 張展 《減速器設計選用手冊

46、》上?？萍汲霭嫔? 2001 6) 任家卉 《機械設計課程設計》北京航空航天大學出版社 1999 7）大連理工大學 機械制圖 第四版 高等教育出版社 1993 8） 王洪欣 機械設計工程學（ⅠⅡ） 中國礦業(yè)大學出版社 2002 9） 張樹森 機械制造工程學 東北大學出版社 2001

47、

48、

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50、 34