机械设计课程设计--二级展开式圆柱齿轮减速器

机械课程设计--二级展开式圆柱齿轮减速器 机械设计课程设计 计算 长春工程学院 机电学院 设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器 班 级 机电学院 姓 名 学 号 指导教师 时 间 年月日 目录 (3)…………………………..………………………..…一、设计任务书 …………………………..……………………..…(4)二、动力机的选择 (5)三、计算传动装置的运动和动力参数…………………………....… ………………………………………(6)四、传动件设计计算(齿轮) ………. ………. ………. ……….. .. .. ..………..……(12)五、轴的设计 ………………………………………..…..…..(20)六、滚动轴承的计算 ……………………………….……….……(21)七、连结的选择和计算 …………………..(22)八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 …………………………….….…..(22)九、箱体及其附件的结构设计 十、设计总结…..…………………………………………………….(23) …………………….…………………………….…(23)十一、参考资料. 2 一 设计题目:带式运输机的传动装置的设计题号1 1 带式运输机的工作原理 ,二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图, 2工作情况:已知条件 1) 工作条件:两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最 高温度35?; 2) 使用折旧期;8年; 3) 检修间隔期:四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修; 4) 动力来源:电力，三相交流电，电压380/220V; 5) 运输带速度容许误差:?5%; 6) 制造条件及生产批量:一般机械厂制造，小批量生产。 3原始数据 题号 1 参数 运输带工作拉力F/KN 1500 运输带工作速度v/(m/s) 1.1 卷筒直径D/mm 220 注:运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。 3 二 动力机选择 因为动力来源:电力，三相交流电，电压380/220V;所以选用常用的封闭式系列的 — —交流电动机。 1( 电动机容量的选择 1) 工作机所需功率Pw 由题中条件(两班制-16小时;单向，载荷平稳)查询工作 情况系数KA(见[1]P156表8-7)，查得K A=1.3 ,,,,,,,#设计#的总效率 =*****… ,6012345n 本设计项目中的各级效率(见[2]P4表1-5) —联轴器的传动效率(输入输出共2对)，单对0.99; ,联 ——轴承的传动效率 (4对)， 单对0.99; ,轴 ——齿轮的传动效率(2对)，单对0.96; ,齿 --卷筒的传动效率，0.96。 ,卷筒 32’= ηηηηη,联轴承齿联轴承总1234 32=0.99*0.99*0.96*0.99*0.98=0.86 2) 电动机的输出功率 1500*1.1*1.3FVP==2.24KWw=A* k1000*0.961000,卷筒 ,P,Pw/，=0.86 ,d总总 P,2.24/0.86=2.60KW d 2( 电动机转速的选择 由v=1.1m/s 求卷筒转速n w ,dnwV ==1.1 ?n=95.54r/min w60*1000 n,(i?i…i)n d12nw 由该传动方案知，传动系统中只有减速器中存在二级传动比i、i，其它传动比都等于12 1。由[2]P196一、3)知:展开式二级圆柱齿轮减速器i?(1.3-1.5)i，由[2]P192表13-212 知二级圆柱齿轮减速器传动比范围为8-40。 所以 n =[8-40] n=[8，40]* 95.54 r/min dw 所以 n的范围是(764.32，3821)r/min。d 3(电动机型号的确定 由[2]173表12-1查出电动机型号为Y100L-4,其额定功率为3kW，满载转速1430r/min。2基本符合题目所需的要求。 ,=0.86 总 P=2.24 KW w P,2.60 KW d n=95.54 r/min w 电机Y100L-4 2 电动机 额定功 满载转 堵转 额定 最大额定 质量 型号 率/KW 速r/min 转矩 转矩 转矩 转矩 /Kg Y100L-3.0 1430 2.2 2.3 38 2 4, 三 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1( 计算总传动比 由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为:,imw总 n/n n,95.54 n1430r/min i,14.97 mwwm= 2( 合理分配各级传动比 由于减速箱是展开式布置，所以i,(1.3-1.5)i。 122因为i,14.97，取i,(1.3-1.5)i，i=3.2 i=4.68 221速度偏差为0.05%，所以可行。 3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n=1430r/min 0 nnm1高速I n==1430r/min 中间轴II n==305.6r/min 12ii01 n2低速轴III n =95.5r/min 卷筒 n=95.5r/min。 3=4i2 电动机额定功率 PP,=3Kw (n=1)0=d*01 01 ,高速I P=P*=P* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw ,,100联轴 ,,中间轴II P=P,=P*=2.9403*0.96*0.99=2.7945 Kw 齿轴承211*23 ,低速轴III P=P*=P*=2.7945*0.96*0.99=2.656 Kw ,,32342齿轴承 ,卷筒 P=P*=P*,,=2.656*0.98*0.99=2.5767 Kw 43453联轴承 ,m各轴转矩 电动机转轴 T=2.2 N 0 5 9550*P9550*2.94031,m高速I T= ==19.634 N 11430n1 P9550*9550*2.79452,m中间轴II T===87.328 N 2297.930n2 传动比14.97 i=4.68 i=3.2 12 各轴速度 n=1430r/min 0 n=1430r/min 1 n=305.6r/min 2 n=95.5r/min 3 n=95.5r/min 4 各轴功率 P =3Kw 0 P= 2.9403 1 P=2.7653 Kw 2 P=2.600 Kw 3 P=2.523 Kw 4 9550*P9550*2.6563,m低速轴III T= ==265.6 N 395.5n3 9550*2.57679550*P4,m卷筒 T===257.67 N 495.5n4 Pd其中T= (N*m) 9550dnd 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 卷筒 转速(r/min) 1430 1430 305.6 95.5 95.5 功率(kW) 3 2.9403 2.7945 2.656 2.5767 转矩(N?m) 2.9403 19.634 87.328 265.6 257.67 传动比 1 1 4.68 3.2 1 效率 1 0.98 0.95 0.95 0.94 四 传动件设计计算(齿轮) A 高速齿轮的计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 2.9403KW 1430r/min 4.68 19.643N?m 1.3 1( 选精度等级、及齿数 6 1) 材料及热处理; 选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS， 二者材料硬度差为40HBS。 2) 精度等级选用8级精度; 3) 试选小齿轮齿数z,20，大齿轮齿数z,94; 12 2( 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按[1]P203式 (10—11)试算，即 32tE,,KTZ，1udt?2.32* ,,?,,,,dHφuσ,, 3( 确定公式内的各计算数值 1)参数确定 (1) 试选K,1.3 t (2) 由[1]P206表10,7选取尺宽系数φ,0.8 d (3) 由[1]P202表10,5查得材料的弹性影响系数Z,188.9Mpa E(4) 由[1]P212图10,25按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σ,550MPa;大Hlim1 齿轮的解除疲劳强度极限σ,500MPa; Hlim2 (5) 由[1]P209式10,15计算应力循环次数 9N1,60njL,60?1430?1?(2?8?300?8),3.3?10 1h8N2,N1/4.68,7.05?10(此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。L为齿轮的工作寿命，h单位小时) 各轴转矩 ,mT=19.634 N 1 ,mT=88.615 N 2 ,mT=264.118 N 3 ,mT=256.239 N 4 8级精度; Z,20 1 Z,94 2 K,1.3 t φ,0.8 d σ,550MPa Hlim1 σ,500MPa Hlim2 (6) 由[1]P208图10,23查得接触疲劳寿命系数K,0.90;K,0.95 HN1HN2(7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1,，安全系数S,1，由 [1]P207式(10,14)得 [σ],0.90?550MPa,495MPa H1 [σ],0.98?500MPa,490MPa H2 2) 计算 试算小齿轮分度圆直径d()11t 32,,KTZu，1t1E,,d? 2.32*?1t,,,,φuσdH,, 7 323,,1.3，19.634，104.68，1189.8,,=2.32*?=41.42mm ,,0.84.68495,, (2) 计算圆周速度 dnππ，41.42，14301t2v===3.1 m/s 60，100060，1000 (3) 计算齿宽b及模数m b=φd=0.8?41.42mm=33.136mm d1t d41.42t1m===2。071 mm 20z1 h=2.25m=2.25?2.071 mm=4.659 mm b/h=33.136/4.659=7.11(齿向载荷分配系数使用) (4) 计算载荷系数K 由[1]P192表10—2，取K=1.25;根据v=2.27m/s，8级精度，由[1]P194图10—8A 查得动载系数K=1.14;由[1]P196表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，V K=1.322，查[1]P197图10—13查得K =1.26;查[1]P195表10-3，对于直齿轮KαββHF =1(对于斜齿轮需假设KF/b?100N/mm，并进行验算)。 At K=KKKαKβ=1.25x1.14x1x1.322=1.88 AV (5) 按实际载荷系数校正分度圆直径，由[1]P204式(10—12)得 33 41.42，1.88/1.3dK/K d==mm=46.84mm 1tt1 46.84d1(6) 计算模数m m=mm = 2.34 mm ,20z1 4( 按齿根弯曲强度设计 由[1]P200式(10—7) 32KTYYFaSa1 m? ?2,,σφzFd1 1) 确定计算参数 S,1 [σH],495MPa 1 [σH],490MPa 2 d =41.42mm 1t v =3.1 m/s b=33.136mm m=2.071mm h=4.659mm b/h=7.11 KA=1.25 K=1.14 V K=1.322 βH 8 K =1.26 βF Kα=1 K=1.88 d=46.84mm 1 m=2.34mm 由[1]P210图10-24c得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σ=450Mpa; F1 大齿轮得弯曲疲劳极限强度σ=400MPa。 F2 由[1]P208图10-22查得弯曲寿命系数K=0.9 ;K=0.92 FN1FN2 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4([1]P207 S=1.25-1.5)，由[1]P207式10-14得 0.9*450[σ]=(K*σ)/S==289.29Mpa F1FN1F11.4 0.92*400[σ]= (K*σ)/S==262.86Mpa F2FN2F21.4 (1) 计算载荷系数 K=KKKαK=1.25?1.14?1?1.26=1.8 βAVF (2) 查取应力校正系数 由[1]P201图10,18查得Y=1.55;Y=1.785;Y=2.8;Y=2.19; sa1sa2Fa1Fa2 YYFaSa(3) 计算大、小齿轮的并加以比较 ,,σF YY2.8，1.55Fa1Sa1==0.015 ,,289.29σF1 YY2.19，1.785Fa2Sa2==0.0149 262.86,,σF2 小齿轮的数值大。 2)设计计算 3322，1.8，19.634KTYYFaSa1，0.015m?==1.49mm ?220.8，20,,σφz1Fd1 对结果进行处理取m=2mm Z=d/m=46.84/2?23 大齿轮齿数，Z=u* Z=4.68*32?108 21115( 几何尺寸计算 1) 计算大、小齿轮的分度圆直径 d=Zm=23*2=46mm d=Zm=108*2 =216mm 11222) 计算中心距 a=(d+d)/2=(216+46)/2=131 mm。 12 3) 计算齿轮宽度 b=φd=0.8*46=36.8mm d1 取:B=46mm，B=40mm (小齿轮比大齿轮多5-10mm) 12 9 4) 验算 3F=2T/d=2*19.634*10/44=892.5 N t11 kFt,100N/mm (斜齿轮验证) ,b σ=450Mpa F1 σ=400MPa F2 K=0.9 FN1 K=0.92 FN2 S=1.4 [σ] =289.29Mpa F1 [σ] =262.86Mpa F2 K=1.8 Y=1.55 sa1 Y=1.785 sa2 Y=2.8 Fa1 Y=2.19 Fa2 YYFa1Sa1=0.015 ,,σF1 YYFa2Sa2=0.0149 ,,σF2 m=2 mm Z=23 1 Z=108 2 d=46mm 1 d=216mm 2 a=131mm B=46mm 1 B=40mm 2 I=4.68 12 5) 设计结果 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2mm 46mm 46mm 23 大齿轮 2mm 216mm 40mm 108 6) 结构设计 小齿轮齿顶圆直径小于160mm，采用实心结构或齿轮轴(根据轴的设计结论而定，[P230 齿轮结构);大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构(具 体结构见后续结构设计)。 B 低速齿轮计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 2.7945KW 305.6r/min 3.2 87.328N?m 1.3 10 1(选精度等级、材料及齿数 1)材料及热处理; 选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度 为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2)精度等级选用8级精度; 3)试选小齿轮齿数z,24，大齿轮齿数z,77的; 34 2(按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按[1]P203式 (10—11)试算，即 32tE,,KTZ，1ud?2.32* ,,?t3,,,,dHφuσ,, 3(确定公式内的各计算数值 1)参数确定 (1) 试选K,1.3 t (2) 由[1]P206表10,7选取尺宽系数φ,0.8 d (3) 由[1]P202表10,5查得材料的弹性影响系数Z,188.9Mpa E(4) 由[1]P210图10,24d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σ,550MPa;大Hlim3 齿轮的解除疲劳强度极限σ,500MPa; Hlim4 (5) 由[1]P209式10,15计算应力循环次数 7N,60njL,60?305.6?1?(2?8?300?8),8.8?10 33h7N,N/3.2,2.8?10(此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。L为齿轮的工作寿命，41h单位小时) (6) 由[1]P208图10,22查得接触疲劳寿命系数K,1.15;K,1.28 HN1HN2(7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1,，安全系数S,1，由 [1]P207式(10,14)得 [σ],1.15?550MPa,632.5MPa H1 [σ],1.28?500MPa,640MPa H2 (8)计算 试算小齿轮分度圆直径d1t 8级精度; Z,24 3 Z,77 4 K,1.3 t φ,0.8 d σ,550MPa Hlim3 σ,500MPa Hlim4 S,1 [σH],632.5MPa 1 [σH],640MPa 2 32,,KTZu，1t1E,,d? 2.32*?3t,,,,φuσdH,, 11 323,,1.3，87.328，103.2，1189.8,,=2.32*?=58.92mm ,,0.83.2640,, (6) 计算圆周速度 dnπ，58.92，305.6π1t2v===0.943 m/s 60，100060，1000 (7) 计算齿宽b及模数m b=φd=0.8?58.92mm=47.136mm d3t d58.92t1m===2.455 mm 24z1 h=2.25m=2.25?2.455 mm=5.524 mm b/h=47.136/5.524=8.53 (8) 计算载荷系数K 由[1]P192表10—2，取K=1.25;根据v=1.04m/s，8级精度，由[1]P194图10—8A 查得动载系数K=1.14;由[1]P196表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，V K=1.455，查[1]P197图10—13查得K =1.35;Kα=1。 ββHF K=KKKαK=1.25x1.14x1x1.450=2.07 βAV (9) 校正所得的分度圆直径，由[1]式(10—10a)得 33 58.92，2.07/1.3dK/K d==mm=68.8mm 3tt3 68.8d3(10) 计算模数m m=mm = 2.87 mm ,24z3 6( 按齿根弯曲强度设计 32KTYYFaSa1由[1]P201式(10—5) m? ?2,,σφzFd1 1) 确定计算参数 由[1]P210图10-24c得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σ=450Mpa; F1大齿轮得弯曲疲劳极限强度σ=400MPa。由[1]P208图10-22查得弯曲寿命系数K=1.0 ;F2FN1 K=1.0 FN2 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4([1]P207 S=1.25-1.5)，由[1]P205式10-12得 1*450[σ]=(K*σ)/S==321.43Mpa F1FN1F11.4 1*400[σ]= (K*σ)/S==285.71Mpa F2FN2F21.4 d =58.92mm 3t v =0.943m/s b=47.136mm 12 m=2.455mm h=5.524mm b/h=8.53 KA=1.25 K=1.14 V K=1.450 βH K =1.35 βF Kα=1 d=68.8mm 3 m=2.87mm σ=450Mpa F1 σ=400MPa F2 K=1.0 FN1 K=1.0 FN2 S=1.4 [σ]=321.43Mpa F1 [σ]=285.71Mpa F2 (1) 计算载荷系数 K=KKKαK=1.25?1.14?1?1.35=1.924 βAVF (2) 查取应力校正系数 由[1]P202表10,5查得Y=1.58;Y=1.77;Y=2.65;Y=2.22; sa3sa4Fa3Fa4 YYFaSa(3) 计算大、小齿轮的并加以比较 ,,σF YY2.65，1.58FaSa33==0.013 ,,σ321.43F3 2.22，1.77YYFaSa44==0.014 小齿轮的数值大。 285.71,,σF4 2)设计计算 33KTYY22，1.924，87.328FaSa3，0.014?m?==2.17mm 22,,σ0.8，24φzF3d 对结果进行处理取m=2.5 Z=d/m=68.8/2.5?28 大齿轮齿数，Z=u* Z=3.2*28?90 4333 7( 几何尺寸计算 1) 计算大、小齿轮的分度圆直径 d=Zm=28*2.5=70mm d=Zm=90*2.5 =225mm 33442) 计算中心距 a=(d+d)/2=(225+70)/2=147.5 mm。 34 3) 计算齿轮宽度 b=φd， b=56mm d3 取:B=62mm，B=56mm (小齿轮比大齿轮多5-10mm) 34 13 4) 验算 3Ft=2T/d=2*87.328*10/70=2495 N 23 kFt,Nm (斜齿轮验算) b 5) 设计结果 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2.5mm 70mm 62mm 28 大齿轮 2.5mm 225mm 56mm 90 6) 结构设计 小齿轮齿顶圆直径小于160mm，采用实心结构或齿轮轴(根据轴的设计结论而定，[1]P229 齿轮结构);大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构(具 体结构见后续结构设计)。 K=1.924 Y=1.55 sa1 Y=1.785 sa2 Y=2.8 Fa1 Y=2.19 Fa2 YYFa1Sa1=0.013 ,,σF1 YYFa2Sa2=0.014 ,,σF2 m=2.5 mm Z=28 3 Z=90 4 d=70mm 3 d=225mm 4 a=147.5mm B=62mm 3 B=56mm 4 I=3.2 34 五 轴的设计 A 各轴最小直径确定 1、初步确定各轴最小直径 先按[1]P366式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据[1]P366表 15-3选取A=112。于是有 0 P2.940333 d,A*,112*,14.62mmmin101430n 14 P2.794533 d,A*,112*,23.4mmmin20305.6n P2.65633 d,A*,112*,33.9mmmin3095.5n 2、各轴最小直径修正 根据[1]P367轴的直径修正理论，1、3轴轴头开有键槽，轴颈应加大5-7%，因此 d=14.62*106%=15.49mm min1 d=33.9*106%=35.934mm min3 3、确定各轴最小直径 根据输送机运行载荷性质和使用、安装条件，查[2]P98表8-2，输入轴和输出轴均采用GY型凸缘联轴器。 轴1传递的转矩是19.634Nm，转速为1430r/min，选用GY2型凸缘联轴器，轴孔直径为16mm，配合轴孔长度为42mm。 轴3传递的转矩是265.6Nm，转速为95.5r/min，选用GY5型凸缘联轴器，轴孔直径为38mm，配合轴孔长度为82mm。 轴2根据使用轴承确定 B 各轴结构尺寸设计 减速器基本结构设计如下图所示: 1、输出轴3结构尺寸设计 a轴段1:根据A中确定，d=38mm;l=80mm。 11 b轴段2:根据[1]P364可知轴肩高(2~3)C或(2~3)R，d=46mm;减速器轴承端盖2 选用凸缘式轴承端盖，轴承外径介于45-65之间，使用4个M6螺钉连接，e=1.2d(螺纹直3径)=1.2*6=7.2mm，暂定m=14mm，为了轴承的检修和润滑设轴承端盖距半联轴器的距离为40.8mm，l=62mm。 2 15 c 轴段3:因轴向力很小，初选角接触球轴承，查[2]P77表6-6，符合GB/T276-1994，7010C轴承，内径d=50mm，外径D=80mm，宽度B=16mm。d=50mm;l=16mm。 33 d 轴段7:其直径取轴段3的相同值，d=50mm;根据下2、a所述，轴段7的长度为7 l=40mm。 7 e 轴段6:直径d=60mm，l=54mm。 66 f 轴段5:直径d=d+2h= d+2(0.1 d)=72mm，长度l?1.4h，l=1.4*6=8.4，取l=10mm。 5666555 g 轴段4:直径与轴段6相同，直径d=60mm，根据下2、e所述，轴段长度为l=130- 64l- l-10+12=68mm。 56 h 通过以上内容可以确定箱体轴承座宽度为:42mm。 2、中间轴2结构尺寸设计 a轴段1、5:轴段1、5的最小轴径d=23.5mm，与轴承配合，所以确定其轴颈为dmin1=25mm，查[2]P77表6-6，轴承选用7005C，内径d=25mm，外径D=47mm，宽度B=12mm;()5 箱体壁厚δ=0.025a+3=6.6875mm，取δ=8mm，齿轮距箱体内壁的距离根据[2]P212三、2. 问题阐述有Δ?δ，取Δ=10mm，因齿轮1的宽度大于齿轮2的宽度6mm，所以齿轮2距箱体22 内壁的距离为13mm，轴承距箱体内壁的距离根据[2]P216图17-12确定Δ=12mm，为保证3轴向的定位可靠，此段轴段加长2mm，l=39mm，l=41mm。 15 b 轴段2:直径取为d=30mm，长度为齿轮2的宽度减去2mm，l=B-2=40-2=38mm。 222 c 轴段3:直径为d=d+2h= d+2(0.1 d)=36mm，长度l?1.4h，l=1.4*3=4.2，取l=5mm。 3222333 d 轴段4:直径取为d=30mm，长度为齿轮3的宽度减去2mm，l=B-2=62-2=60mm。 222 e 箱体内壁宽度:根据以上各轴段取值13+40+5+62+10=130mm，为箱体内壁宽度;齿轮齿顶距箱体内壁的距离根据[2]P212三、2. 问 题阐述有Δ?1.2δ，取Δ=10mm，箱体的内壁长度为418.5mm。 11 3、输入轴1机构尺寸设计 a轴段1:d=16mm;l=42mm。 11 b轴段2:根据[1]P360可知轴肩高h(2~3)C或(2~3)R;减速器轴承端盖选用凸缘式轴承端盖，轴承外径介于45-65之间，使用4个M6螺钉连接，e=1.2d(螺纹直径)3=1.2*6=7.2mm，暂定m=14mm，为了轴城的检修和润滑设轴承端盖距半联轴器的距离为40.8mm，l=48+42-12-12=66mm。 2 c 轴段3:因轴向力很小，初选角接触球轴承，查[2]P77表6-6，符合GB/T276-1994，7005C，内径d=25mm，外径D=47mm，宽度B=12mm。d=25mm;l=12mm。 33 d 轴段7:其直径取轴段3的相同值，d=25mm;根据下2、a所述，根据上2、a所述，7 轴段7的长度为l=26mm。 7 e 轴段6:直径d=30mm，l=8mm。 66 f 轴段5:直径d=d+2h= d+2(0.1 d)=36mm?50mm，长度取齿轮宽度l=46mm。 56665 g 轴段4:直径与轴段6相同，直径d=30mm，根据下2、e所述，轴段长度为l=130- 64l- l-12=64mm。 56 16 B 各轴强度校核 1、输入轴1的强度校核 a 输入轴1的力分析与力矩图如下图 b 由上面的设计可知以下数据数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度压力角 圆直径 2.9403 Kw 19.634N?m 1430r/min 46mm 20? c 求作用在齿轮上的力 3T22*19.634*102F,,,853.7N t46d1 ,F=F*tan=853.7*tan20?=310.7N rt d 支撑力及力矩计算 通过计算有F=344.76N F=508.94N NH1NH2 M=F*63=32060.7Nmm HNH2 同理有F=125.475N F=185.225N NV1NV2 M=11669.175Nmm V 222293.61，40.788,102.11M,M，M, N?M HV总 轴承端盖设计: 1.三轴轴承端盖数据: 7010C轴承，内径50mm，外径80mm，宽度16mm;根据轴的设计可知e=1.2d=10mm，3 17 d=8mm，m=14mm，Δ=12mm，Δ=10mm;d=d+1=9mm，D=D+2.5d=80+2.5x8=100mm，3320303D=D+2.5d=100+2.5x8=120mm，e?e=10mm，D=D-(10-15)=70mm，D=D-3d=76mm，20314503D=D-(2-4)=76mm，b=5-10=5mm，h=(0.8-1)b=5mm，d=51mm，b=12mm，d?D=69mm。 60111 2.二轴、一轴轴承端盖数据: 7005C轴承，内径25mm，外径47mm，宽度12mm;根据轴的设计可知e=1.2d=7.2mm，3d=6mm，m=14+(16-12)=18mm，Δ=12mm，Δ=10mm;d=d+1=7mm，33203D=D+2.5d=47+2.5x6=62mm，D=D+2.5d=62+2.5x6=77mm，e?e=8mm，D=D-(10-15)0320314=37mm，D=D-3d=44mm，D=D(-2-4)=44mm，b=5-10=5mm，h=(0.8-1)b=5mm，d=51mm，503601b=12mm，d?D=39mm。 11 箱体基本尺寸设计: 轴承座宽度:m+B+Δ=14+16+12=42mm 3 箱体内壁宽度:132mm 箱体内壁长度:438.5mm 其他尺寸见[2]P164表11-1。 Design of fixture adjustment support in auto welding assembling 名称 符号 尺寸关系 结果 箱座厚度 δ 0.025a+1?8 0.025a+3?8 8mm 0.025a+5?8 箱盖壁厚 δ 0.02a+1?8 1 0.02a+3?8 8mm 0.02a+5?8 箱盖凸缘厚度 b 1.5δ 12mm 11 箱座凸缘厚度 b 1.5δ 12mm 箱座底凸缘厚度 b 2.5δ 20mm 2 地脚螺钉直径 d 0.036a+12 16mm f 地脚螺钉数目 n a?250时，n=4 4 轴承旁连接螺栓直径 d 0.75d 12mm 1f 盖与座连接螺栓直径 d (0.5,0.6)d 8mm 2f 连接螺栓d间距 l 150,200 初定130mm 2 轴承端盖螺钉直径 d ,2,P166表11-10 1轴:M6，4 3 2轴:M6，4 3轴:M8，4 视孔盖螺钉直径 d (0.3,0.4)d M5 4f 定位销直径 d (0.7,0.8)d D6 2 d、d、d至外箱壁距离 C ,2,P161表11-2 22mm、18mm、14mm f121 d、d至凸缘边缘距离 C ,2,P161表11-2 20mm、12mm f22 轴承旁凸台半径 R C 12mm 12 凸台高度 h 便于操作 外箱壁至轴承座端面距离 l C+C+(5,10) 42mm(上面已计算) 112 铸造过度尺寸 x、y ,2,P20表1-38 齿顶圆与内箱壁距离 Δ >1.2δ 10mm 1 齿轮端面与内箱壁距离 Δ >δ 10mm 2 18 箱座、箱盖肋厚 m、m 0.85δ、0.85δ 7mm 11 轴承端盖外径 D ,2,P166表11-10 120mm、77mm 2 轴承旁连接螺栓距离 s s?D 120mm、77mm 2 此值是理论得最小值，此轴段应与联轴器配合连接，周向采用平键连接，因此轴段直径应放大5-7%，调整后轴段直径为d=24.9mm。 min 4 联轴器的型号的选取 根据使用条件可知:轴转速不高、工作平稳、安装条件较好，因此选用结构简单、成本低、传递转矩大的凸缘联轴器。 查[1]P351表14-1，取Ka=1.5则: Tca=Ka*T=1.5*19.634=29.45N?m 2 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查[2]P98表8-2GB/T 5843-2003，选用GY2-Y 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N?m，半联轴器的孔径d=16mm，1轴孔长度Y=42mm。 5. 轴的结构设计 1)拟定轴上零件的装配方案(如下图所示) 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 轴段1为与联轴器配合轴段因此轴颈d=16mm，轴段长度l=42mm。 11 b 轴段2为过渡轴段，与轴段1有轴肩对联轴器进行定位。根据[1]P360可知定位轴肩h取(2~3)C或(2~3)R，确定d2=19mm;选用凸缘式轴承端盖，因径向载荷较小选用深沟球轴承，[2]P68表6-1轴承代号6005，GB/T276-1994。轴承内径为25mm，轴承外径47mm，轴承宽度b=12mm，这样根据[2]P166表11-10确定:轴承端盖用螺钉为M6;端盖轮缘厚e=1.2d=7.2mm;端盖配合深度e?e=7.2;取端盖在箱体内的探入深度m=2e1=14.4mm;为31 了轴承的检修与润滑使轴承端盖到半联轴器的距离设为30.4;于是轴段2的长度l=52mm。 2 c 轴段3的直径根据b中的确定为d=25mm;由[2]P164表11-1可知箱体厚度3 δ=0.025a+3?8，a=132mm，δ=8mm，由[2]P2164可知齿轮距箱体内壁的距离为Δ?δ=8mm，2取齿轮与齿轮的间距c=Δ=8mm，为齿轮的轴向准确定位和固定此轴段加长3mm;[2]P2162 图17-12脂润滑轴承距箱体内壁的距离为Δ=8-12mm=10mm;l=30mm;根据d修正为33 l=27mm。 3 d 轴段4是齿轮与周的配合段，d=d+2(0.1d)=30mm，小齿轮的齿根圆直径是41.5mm，433 由[2]P56表4-1可知普通平键尺寸为bxh=8x7，齿根圆到键槽底部的距离e=41.5/2-30/2-7/2=2.25mm?2m=4mm，因此小齿轮与轴为一体-齿轮轴，l=B=50mm。 41 e 轴段5和轴段6和成一段轴，轴颈d=30mm，l=93.5mm。 66 f 轴段7轴颈与轴段3相同，d=25mm，l=12mm。 77 19 3) 轴孔配合 [2]P238表17-2为了保证齿轮与轴配合有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6。半联轴器与轴的配合选H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为j6;与轴承座的配合为H7。 4) 确定轴的的倒角和圆角 [1]P365表15-2，确定各轴肩、轴环、轴头处的圆角半径。 5) 求轴上的载荷(见下图) 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]P367图15-23。对于6005，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 3计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*10=2358.19 N Fr= Ft tana = Ft tan20?=858.31 N 通过计算有FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 N?M 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23N MV=40.788N?M 222293.61，40.788,102.11M,M，M, N?M HV总 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N ,m,m弯矩 MH= 93.61 N MV=40.788 N ,m总弯矩 M总=102.11 N ,mT3=264.117 N 扭矩 6) 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面(即危险截面C的强度)，根据 ,[1]P369式15-5及[1]P369b表15-4中的取值，且?0.6(式中的弯曲应力为脉动循环变应 ,,力。当扭转切应力为静应力时取?0.3;当扭转切应力为脉动循环变应力时取?0.6) 20 1)计算轴的应力 FNH1=758N FNH2=1600.2 ,mMH= 93.61 N ,m=102.11 N M总 (轴上载荷示意图) 2222M，(T)102.11，(0.6，264.117),3 ,,,15.08Mpa,ca3W0.1，50mm 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。 7)精确校核轴的疲劳强度 1) 判断危险截面 截面A,?,?,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,?,?,B均无需校核。 V,V,,从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重; V,从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的 V,,V,应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中 ,V均在两端)，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。 IV键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 IV2) 截面左侧 抗弯截面系数 333W,0.1d,0.1，45,9112.5mm 21 333W,0.2d,0.2，45,18225mm抗扭截面系数 T =15.08Mpa ,ca 3W=9112.5mm 3Wr=188225 mm M截面左侧的弯矩 IV L,3558.5,352 M,M,102.11，,41.02N,m1L58.52 ,m截面上的扭矩为 T3=264.117 N IVT3 M41.02N,M截面上的弯曲应力 ,,,,4.5MPa,3W9112.5mm截面上的扭转切应力 T264.117 N ,m 3 T,,,,14.5MPa3TW18225mm 轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]P358表15-1查得 ,,640MPa ， ,,275MPa,,155MPaB,1,1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,按[1]P40附表3-2查取。因,,, D50r1.6，,,1.11， ,,0.036d45d45 ,,2,,1.32经插值后可查得 ， ,, 又由[1]P41附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 q,0.82q,0.78,, 故有效应力集中系数按[1]P42式(附3-4)为 k,1，q(,,1),1，0.82，(2,1),1.82,,, k,1，q(,,1),1，0.82，(1.32,1),1.26 ,,, 由[1]P42附图3-2得尺寸系数; ,,0.76, 由[1]P43附图3-3得扭转尺寸系数。 ,,0.86, 轴按磨削加工，由[1]P44附图3-4得表面质量系数为 22 ,,1轴未经表面强化处理，即，则按[1]P25式(3-12)及(3-12 )得综合系数值为 q M= 41.02N,M =4.5 MPa ,, =14.5 MPa ,T ,,2,,1.32， ,, q,0.82q,0.78,, k11.821, ,，,1,，,1,2.48K,,,0.760.92,, 于是，计算安全系数S值，按[1]P370式(15-6)~(15-8)则得 ca ,275,1S ,,,24.64,K,,,，2.48，4.5，0.1，0,,,m ,155 ,1S,,,16.32,14.514.5K,,,，,,,m1.26，，0.05，22 SS24.64，16.2,,S,,,13.606,,S,1.5 ca2222(24.64)，16.32S，S,, V,, 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 ,,,本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴 的设计计算结束。 B中间轴 2 的设计 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.765 Kw 88.615N?m 93.1r/min 200mm 20? 2求作用在齿轮上的力 32T2*88.615*102F,,,886.15N td2002 ,F =F*tan=2358.17*tan20?=322.53N rt 23 3 初步确定轴的直径 先按式[1]P366式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表 [1]P366表15-3选取A=112。于是有 0 P2.765233d,A*,112*,23.53mm min0n297.922 S,,S,1.5ca 4选轴承 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承 S,24.64 , S,16.32 , =13.606 Sca F=886.15N t F=322.53N r =23.53mm dmin 6005号轴承 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为 L=7+79+6+67+30=189mm 由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm 所以左端L1-2=12mm 直径为D1-2=25mm 左端轴承采用轴肩定位由[2]68表6-1查得6005号轴承的轴肩高度为2.5mm 所以D2-3=30mm 同理右端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm 8mm为轴承里减速器内壁的厚度 又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm 同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm 取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm 24 至此二轴的外形尺寸全部确定。 C 轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d=30mm 由 手册查得平键的截面 4-5b*h=10*8(mm)见[2]56表4-1,L=36mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与 轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公 差为m6。 D 确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45?各轴肩处的圆角半径见上图 C第一轴 1 的设计 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.94Kw 19.634N?m 1430r/min 42mm 20? L=189mm D1-2=25mm L1-2=12mm D2-3=30mm 2求作用在齿轮上的力 32T12*19.634*10 F,,,934.95Ntd422 ,F=F*tan=2358.17*tan20?=340.29N rt 3 初步确定轴的直径 先按式[1]P366式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]P366式 15-3选取A=112。于是有 0 P2.94133d,A*,112*,14.24mm min0n14302 4 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.5则; Tca=Ka*T=1.5*19.634=29.451N?m 3 Tca=Ka*T=1.5*19.634=29.451N?m 3 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 25 GB/T5843-2003(见表[2]8-2)，选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N?m。半联轴器的孔径d=16mm .固取d=16mm 11-2 4 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.5则; Tca=Ka*T=1.5*19.634=29.451N?m 3 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003(见表[2]8-2)，选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N?m。半联轴器的孔径d=16mm .固取d=16mm 见下表 11-2 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩;固取2-3段的直径d=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔2-3 长度L=42mm , 1 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L略短1一些，现取L=40mm 1-2 b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位，查[2] 又根据2-3 d=18mm和上表取d=20mm 2-33-4 c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d=25mm 4-5 d 轴承端盖的总宽度为15mm(由减速器和轴承端盖的机构设计而定) 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制 2-3 F=934.95N t F =340.29N r d ,14.24mmmin GY2 凸缘联轴器 Ka=1.5 Tca=29.451N?m d=16mm 1 造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm 已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则 L=12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都3-4 已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1]P360表15-2 取1.0mm 26 六(滚动轴承的计算 根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3 C,4650N上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷，基本额定静载荷rC,4320N。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 0r FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要 求，轴承1必满足要求。 1)求比值 22轴承所受径向力 F,1600.2，697.23N,1745.5Nr F,0N所受的轴向力 a Fa,0它们的比值为 Fr Fa根据[1]P317表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。 ,eFr2)计算当量动载荷P，根据[1]P317式(13-8a) P,f(XF，YF)Pra f,1.0~1.2按照[1]P317表13-5，X=1，Y=0,按照[1]P318表13-6，， P f,1.1取。则 P P,1.1，(1，1745.5，0)N,1920N 3)验算轴承的寿命 C,4650N r C,4320N 0r Fa,0 Fr 27 P,1920N 按要求轴承的最短寿命为 L',2，8，365，8h,46720hh (工作时间),根据[1]P316式(13-5) C10101280066L,(),，()h,3r60nP60，93.1r/min1920h,,3( 对? ,53042h,46720h 于球轴承取3) 所以所选的轴承61909满足要求。 七(连接的选择和计算 按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。 1)对连接齿轮4与轴3的键的计算 (1)选择键联接的类型和尺寸 一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普 通平键(A型)。 根据d=52mm从[1]P106表6-1中查得键的截面尺寸为:宽度b=16mm，高度h=10mm。由 轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。 (2)校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]P106表6-2查得许用挤压应力，[,],100~120MPap取平均值，。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的[,],110MPap 接触高度 k=0.5h=0.5?10=5mm。根据[1]P106式(6-1)可得 332T，102，266.44，10所以所选的键满足强度要,,,MPa,43.6MPa,[,],110MPappkld5，47，52 求。键的标记为:键16?10?63 GB/T 1069-1979。 2)对连接联轴器与轴3的键的计算 (1)选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。 根据d=35mm从[1]P106表6-1中查得键的截面尺寸为:宽度b=10mm，高度h=8mm。由半 联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。 (2)校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料也都是钢，由[1]P106表6-2查得许用挤压应力 ，取其平均值，。键的工作长度[,],100~120MPa[,],110MPapp l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5?8=4mm。根据[1]P106式(6-1)可得 332T，102，266.44，10所以所选的键满足强,,,MPa,63.4MPa,[,],110MPappkld4，60，35 度要求。 28 键的标记为:键10?8?70 GB/T 1069-1979。 圆头普通平键 (A型) =43.6Mpa ,p 键16?10?63 =63.4Mpa ,p 八(润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大， 所以齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]P89表7-1，选用全损耗系统用油(GB/T 433-1989)，代号为L-AN32。 由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查[2]P90表7-2，选用钙基润滑脂(GB/T 491-1987)，代号为L-XAMHA1。 为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。 九(箱体及其附件的结构设计 1)减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计: 1.确定箱体的尺寸与形状 ,箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。 4根据经验公式:(T为低速轴转矩，N?m) ,,0.1T,8mm 可取。 ,,8.5mm 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较 厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2.合理设计肋板 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3.合理选择材料 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。 2)减速器附件的结构设计 (1)检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 (2)放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 (3)油标 29 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 (4)通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 5)起吊装置 油 L-AN32。 油脂 L-XAMHA1。 。 ,,8.5mm 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。 (6)起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 (7)定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 十.设计总结 通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点: 1)能满足所需的传动比 齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1?10.96的总传动比。 2)选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强 度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 3)轴具有足够的强度及刚度 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形 时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。 4)箱体设计的得体 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 5)加工工艺性能好 设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。 此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。 (6)由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 十一.参考资料 [1]《机械设计》(第九版)—濮良贵，纪名刚主编 北京:高等教育出版社，2006。 [2]《机械设计课程设计手册》(第4版)—吴宗泽，罗盛国主编 北京:高等教育出版社，2006。 30 [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版; [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版; [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 [6]《机械制图(第四版)》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版; [7]《互换性与技术测量(第四版)》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。 31