1、目 錄引言 11 概述22 電機的選擇計算42.1 選擇電動機的類型42.2 選擇電動機的容量42.3確定電動機轉速42.4 計算傳動裝置的總傳動比i 并分配傳動比 5 分配原則 5 總傳動比i5分配傳動比52.5 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數 5 各軸的轉速 5 各軸的輸入功率 5 各軸的輸入轉矩 63 傳動零件的設計計算 63.1 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算63.2 閉式直齒圓柱齒輪傳動的設計計算93.3 軸的設計計算 12減速器高速軸的設計 12 減速器的低速軸的設計 14 減速器低速軸的設計計算 164 滾動軸承的選擇與壽命計算 184.1 減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命

2、計算 184.2 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算 195 鍵聯接的選擇 205.1 高速軸的鍵聯接 205.2 低速軸的鍵連接 206 減速器機體的結構設計206.1 機體要具有足夠的剛度 206.2 機體的結構要便于機體內零件的潤滑，密封及散熱 216.3 機體結構要具有很好的工藝性 226.4 確定機蓋大小齒輪一段的外輪廓半徑 227 潤滑和密封設計 227.1 潤滑227.2 密封238 箱體設計的主要尺寸及數據 239 三維建模249.1 三維建模技術 249.2 草圖概念設計 25 零件的三維參數化設計建摸 25 虛擬裝配28 干涉分析309.2.4 應力分析3010 結

3、論 31謝辭32參考文獻 333 傳動零件的設計計算3.1 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算a選材七級精度小齒輪材料選用45號鋼，調質處理，HB=217286，大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217，按齒面接觸疲勞強度設計：Hmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齒輪的齒面接觸疲勞強度Hmin1=600 Mpa ；大齒輪的齒面接觸疲勞強度Hmin2 =550 Mpab.(1) 計算應力循環次數N:N1=60njL=60×960×1×8×10×300=2.765×109N2=N1/ i1=2.765×10

4、9/3=9.216×108 (2)查表得疲勞壽命系數：KHN1=0.91,KHN2=0.93,取安全系數SHmin =1H=Hmin× KHN / SHmin H1=600×0.91/1=546 MpaH2=550×0.93/1=511.5 MpaH1>H2 取511.5 Mpa(3) 按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）:取齒數 Z1=24，則Z2=Z1×i1=24×3=72，取Z2=72實際傳動比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tan2=cot1=31=18.435°2=71

5、.565°則小圓錐齒輪的當量齒數zm1=z1/cos1=24/cos18.435°=25.3zm2=z2/cos2=72/cos71.565°=227.68(4)查表有材料彈性影響系數ZE=189.8，取載荷系數Kt=2.0有T1=2.65×104 T/(N.mm)，u=3，R1=1/3.試計算小齒輪的分度圓直徑為：d1t2.92=63.96mmc.齒輪參數計算(1)計算圓周速度v=*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s(2)計算齒輪的動載系數K根據v=3.21335m/s，查表得：Kv=1.18,又

6、查表得出使用系數KA=1.00取動載系數K=1.0取軸承系數K=1.5*1.25=1.875齒輪的載荷系數K= Kv*KA* K *K=2.215(3)按齒輪的實際載荷系數所得的分度圓直徑由公式:d1= d1t×=63.96×=66.15mmm=66.15/24=2.75d按齒根彎曲疲勞強度設計：Fmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1)小齒輪的彎曲疲勞強度FE1=500 Mpa ；大齒輪的彎曲疲勞強度FE2 =380 Mpam(2)查得彎曲疲勞強度壽命系數KFN1=0.86,KFN2=0.88.計算彎曲疲勞強度的許用應力，安全系數取S=1.4由F=Fmin

7、5; KFN / SFmin 得F1=FE1* KFN1/S=500*0.86/1.4=308.929 MpaF2=FE2* KFN2/S=380*0.88/1.4=240.214 Mpa計算載荷系數K= Kv*KA* K *K=2.2151.查取齒形數：YFa1=2.65, YFa2=2.2362.應力校正系數Ysa1=1.58, Ysa2=1.7543.計算小齒輪的YFa * Ysa /F并加以比較YFa1 * Ysa1 /F1 =2.65*1.58/308.928=0.01355 YFa2 * Ysa2/F 2 =2.236*1.754/240.214=0.01632YFa1 * Ysa

8、1 /F1 < YFa2 * Ysa2/F 2所以選擇YFa2 * Ysa2/F 2=0.01632m =2.087對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由因為齒輪模數m的大小主要由彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關，所以將取標準模數的值，即m=2.5。按接觸疲勞強度計算的分度園直徑d1=66.15得，Z1=d1/m=66.15/2.528,則Z2=Z1*m=28*3=84f.計算大小錐齒輪的基本幾何尺寸模數：m=2.5分度圓直徑：d1=m*Z1=2.5*28=70mm； d2=m*Z2=2.5*82=21

9、0mm齒頂圓直徑：da1=d1+2m* cos1=70+2*2.5* cos18.435°=74.74mmda2=d2+2m* cos2= 210+2*2.5*cos71.565°=211.58mm齒根圓直徑：df1= d1-2.4m* cos1=70-2*2.5* cos18.435°=64.31mmdf2= d2-2.4m* cos2=210-2*2.5*cos71.565°=208.11mm齒輪錐距：R=0.5m=110mm將其圓整取R=112mm大端圓周速度：v=*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.2133

10、5m/s齒寬：b=R*=112/3=38mm所以去b1=b2=38mm分度園平均直徑：dm1=d1*(1-0.5) =70*5/6=58mmdm2=d2*(1-0.5) =210*5/6=175mm3.2 閉式直齒圓柱齒輪傳動的設計計算a選材七級精度小齒輪材料選用45號鋼，調質處理，HB=217286，大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217，按齒面接觸疲勞強度設計：Hmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齒輪的齒面接觸疲勞強度Hmin1=600 Mpa ；大齒輪的齒面接觸疲勞強度Hmin2 =550 Mpab.(1) 計算應力循環次數N:N1=60njL=60×

11、320×1×8×10×300=9.216×108N2=N1/ i1=91216×108/4.18=2.204×108 (2)查表得疲勞壽命系數：KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系數SHmin =1H=Hmin× KHN / SHmin H1=600×0.96/1=576 MpaH2=550×0.98/1=539 MpaH1>H2 取539 Mpa(3) 按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）:取齒數 Z1=24，則Z2=Z1×i1=2

12、4×4.18=100，取Z2=100實際傳動比u=Z2/Z1=100/24=4.167，(4)查表有材料彈性影響系數ZE=189.8，取載荷系數Kt=1.5有T1=7.63×104 T/(N.mm)，u=3，R1=1/3.齒寬系數：=1試計算小齒輪的分度圓直徑為：d1t2.32*=*=60.34mmc.齒輪參數計算(1)計算圓周速度v=*d1t*nI /60000=3.14*60.34*320/60000=1.0104m/s齒寬b=*d1t=1*60.34=60.34計算齒寬與齒高之比：b/h模數mt= d1t/Z1=60.34/24=2.514h=2.25mt=5.656

13、5b/h=60.34/5.6565=10.667(2)計算齒輪的動載系數K根據v=1.0104m/s，查表得：Kv=1.05,又查表得出使用系數KA=1.00取動載系數K=1.1取軸承系數K=1.1*1.25=1.42齒輪的載荷系數K= Kv*KA* K *K=1.6401(3)按齒輪的實際載荷系數所得的分度圓直徑由公式:d1= d1t×=60.34×=62.16mmm=62.16/24=2.59d按齒根彎曲疲勞強度設計：Fmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1)小齒輪的彎曲疲勞強度FE1=500 Mpa ；大齒輪的彎曲疲勞強度FE2 =380 Mpam(2)查得彎

14、曲疲勞強度壽命系數KFN1=0.885,KFN2=0.905.計算彎曲疲勞強度的許用應力，安全系數取S=1.4由F=Fmin× KFN / SFmin 得F1=FE1* KFN1/S=500*0.885/1.4=316.07 MpaF2=FE2* KFN2/S=380*0.905/1.4=245.64 Mpa計算載荷系數由b/h=10.667,=1.42查得KF=1.45K= Kv*KA* K *KF=1*1.05*1.1*1.35=1.5591.查取齒形數：YFa1=2.65, YFa2=2.282.應力校正系數Ysa1=1.58, Ysa2=1.793.計算小齒輪的YFa * Y

15、sa /F并加以比較YFa1 * Ysa1 /F1 =2.65*1.58/316.07=0.01324YFa2 * Ysa2/F 2 =2.28*1.79/245.64=0.01661YFa1 * Ysa1 /F1 < YFa2 * Ysa2/F 2所以選擇YFa2 * Ysa2/F 2=0.01661m =1.98對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由因為齒輪模數m的大小主要由彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑有關，所以將取標準模數的值，即m=2.5。按接觸疲勞強度計算的分度園直徑d1=62.16得，Z1=

16、d1/m=62.16/2.526,則Z2=Z1*m=26*4.167=108f.計算大小錐齒輪的基本幾何尺寸模數：m=2.5分度圓直徑：d1=m*Z1=2.5*26=65mm； d2=m*Z2=2.5*108=270mm齒頂圓直徑：da1=d1+2 ha=65+2*2.5=70mmda2=d2+2 ha=210+2*2.5=275mm齒根圓直徑：df1= d1-2hf=65-2*2.5* (1+0.25)=58.75mm （ha=h*m）df2= d2-2hf=210-2*2.5* (1+0.25)=263.75mm （hf=（1.+0.25）m）齒輪中心距：R=（d1+d2）/2=（65+2

17、70）/2=167.5,mm齒寬：b=d1*=65*1=65mm所以去小直齒輪b1=65mm， 大直齒輪b2=60mm3.3 軸的設計計算減速器高速軸的設計(1)選擇材料:由于傳遞中功率小，轉速不太高，故選用45號鋼，調質處理查表得，(2)根據 P1=2.663kWT1=2.65×104n1=960r/m3初步確定軸的最小直徑取c=118mmdmin c=118×16.58mm由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應該加大5-7，故dmin =16.58×1.05=17.409mm(3)考慮I軸與電動機軸用聯軸器連接，因為電動機的軸伸直徑為d=38mm，查表選取聯軸器的規

18、格YL7聯軸器的校核：計算轉矩為:Tc=KTK為工作情況系數，工作機為帶式運輸機時，K=1.25-1.5。根據需要去K=1.5T為聯軸器所傳遞的轉矩，即:T=9550×P/n=9550×2.663/960=26.19N聯軸器的需用轉矩Tn=1250>39.3許用轉速n=4750r/min>n=960r/m所以聯軸器符合使用要求(4)作用在小錐齒輪上的力：dm1=1-0.5×b/R×d1=1-0.5/112×70=50.125mm圓周力：Ft1=2T1/ dm1=2×2.65×104 /58.125=911.82N

19、徑向力：Fr1= Ft1*tan20°*cos1=911.82N×tan20°×cos18.435°=314.83N軸向力:Fa1= Ft1*tan20°*sin18.435°=104.97N(5)軸的結構設計如圖3-1：圖3-1(1)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-軸端右端需要制出一軸肩dI- =30mm，故取d- =35mm，為了保證軸噸擋圈只壓在半聯軸器上面不壓在軸的斷面上，故I-軸段取L I- =62mm。初步選定滾動軸承，因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐

20、滾子軸承。參照工作要求根據d- =35mm，根據機械設計手冊標準，單列圓錐滾子承選用型號為30208，其主要參數為d=40mm，D=80mm，T=19.75，B=18，C=16，所以d- =40mm，d- =50mm，d- =40mm，L- =17mm取安裝齒輪處的軸端-的直徑d- =32mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。軸段的長度取L- =58mm。由軸承蓋寬度和套筒寬寬的確定L- =44mm。d I- =30mm L I- =62mmd- =35mm L- =44mmd- =40mm L- =17mmd- =50mm L- =56mmd- =40mm L- =17mmd

21、- =32mm L- =58mm至此，已經初步確定了軸的各段直徑和長度。(6)求軸上的載荷如圖3-2計算軸上的載荷：圖3-2求垂直面內的支撐反力：該軸受力計算簡圖如下圖，齒輪受力L- =56mm 軸承的T=19.75mm a=17.6L2= L-+2（T-a）=56+2×(19.75-17.6)=60.3mm根據實際情況取L2=60mm，估取L3=40mm=0,Rcy=Ft1(L2+L3)/L2=911.82×(60+40)/60=1519.7N，Rby= Ft1- Rcy=911.82-1519.7=-607.88NMcy=1519.7×60=91182N.mm

22、求水平面內的支撐力：=0，RCz= Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2/L2=314.83×(60+40)- 104.97×50.125/2/L2=480.86N合成彎矩：M=作軸的扭矩圖如圖3-3圖3-3計算扭矩:T=T1=2.65×104 N.m校驗高速軸：根據第三強度理論進行校核：又抗彎截面系數：W=0.1d3 =0.1×323=3276.8mm3 =/W=/3276.8=29.58Pa所以滿足強度要求 減速器的低速軸的設計(1)選取材料：由于傳遞中功率小，轉速不太高，故選用45號鋼，調質處理，查表得，(2)根據P=2.557T1=7.63&

23、#215;×104 Nn1=320r/m(3)初步確定軸的最小直徑取c=118mmdmin c=118×23.59mm由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應該加大5-7， 故dmin =23.59×1.05=24.77mm，取d=25mmdm1=（1-0.5×b/R）×d=174.375mm(4)大錐齒輪圓周力：Ft1=2T1/ dm1=2×7.63×104 /174.375=875.125N徑向力：Fr1= Ft1*tan20°*cos2=875.125×tan20°×cos18.44&#

24、176;=302.105N軸向力:Fa1= Ft1*tan20°*sin2=875.125×tan20°×sin18.44°=100.75N(5)作用在小齒輪上力：圓周力：Ft3=2T2/d1=2×7.63×104 /60=2543.33N徑向力：Fr3= Ft3×tan20°=243.33×tan20°=925.7N(6)軸的結構設計根據軸的各定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選定滾動軸承，因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求根據dmin=25mm

25、取d I- =30mm，根據機械設計手冊標準，單列圓錐滾子承選用型號為30206，其主要參數為d=30mm，D=62mm，T=17.25，B=16，C=14，所以d- =30mm。如圖3-4圖3-4取安裝大圓錐齒輪處的軸端-的直徑d- =50mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。軸段的長度取L-=58.5mm。由軸承蓋寬度和套筒寬寬的確定L- =59.8mm。安裝小齒輪為齒輪軸，其齒寬為65mm，直徑為55mm，所以d- =55mm，L- =64mm軸-段根據擋油環河套筒得出d- =40mm，L- =38mm。d I- =30mm L I- =38mmd- =50mm L- =

26、49mmd- =55mm L- =64mmd- =40mm L- =38mmd- =30mm L- =17mm至此已經初步確定了軸的各段直徑和長度 減速器低速軸的設計計算(1)選擇材料：由于傳遞中功率不大，轉速不太高，故選用45號鋼，調質處理，查表得，(2)由軸上扭矩初算軸的最小直徑：機用的減速器低速軸通過聯軸器與滾筒的軸相連接，其傳遞功率P=2.43kw。轉速n=76.6r/m，轉矩T=3.03×105 由機械設計查得c=118，所以：dmin c=118×33.24mm由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應該加大5-7， 故dmin =33.24×1.05=34.9

27、mm，取d=35mm(3)考慮軸與卷筒伸軸與聯軸器連接。查表選用聯軸器規格為LH3聯軸器的校核：計算轉矩為：Tc=KTK為工作情況系數，工作機為帶式運輸機時，K=1.25-1.5。根據需要去K=1.5T為聯軸器所傳遞的轉矩，即:T=9550×P/n=9550×2.43/76.6=302.95N聯軸器的需用轉矩Tn=1250>454.43許用轉速n=4750r/min>n=76.6r/m所以聯軸器符合使用要求(4)作用在大直齒輪上的力： 圓周力：Ft4= Ft3=2543.33NFr4= Fr3=925.7N(5)軸的結構設計如圖3-5如圖3-5根據軸向定位的要求

28、確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-軸端右端需要制出一軸肩dI- =40mm，故取d- =50mm，為了保證軸噸擋圈只壓在半聯軸器上面不壓在軸的斷面上，故I-軸段取L I- =80mm。初步選定滾動軸承，因為軸承只有軸向力的作用，故選深溝球軸承。參照工作要求根據d- =50mm，根據機械設計手冊標準，深溝球承選用型號為60210，其主要參數為d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以d- =56mm，為大齒輪的右端定位制造出一軸肩的高度為65mm，寬度為10mm，即d- =65mm，L-=10mm，d- =50mm，L- =17mm取安裝齒輪處的軸端-的直徑d- =6

29、0mm，齒輪的左端通過軸套定位，右端通過軸套和螺釘定位。大直齒輪的齒寬為60mm，所以軸段-的長度取L- =58mm。為保證機箱的寬度，故為確保機箱的寬度，軸和軸安裝軸承的軸的長度應向對應，故取L- =322.5mm。由軸承蓋端的總寬度和擋圈寬度軸承的寬度來確定L- =58.5mmd I- =40mm L I- =88mmd- =50mm L- =66mmd- =56mm L- =59.8mmd- =65mm L- =10mmd- =60mm L- =58mmd- =50mm L- =58.5mm至此，已經初步確定了軸的各段直徑很長度。(6)求軸上的載荷該軸受力計算簡圖如圖3-6：計算軸的載荷

30、： 圖3-6求垂直面內的支撐力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2543.33×109.8/（109.8+78.5）=1484.04NY=0，Rcy= Ft4- RBY =2543.33-1484.04 =1059.29 N，垂直面內D點彎矩：MDy= RcyL1=1059.29×109.8=116310.04 N·m ，M= RBY L2=1484.04×78.5=116497.14N·m水平面內的支撐反力：MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=925.7×109.8/188.3=539.78NZ=0，

31、RCz= Fr4- RBz =925.7-539.78=385.92N，水平面內D點彎矩MDz= RCz L1=385.92×109.8=42420.32N·m，M= RBz =539.78×78.5=42372.73 N·m合成彎矩：MD=123804.31 N·m，M=42407.7N·m作舟的扭矩圖如圖3-7圖3-7計算扭矩:T=T1=3.03×105 N.mm。校核低速軸:根據第三強度理論進行校核：由圖可知，D點彎矩最大，故驗算D處的強度MD<M1D,取M=M1D=123804.31N又抗彎截面系數：W=0.1

32、d3 =0.1×583=19511.2mm3 =/W=/19511.2=17.48Pa所以滿足強度要求.4 滾動軸承的選擇與壽命計算4.1 減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算(1)高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40，選用型號為30208，其主要參數為：d=40，D=80，Cr=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查表,當A/R時，X=1，Y=0； 當A/R>e時，X=0.4,Y=1.6(2)計算軸承D的受力（圖1.5）， 支反力RB=630.04 N，RC=1593.96 N附加軸向力（對

33、滾子軸承 S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=630.04/3.2=196.88 N，SC=RC /2Y=1593.96/3.2=498.1125 N軸向外載荷 FA=Fa1=104.97 N(4)各軸承的實際軸向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =104.97-498.1125=393.14N，AC=（SC，FA +SB）= SC =498.15N(5)計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查表得 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 AB/RB=393.14/630.04=0.623=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6， PB= fdfm（X RB +YAB）=

34、1.8×（0.4×630.04+1.6×393.14）=1585.872NAC/ RC =498.15/1585.872=0.314=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1593.96=2869.128N(6)計算軸承壽命 又PB PC，故按PC計算，查表，得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2869.128）10/3 /（60×960）=0.032×106 h。4.2 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算(1)

35、高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55，由表選用型號為6210，其主要參數為：d=50，D=90，Cr=33500 N，Cr0=25000(2)計算軸承D的受力支反力:RB=1579.15 N，RC=1127.39 N(3)軸向外載荷 FA=0 N(4)計算軸承當量動載 由于受較小沖擊查表fd =1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5PB= fdfm RB =1.2×1.5×1579.15=2842.47 NPC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1127.39= 2029.3N(5)計算軸承壽命 又PB &g

36、t;PC，故按PC計算，查表得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2842.47）10/3 /（60×76.6）=14.82×106 h當減速器內的浸油傳遞零件（如齒輪）的圓周速度V2m/s時，采用齒輪傳動時飛濺出來的潤滑油來潤滑軸承室最簡單的，當浸油傳動零件的圓周速度v2m/s時，油池中的潤滑油飛濺不起來，可采用潤滑脂潤滑軸承。然后，可根據軸承的潤滑方式和機器的工作環境是清潔或多塵選定軸承的密封方式。5 鍵聯接的選擇5.1 高速軸的鍵連接1高速軸I輸出端與聯軸器的鍵連接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79）

37、，由d=30，查表得 b×h=8×7，因L1長為60，故取鍵長L=50 ，2.小圓錐齒輪與高速軸I的的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=32，查表得 b×h=10×8，因小圓錐齒輪寬為38，L1長為40mm，故取鍵長L=30 5.2 低速軸的鍵連接1.大圓錐齒輪與低速軸II的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50，查表得 b×h=14×9，因大圓錐齒輪寬為38，且L1長為60mm，故取鍵長L=50 2小柱齒輪與低速軸II的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB109

38、5-79 ，GB1096-79），由d=55，查表得 b×h=16×10，因小圓柱齒輪寬為65，且L1長為65mm，故取鍵長L=553.大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60，查表得 b×h=18×11，因大圓柱齒輪寬為60，且L1長為60mm，故取鍵長L=50 3.低速軸III輸出端與聯軸器的鍵聯接采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=40，查表得 b×h=12×8，因L1長為80，故取鍵長L=706 減速器機體的結構設計減速器機體是用

39、來支持和固定軸系部件的重要零件。機體應有足夠的強度和剛度，可靠的潤滑與密封及良好的工藝性。鑄鐵機體被廣泛采用，它具有較好的吸震性，良好的切削性能和承壓性能。6.1 機體要具有足夠的剛度設計機體時，要保證機體有足夠的剛度，主要措施是：(1)保證軸承座的剛度。為了增加軸承座的剛度，軸承座應有足夠的厚度，當軸承座孔采用凸緣式軸承蓋時，軸承座的厚度常取為2.5d3，d3為軸承蓋的鏈接螺栓的直徑。為了增加軸承座的剛度，可在軸承座附近加支撐肋板或采用凸壁式機體。肋板有外肋和內肋兩種結構形式。內肋結構剛度大，外表面光滑美觀，且存油量增加。因此，雖然工藝比較復雜，內壁阻礙潤滑油的流動，但是目前采用內肋的機體還

40、在逐漸增加。為了提高軸承座鏈接的剛度，座孔兩側的鏈接螺栓距離s1應盡量小一些，但不與端蓋螺釘孔相干涉。通常s1D2，D2為軸承座外徑，取螺栓中心線與軸承座外徑D2的圓相切的位置。為此軸承座旁邊應州出凸臺，軸承座凸臺的高度可以根據c1的大小用作圖法來確定。設計凸臺結構時，應在三個基本 視圖上同時進行，當凸臺位置在機壁外側是，凸臺可設計成圓弧結構。當機體同一側有多個大小不等的軸承座時，除了要保證扳手空間c1和c2外，軸承旁邊凸臺的高度應盡量去相同的高度，以使軸承旁邊鏈接螺栓長度都一樣，減少了螺栓的品種，而且應按直徑最大的軸承座確定凸臺的高度。(2)機蓋和機座的連接凸緣及機座底部凸緣應具有足夠的厚度

41、和寬度。一般機蓋和機座的連接凸緣厚度為機體壁厚的1.5倍，即b=1.5，b=1.5。機蓋和機座連接凸緣的寬度和凸緣的類型有關，對外凸緣，其寬度為B+ c1+c2，式中，為機壁厚，c1，c2為凸緣上連接螺栓d2的扳手空間尺寸；對內凸緣，其寬度為：K(2-2.2)d式中，d為機蓋和機座間連接螺栓直徑機座底部凸緣承受很到的傾覆力矩，應該很好地固定在機架或地基上，因此，所設計的機座底部凸緣應有足夠的強度和剛度。為增加機座底部凸緣的剛度，常取凸緣厚度p=2.5，為機座的壁厚，而凸緣的寬度按地腳螺栓直徑df，由扳手空間c1和c2的大小確定。為了增加地腳螺栓的連接剛度，地腳螺栓孔的間隔距離不應太大，一般為(

42、150-200)mm地腳螺栓的數量通常取4-8個。6.2 機體的結構要便于機體內零件的潤滑，密封及散熱減速器的傳動件，通常采用浸油潤滑，為了滿足潤滑和散熱的需用，機體油池必須有足夠的儲油量。同時為了避免浸油傳動件回轉式將油池底部沉積的污物攪起，大齒輪的的齒頂圓到油池地面的距離H1應不小于（30-50）mm，由此可決定機座的中心高H，如果H值與相連電動機的中心高相接近，則可取電動機的中心高作為減速器機座的中心高，從而簡化安裝減速器和電動機的平臺機架結構。傳動件在油池中的浸油深度。圓柱齒輪應浸入1-2各齒高，但不應該小于10mm，這個有油面位置為最低油面位置。考慮使用中油不斷蒸發損耗，還應給春一個

43、允許的最高油面。對中小型減速器，其最高油面比最低油面高處（10-15）mm即可。此外還應保證傳動件浸油深度最低不得超過齒輪半徑的1/4-1/3，以免攪油損耗過大。錐齒輪的浸油深度取齒寬的1/2最為最低油面位置。浸油也不應小于10mm。為了保證機蓋與機座連接處的密封，可采取的措施有：連接凸緣出應有足夠的寬度外，連接表面應精刨，其表面粗糙度應不小于6.3，密封要求高的表面還要經過刮研。裝配時可涂密封膠，但不允許放任何墊片。在螺栓的布置上應盡量做到均勻，對稱，并注意不要與吊耳，吊鉤，定位銷等發生干涉。6.3 機體結構要具有很好的工藝性機體結構工藝性主要包括鑄造工藝性和機械加工工藝性等方面。良好的工藝

44、性對提高加工精度和生產率，降低成本及提高裝配質量等有重大影響，因此設計機體時要特別注意。(1)鑄造工藝性要求設計鑄造機體時應充分考慮鑄造過程的規律。力求形狀簡單，結構合理，壁厚均勻，過渡平緩，保證鑄造方便，可靠，盡量避免產生縮孔，裂紋，澆鑄不足和冷隔等各種鑄造缺陷。(2)機械加工工藝性的要求機械加工工藝性性綜合反映了零件機械加工的可行性和經濟性。在進行機體結構設計室，為獲得良好的機械加工工藝性，應盡可能減少機械加工量，為次在機體上需要合理設計凹坑和凸臺，采用銑沉頭座孔等，減少機械加工表面的面積，還應盡量減少在機械加工時工件和刀具的調整次數，方便加工。螺栓連接的支承面應當進行機械加工，經常采用圓

45、柱銑刀銑出沉頭座孔。6.4 確定機蓋大小齒輪一段的外輪廓半徑(1)機蓋大齒輪一端的外輪廓半徑的確定輪廓半徑=大齒輪的齒頂圓半徑+，式中有經驗公式確定。外輪廓半徑數值應適當圓整(2)機蓋小齒輪一端的外輪廓半徑的確定這一端的外輪廓圓弧半徑不能像大齒輪一端那一用公式確定。因為小齒輪直徑較小，按上述公式計算會是機體的內壁不能超出軸承座孔。一般這個圓弧半徑的選取應使得外輪廓 弧線在軸承旁邊的凸臺邊緣的附近。這個圓弧線可以超出軸承旁邊的凸臺。7 潤滑和密封設計7.1 潤滑當減速器內的浸油傳遞零件（如齒輪）的圓周速度V2m/s時，采用齒輪傳動時飛濺出來的潤滑油來潤滑軸承室最簡單的，當浸油傳動零件的圓周速度v

46、2m/s時，油池中的潤滑油飛濺不起來，可采用潤滑脂潤滑軸承。然后，可根據軸承的潤滑方式和機器的工作環境是清潔或多塵選定軸承的密封方式。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助于箱體的散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪合嚙區的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度H對應圓柱齒輪一般為1個齒高，但不應小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。換油事件為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化，被污染程度。7.2 密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處，軸承內側，箱體接受能力合面和軸承蓋，窺視孔和放油的接合面等處

47、。軸伸出處的密封:作用是使滾動軸承與箱外隔絕，防止潤滑油漏出以及箱體外的雜質，水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結構簡單，價格便宜，安裝方便，但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而功耗大，氈圈壽命短。軸承內側的密封：該密封處選用擋油換密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進入軸承內，破壞脂的潤滑效果箱蓋與箱座的密封：接合面上涂上密封膠。8 箱體設計的主要尺寸及數據箱體的尺寸及數據如表8-1：表8-1名稱符合減速器形式及尺寸mm圓錐齒輪減速器機座壁厚0.01(d1+d2)810機蓋壁厚10.02a+3810機座凸緣厚度b1.515機蓋凸緣厚度b11.5115

48、機座底凸緣厚度P2.525地腳螺釘直徑df0.015(d1+d2)+11212地腳螺釘數目n66軸承旁邊連接螺栓直徑d10.75 df10機蓋與機座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6) df8連接螺栓d2的間距l150-200180軸承蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5) df6窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4) df6定位銷直徑d(0.7-0.8)d25d1，d2，d3至外壁距離C11818d1，d2至凸緣邊緣距離C21616軸承旁凸臺半徑R11818凸臺高度H36外機壁至軸承座端面距離L1C1+c2+(5-8)40外、內機壁至軸承座端面距離L2+c1+c2(5-8)58大齒輪頂圓與內機壁距離1>1.212齒輪端面與內機壁距離210機蓋，機座肋厚m1,m2m1=0.851,m2=0.8518軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+5d370軸承端蓋凸緣厚度e(1-1.2)d37軸承旁邊連接螺栓距離s一般取s=D220圖9-43箱體類零件模型建立箱體零件作為機器或部件的基礎件，將機器及部件中的軸、軸承和齒輪等零件按一定的相互位置關系裝配成一個整體，并按預定傳動關系協調運動。箱體類零件一般起支承、容納、定位和密封等作用，因此這類零件多數是中空的殼體，具有空腔和壁，此外還常有軸孔、軸承孔、凸臺和肋板等結構。為了方便其他零件的安裝或