電動機驅動帶式運輸減速器設計與減速器加工工藝畢業(yè)設計

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1、第1章 總體構思 減速器是電機和皮帶機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，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槽結構，帶傳動速比為1.54。電機為Y系列電機，功率4KW，同步轉速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，力求結構簡單，易于加工，節(jié)約材料。

2、 關鍵詞：減速器；齒輪；電機；箱體；強度校核 第2章 減速機齒輪的設計 2.1減速機高速級齒輪的設計 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,

3、a,da1,da2 2.1.2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，調質處理，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

4、度初步確定中心距，并初選主要參數(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-

5、2.7 mm 取標準模數(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

6、.2-12求，動載系數(shù)KV=1+（+K2） 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

7、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)S

8、H： 由表23.2-22 , SH= 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 對調質鋼，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

9、=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

10、23.2-28得，Yεβ=0.64 則： σF1== σF2=σF1 計算安全系數(shù)SF： 由表23.2-22 ， SF= 壽命系數(shù)YN：對調質鋼，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= YRre

11、lT=1 尺寸系數(shù)YX： 圖23.2-31，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)

12、/2=135.004 b2=Φaa=0.4í135=54mm b1=60mm 2.2減速機低速級傳動齒輪的設計 要求分析 （1）使用條件分析 傳遞功率：P1=3.8 KW； 主動齒輪轉速：n1=240 rpm； 齒數(shù)比u=4； 轉矩：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,d

13、a2 2.2.2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，調質處理，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

14、距，并初選主要參數(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

15、.2 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

16、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）=1.13 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

17、量齒數(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=4.32í

18、108 (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 對調質鋼，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

19、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=1.53，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：對調質鋼，由圖23.2-30查得彎曲疲勞應

20、力的循環(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

21、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 大齒輪的零件圖見附圖一。 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 軸的轉速：60rpm 軸所傳遞的功率：3.8KW 軸所傳遞的轉矩： T=9.55í106í=9.55í106í=604833 Nm

22、m=604.833 Nm 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)軸器工作轉矩： Tc=KT=1.5í604.833=907250

23、Nmm=907.25 Nm 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，允許最大轉矩TP=1600Nm 3.2軸的結構設計 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。 軸傳遞的轉矩：T1=9.55í106í=604833 Nmm=604 Nm 齒輪所受的圓周力：Ft= 齒輪所

24、受的徑向力：Fr=Ft (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：ΣMA=0，RBZ（a+b）-Fra=0 RBZ= ΣRZ=0，RAZ=Fr-RBZ，則RAZ=1309-444=865N 在垂直面內：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=3

25、959N 則，齒輪的作用力在水平面內的彎矩：MDZ=63Nm 齒輪的作用力在垂直面內的彎矩：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)軸的結構尺寸及彎、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

26、進行強度校核。 b 安全系數(shù)校核計算 減速機軸轉動，彎矩引起的為對稱循環(huán)的彎應力，轉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 剪應力幅τm=τα= W

27、P—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，[S]=1.3-1.5，S>[S]，截面

28、D是安全的。 軸的零件圖見附圖三。 第4章 電機的選擇 傳遞功率：P1=3.8 KW； 減速機輸入軸轉速：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結構和尺寸 箱體是減速機中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件，保證傳動零件的正確相對位置

29、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。加強肋做在箱體內的稱為內肋，內肋剛度大，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，可用整體式箱體。整體

30、式箱體結構緊湊，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。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、部件的接合處一般都做成凸臺或沉頭

31、座。 5.2箱體內壁線的確定 本階段的設計內容，主要是初繪減速器的俯視圖和部分主視圖。 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。其他詳細結構可暫時不畫出。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a=200mm，則δ=10mm)的要求，

32、畫出沿箱體長度方向的兩條內壁線。沿箱體寬度方向，只能先畫出距低速級大齒輪頂圓a1=1.2δ的內壁線。高速級小齒輪一側內壁涉及箱體結構，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壁間的距離a2=δ的要求畫出沿箱體長度方向的兩條內壁線。同樣，可畫出低速級大齒輪具頂圓與箱體內壁的距離a1=1.2δ的一側的內壁線。高速級小齒輪一側暫不畫出，留到畫主視圖時再畫。 輸油溝的確定 當軸承利用齒輪飛濺起來的潤滑油潤滑時，應在箱座連結凸緣上開輸油溝。輸油溝的結構見圖。開輸油溝時還應注意，不要與連接螺栓孔相干涉。 5.2.3箱蓋，箱座凸緣及連接螺栓的布置 為了

33、防止?jié)櫥屯饴咕墤凶銐虻膶挾?。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，應盡量均勻對稱。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。 箱體結構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剛性加強肋。 b、良好的箱體結構工藝性 箱體結構工藝性，主要包括鑄造

34、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構，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。支承螺栓頭或螺母的支承面，一般多采用凹入結構，即沉頭座。沉頭座锪平時，深度不限，锪

35、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。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在箱蓋上。 b、通氣塞 減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大

36、。為使箱體內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

37、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=602 Nm d—與齒輪配合的軸徑，d=60mm l—鍵的工作長度，l=70-1

38、8=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 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。 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=3595N；軸向力：Fa=0；軸徑：d=55mm； 轉速：n=60rpm；壽命：大于5000h；可靠性為90%。 由表

39、28.2-6，Cor=41.91KN=41910N Cr=55.06KN=55060N 極限轉速：油潤滑時，nlim=6700rpm 計算軸承內部軸向力： 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 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2

40、2.1-1，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，合適。 確定中心距：0.7(dd1+dd2)

41、 取a0=480mm 確定A帶基準長度： Ld0=2a0+ =2í480+ =1370mm 由表22.1-6，選Ld=1400 mm 帶輪的實際中心距： a= a0+ 小帶輪包角： 包角合適。 單根三角帶傳遞的功率： 由表22.1-13c，根據(jù)A型帶，d1=100mm，n1=1500rpm得： P1=1.32Kw；ΔP1=0.15Kw 三角帶根數(shù)： Z= Kα—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

42、力： F0= m—三角帶每米長質量，表22.1-12，m=0.1kg/m 三角帶作用在軸上的力： Fr=2F0zsin 4、帶輪的材料及結構 材料：HT150； 結構：帶輪槽數(shù)為4槽A型帶。由于帶輪直徑較小，采用腹板式結構，腹板上鉆有4孔，帶輪與軸用普通平鍵固定。 結 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問題的基本方法，獨立工作能力增強，計算機和

43、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》 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》上?？萍汲霭嫔?001 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 10)J.Cecil.Computer-Aided Fixture Design-A Review and Future Trends(J).Virtual Enterprise Engineering Lab(VEEL),Industrial Engineering Department,New Mexico State University,Las Cruves,USA