毕业设计二级圆锥圆柱齿轮减速器设计

目 录 引言 …………………………………………………………………………………1 1 概述…………………………………………………………………………2 2 电机的选择计算……………………………………………………………4 2.1 选择电动机的类型……………………………………………………………4 2.2 选择电动机的容量………………………………………………………………4 2.3确定电动机转速…………………………………………………………………4 2.4 计算传动装置的总传动比i∑ 并分配传动比 ………………………………5 2.4.1 分配原则 ……………………………………………………………………5 2.4.2 总传动比i∑…………………………………………………………………5 2.4.3分配传动比……………………………………………………………………5 2.5 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ………………………………………5 2.5.1 各轴的转速 …………………………………………………………………5 2.5.2 各轴的输入功率 ……………………………………………………………5 2.5.3 各轴的输入转矩 ……………………………………………………………6 3 传动零件的设计计算 ………………………………………………………6 3.1 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算…………………………………………6 3.2 闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算……………………………………………9 3.3 轴的设计计算 …………………………………………………………………12 3.3.1减速器高速轴Ⅰ的设计 ……………………………………………………12 3.3.2 减速器的低速轴Ⅱ的设计 …………………………………………………14 3.3.3 减速器低速轴Ⅲ的设计计算 ………………………………………………16 4 滚动轴承的选择与寿命计算 ……………………………………………18 4.1 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算 ………………………………18 4.2 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算 ……………………………19 5 键联接的选择 ………………………………………………………………20 5.1 高速轴的键联接 ………………………………………………………………20 5.2 低速轴的键连接 ………………………………………………………………20 6 减速器机体的结构设计……………………………………………………20 6.1 机体要具有足够的刚度 ………………………………………………………20 6.2 机体的结构要便于机体内零件的润滑，密封及散热 ………………………21 6.3 机体结构要具有很好的工艺性 ………………………………………………22 6.4 确定机盖大小齿轮一段的外轮廓半径 ………………………………………22 7 润滑和密封设计 ………………………………………………………………22 7.1 润滑……………………………………………………………………………22 7.2 密封……………………………………………………………………………23 8 箱体设计的主要尺寸及数据 ……………………………………………23 9 三维建模………………………………………………………………………24 9.1 三维建模技术 …………………………………………………………………24 9.2 草图概念设计 …………………………………………………………………25 9.2.1 零件的三维参数化设计建摸 ………………………………………………25 9.2.2 虚拟装配……………………………………………………………………28 9.2.3 干涉分析……………………………………………………………………30 9.2.4 应力分析……………………………………………………………………30 10 结论 …………………………………………………………………………31 谢辞…………………………………………………………………………………32 参考文献 …………………………………………………………………………33 3 传动零件的设计计算 3.1 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 a．选材 七级精度 小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~286， 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217， 按齿面接触疲劳强度设计： σHmin1=0.87HBS+380 由 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 得出： 小齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin1=600 Mpa ； 大齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin2 =550 Mpa b. (1) 计算应力循环次数N: N1=60njL=60×960×1×8×10×300=2.765×109 N2=N1/ i1=2.765×109/3=9.216×108 (2)查表得疲劳寿命系数：KHN1=0.91,KHN2=0.93,取安全系数SHmin =1 ∴[σ]H=σHmin× KHN / SHmin ∴[σ]H1=600×0.91/1=546 Mpa [σ]H2=550×0.93/1=511.5 Mpa ∵[σ]H1>[σ]H2 ∴取511.5 Mpa (3) 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）: 取齿数 Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×3=72， 取Z2=72 ∵实际传动比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tanδ2=cotδ1=3 ∴δ1=18.435° δ2=71.565° 则小圆锥齿轮的当量齿数 zm1=z1/cosδ1=24/cos18.435°=25.3 zm2=z2/cosδ2=72/cos71.565°=227.68 (4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=2.0 有∵T1=2.65×104 T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3. ∴试计算小齿轮的分度圆直径为： d1t≥2.92 =63.96mm c.齿轮参数计算 (1)计算圆周速度 v=π*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s (2)计算齿轮的动载系数K 根据v=3.21335m/s，查表得： Kv=1.18,又查表得出使用系数KA=1.00 取动载系数K =1.0 取轴承系数K =1.5*1.25=1.875 齿轮的载荷系数K= Kv*KA* K *K =2.215 (3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式: d1= d1t× =63.96× =66.15mm m=66.15/24=2.75 d．按齿根弯曲疲劳强度设计： σFmin1=0.7HBS+275 由公式查得： (1)小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500 Mpa ； 大齿轮的弯曲疲劳强度σFE2 =380 Mpa m≥ (2)查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.88. 计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=1.4 由[σF]=σFmin× KFN / SFmin 得 [σF]1=σFE1* KFN1/S=500*0.86/1.4=308.929 Mpa [σF]2=σFE2* KFN2/S=380*0.88/1.4=240.214 Mpa 计算载荷系数 K= Kv*KA* K *K =2.215 1.查取齿形数： YFa1=2.65, YFa2=2.236 2.应力校正系数 Ysa1=1.58, Ysa2=1.754 3.计算小齿轮的YFa * Ysa /[σF]并加以比较 ∵YFa1 * Ysa1 /[σF]1 =2.65*1.58/308.928=0.01355 YFa2 * Ysa2/[σF] 2 =2.236*1.754/240.214=0.01632 ∴YFa1 * Ysa1 /[σF]1 < YFa2 * Ysa2/[σF] 2 所以选择YFa2 * Ysa2/[σF] 2=0.01632 m≥ = =2.087 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由因为齿轮模数m的大小主要由弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，所以将取标准模数的值，即m=2.5。 按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=66.15得，Z1=d1/m=66.15/2.5≈28,则Z2=Z1*m=28*3=84 f.计算大小锥齿轮的基本几何尺寸 模数： m=2.5 分度圆直径： d1=m*Z1=2.5*28=70mm； d2=m*Z2=2.5*82=210mm 齿顶圆直径： da1=d1+2m* cosδ1=70+2*2.5* cos18.435°=74.74mm da2=d2+2m* cosδ2= 210+2*2.5*cos71.565°=211.58mm 齿根圆直径： df1= d1-2.4m* cosδ1=70-2*2.5* cos18.435°=64.31mm df2= d2-2.4m* cosδ2=210-2*2.5*cos71.565°=208.11mm 齿轮锥距： R=0.5m = =110mm 将其圆整取R=112mm 大端圆周速度： v=π*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s 齿宽： b=R* =112/3=38mm 所以去b1=b2=38mm 分度园平均直径： dm1=d1*(1-0.5) =70*5/6=58mm dm2=d2*(1-0.5) =210*5/6=175mm 3.2 闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算 a．选材 七级精度 小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~286， 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217， 按齿面接触疲劳强度设计： σHmin1=0.87HBS+380 由公式得出： 小齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin1=600 Mpa ； 大齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin2 =550 Mpa b. (1) 计算应力循环次数N: N1=60njL=60×320×1×8×10×300=9.216×108 N2=N1/ i1=91216×108/4.18=2.204×108 (2)查表得疲劳寿命系数：KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系数SHmin =1 ∴[σ]H=σHmin× KHN / SHmin ∴[σ]H1=600×0.96/1=576 Mpa [σ]H2=550×0.98/1=539 Mpa ∵[σ]H1>[σ]H2 ∴取539 Mpa (3) 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）: 取齿数 Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×4.18=100， 取Z2=100 ∵实际传动比u=Z2/Z1=100/24=4.167， (4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=1.5 有∵T1=7.63×104 T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3. 齿宽系数： =1 ∴试计算小齿轮的分度圆直径为： d1t≥2.32 * = * =60.34mm c.齿轮参数计算 (1)计算圆周速度 v=π*d1t*nI /60000=3.14*60.34*320/60000=1.0104m/s 齿宽b= *d1t=1*60.34=60.34 计算齿宽与齿高之比：b/h 模数mt= d1t/Z1=60.34/24=2.514 h=2.25mt=5.6565 b/h=60.34/5.6565=10.667 (2)计算齿轮的动载系数K 根据v=1.0104m/s，查表得： Kv=1.05,又查表得出使用系数KA=1.00 取动载系数K =1.1 取轴承系数K =1.1*1.25=1.42 齿轮的载荷系数K= Kv*KA* K *K =1.6401 (3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式: d1= d1t× =60.34× =62.16mm m=62.16/24=2.59 d．按齿根弯曲疲劳强度设计： σFmin1=0.7HBS+275 由公式查得： (1)小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500 Mpa ； 大齿轮的弯曲疲劳强度σFE2 =380 Mpa m≥ (2)查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.885,KFN2=0.905. 计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=1.4 由[σF]=σFmin× KFN / SFmin 得 [σF]1=σFE1* KFN1/S=500*0.885/1.4=316.07 Mpa [σF]2=σFE2* KFN2/S=380*0.905/1.4=245.64 Mpa 计算载荷系数 由b/h=10.667, =1.42查得KF =1.45 K= Kv*KA* K *KF =1*1.05*1.1*1.35=1.559 1.查取齿形数： YFa1=2.65, YFa2=2.28 2.应力校正系数 Ysa1=1.58, Ysa2=1.79 3.计算小齿轮的YFa * Ysa /[σF]并加以比较 ∵YFa1 * Ysa1 /[σF]1 =2.65*1.58/316.07=0.01324 YFa2 * Ysa2/[σF] 2 =2.28*1.79/245.64=0.01661 ∴YFa1 * Ysa1 /[σF]1 < YFa2 * Ysa2/[σF] 2 所以选择YFa2 * Ysa2/[σF] 2=0.01661 m≥ = =1.98 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由因为齿轮模数m的大小主要由弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，所以将取标准模数的值，即m=2.5。 按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=62.16得，Z1=d1/m=62.16/2.5≈26,则Z2=Z1*m=26*4.167=108 f.计算大小锥齿轮的基本几何尺寸 模数： m=2.5 分度圆直径： d1=m*Z1=2.5*26=65mm； d2=m*Z2=2.5*108=270mm 齿顶圆直径： da1=d1+2 ha=65+2*2.5=70mm da2=d2+2 ha=210+2*2.5=275mm 齿根圆直径： 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） 齿轮中心距： R=（d1+d2）/2=（65+270）/2=167.5,mm 齿宽： b=d1* =65*1=65mm 所以去小直齿轮b1=65mm， 大直齿轮b2=60mm 3.3 轴的设计计算 3.3.1减速器高速轴Ⅰ的设计 (1)选择材料:由于传递中功率小，转速不太高，故选用45号钢，调质处理 查表得， ， (2)根据 P1=2.663kW T1=2.65×104 n1=960r/m3 初步确定轴的最小直径 取c=118mm dmin ≥c =118× ≈16.58mm 由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5％-7％， 故dmin =16.58×1.05=17.409mm (3)考虑I轴与电动机轴用联轴器连接，因为电动机的轴伸直径为d=38mm，查表选取联轴器的规格YL7 联轴器的校核： 计算转矩为:Tc=KT K为工作情况系数，工作机为带式运输机时，K=1.25-1.5。根据需要去K=1.5T为联轴器所传递的转矩，即: T=9550×P/n=9550×2.663/960=26.19N Tc=KT=1.5×26.19=39.3N.m 联轴器的需用转矩Tn=1250>39.3 许用转速[n]=4750r/min>n=960r/m 所以联轴器符合使用要求 (4)作用在小锥齿轮上的力： dm1=[1-0.5×b/R]×d1=[1-0.5/112]×70=50.125mm ①圆周力：Ft1=2T1/ dm1=2×2.65×104 /58.125=911.82N ②径向力：Fr1= Ft1*tan20°*cosδ1=911.82N×tan20°×cos18.435°=314.83N ③轴向力:Fa1= Ft1*tan20°*sin18.435°=104.97N (5)轴的结构设计如图3-1： 图3-1 (1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-Ⅱ轴端右端需要制出一轴肩dI-Ⅱ =30mm，故取dⅡ-Ⅲ =35mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-Ⅱ轴段取L I-Ⅱ =62mm。 初步选定滚动轴承，因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求根据dⅡ-Ⅲ =35mm，根据机械设计手册标准，单列圆锥滚子承选用型号为30208，其主要参数为d=40mm，D=80mm，T=19.75，B=18，C=16，所以dⅢ-Ⅳ =40mm，dⅣ-Ⅴ =50mm，dⅤ-Ⅵ =40mm，LⅢ-Ⅳ =17mm 取安装齿轮处的轴端Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ =32mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。轴段的长度取LⅥ-Ⅶ =58mm。 由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定LⅡ-Ⅲ =44mm。 d I-Ⅱ =30mm L I-Ⅱ =62mm dⅡ-Ⅲ =35mm LⅡ-Ⅲ =44mm dⅢ-Ⅳ =40mm LⅢ-Ⅳ =17mm dⅣ-Ⅴ =50mm LⅣ-Ⅴ =56mm dⅤ-Ⅵ =40mm LⅤ-Ⅵ =17mm dⅥ-Ⅶ =32mm LⅥ-Ⅶ =58mm 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 (6)求轴上的载荷如图3-2 计算轴上的载荷： 图3-2 ①求垂直面内的支撑反力： 该轴受力计算简图如下图，齿轮受力 ∵LⅣ-Ⅴ =56mm 轴承的T=19.75mm a=17.6 ∴L2= LⅣ-Ⅴ+2（T-a）=56+2×(19.75-17.6)=60.3mm 根据实际情况取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=-607.88N Mcy=1519.7×60=91182N.mm ②求水平面内的支撑力： ∵ =0，∴RCz= [Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2]/L2=[314.83×(60+40)- 104.97×50.125/2]/L2=480.86N ∵ =0，∴RBz=Fr1-RCz=314.83-480.48=-165.65N.m ∵水平面内C点弯矩，Mz=480.86×60=28851.6N.m ③合成弯矩： M= = =95637.71N.m ④作轴的扭矩图如图3-3 图3-3 计算扭矩:T=T1=2.65×104 N.m ⑤校验高速轴Ⅰ：根据第三强度理论进行校核： ∵MD454.43 许用转速[n]=4750r/min>n=76.6r/m 所以联轴器符合使用要求 (4)作用在大直齿轮上的力： 圆周力：Ft4= Ft3=2543.33N Fr4= Fr3=925.7N (5)轴的结构设计如图3-5 如图3-5 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-Ⅱ轴端右端需要制出一轴肩dI-Ⅱ =40mm，故取dⅡ-Ⅲ =50mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-Ⅱ轴段取L I-Ⅱ =80mm。 初步选定滚动轴承，因为轴承只有轴向力的作用，故选深沟球轴承。参照工作要求根据dⅡ-Ⅲ =50mm，根据机械设计手册标准，深沟球承选用型号为60210，其主要参数为d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以dⅢ-Ⅳ =56mm，为大齿轮的右端定位制造出一轴肩的高度为65mm，宽度为10mm，即dⅣ-Ⅴ =65mm，LⅣ-Ⅴ=10mm，dⅤ-Ⅵ =50mm，LⅢ-Ⅳ =17mm 取安装齿轮处的轴端Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ =60mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。大直齿轮的齿宽为60mm，所以轴段Ⅵ-Ⅶ的长度取LⅥ-Ⅶ =58mm。 为保证机箱的宽度，故为确保机箱的宽度，Ⅱ轴和Ⅲ轴安装轴承的轴的长度应向对应，故取LⅡ-Ⅲ =322.5mm。 由轴承盖端的总宽度和挡圈宽度轴承的宽度来确定LⅡ-Ⅲ =58.5mm d I-Ⅱ =40mm L I-Ⅱ =88mm dⅡ-Ⅲ =50mm LⅡ-Ⅲ =66mm dⅢ-Ⅳ =56mm LⅢ-Ⅳ =59.8mm dⅣ-Ⅴ =65mm LⅣ-Ⅴ =10mm dⅤ-Ⅵ =60mm LⅤ-Ⅵ =58mm dⅥ-Ⅶ =50mm LⅥ-Ⅶ =58.5mm 至此，已经初步确定了轴的各段直径很长度。 (6)求轴上的载荷 该轴受力计算简图如图3-6： 计算轴的载荷： 图3-6 ①求垂直面内的支撑力： ∵ΣMC=0，∴RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2543.33×109.8/（109.8+78.5）=1484.04N ∵ΣY=0，∴Rcy= Ft4- RBY =2543.33-1484.04 =1059.29 N， ∴垂直面内D点弯矩： MDy= RcyL1=1059.29×109.8=116310.04 N·m ， M= RBY L2=1484.04×78.5=116497.14N·m ②水平面内的支撑反力： ∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=925.7×109.8/188.3=539.78N ∵ΣZ=0，∴RCz= Fr4- RBz =925.7-539.78=385.92N， ∵水平面内D点弯矩 MDz= RCz L1=385.92×109.8=42420.32N·m， M= RBz =539.78×78.5=42372.73 N·m ③合成弯矩：MD= = =123804.31 N·m， M= = =42407.7N·m ④作舟的扭矩图如图3-7 图3-7 计算扭矩:T=T1=3.03×105 N.mm。 ⑤校核低速轴Ⅲ:根据第三强度理论进行校核： 由图可知，D点弯矩最大，故验算D处的强度 ∵MDe时，X=0.4,Y=1.6 (2)计算轴承D的受力（图1.5）， ①支反力RB= = =630.04 N， RC= = =1593.96 N ②附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） ∴SB=RB/2Y=630.04/3.2=196.88 N， SC=RC /2Y=1593.96/3.2=498.1125 N ③轴向外载荷 FA=Fa1=104.97 N (4)各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =104.97-498.1125=393.14N， AC=（SC，FA +SB）= SC =498.15N (5)计算轴承当量动载 由于受较小冲击查表得 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 ∵ AB/RB=393.14/630.04=0.623＞е=0.37 ， ∴取X=0.4，Y=1.6， ∴PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×630.04+1.6×393.14）=1585.872N ∵AC/ RC =498.15/1585.872=0.314＜е=0.37 ，取X=1，Y=0， ∴PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1593.96=2869.128N (6)计算轴承寿命 又PB ＜PC，故按PC计算，查表，得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2869.128）10/3 /（60×960）=0.032×106 h。 4.2 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算 (1)高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取d=55㎜，由表选用型号为6210，其主要参数为：d=50㎜，D=90㎜，Cr=33500 N，Cr0=25000 (2)计算轴承D的受力 支反力:RB= = =1579.15 N， RC= = =1127.39 N (3)轴向外载荷 FA=0 N (4)计算轴承当量动载 由于受较小冲击查表 fd =1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 ∴PB= fdfm RB =1.2×1.5×1579.15=2842.47 N ∴PC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1127.39= 2029.3N (5)计算轴承寿命 又PB >PC，故按PC计算，查表得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2842.47）10/3 /（60×76.6）=14.82×106 h 当减速器内的浸油传递零件（如齿轮）的圆周速度V≥2m/s时，采用齿轮传动时飞溅出来的润滑油来润滑轴承室最简单的，当浸油传动零件的圆周速度v≤2m/s时，油池中的润滑油飞溅不起来，可采用润滑脂润滑轴承。然后，可根据轴承的润滑方式和机器的工作环境是清洁或多尘选定轴承的密封方式。 5 键联接的选择 5.1 高速轴的键连接 1．高速轴I输出端与联轴器的键连接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30㎜，查表得 b×h=8×7，因L1长为60㎜，故取键长L=50㎜ ， 2.小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=32㎜，查表得 b×h=10×8，因小圆锥齿轮宽为38㎜，L1长为40mm，故取键长L=30㎜ 5.2 低速轴的键连接 1.大圆锥齿轮与低速轴II的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50㎜，查表得 b×h=14×9，因大圆锥齿轮宽为38㎜，且L1长为60mm，故取键长L=50㎜ 2．小柱齿轮与低速轴II的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=55㎜，查表得 b×h=16×10，因小圆柱齿轮宽为65㎜，且L1长为65mm，故取键长L=55㎜ 3.大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60㎜，查表得 b×h=18×11，因大圆柱齿轮宽为60㎜，且L1长为60mm，故取键长L=50㎜ 3.低速轴III输出端与联轴器的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=40㎜，查表得 b×h=12×8，因L1长为80㎜，故取键长L=70㎜ 6 减速器机体的结构设计 减速器机体是用来支持和固定轴系部件的重要零件。机体应有足够的强度和刚度，可靠的润滑与密封及良好的工艺性。 铸铁机体被广泛采用，它具有较好的吸震性，良好的切削性能和承压性能。 6.1 机体要具有足够的刚度 设计机体时，要保证机体有足够的刚度，主要措施是： (1)保证轴承座的刚度。为了增加轴承座的刚度，轴承座应有足够的厚度，当轴承座孔采用凸缘式轴承盖时，轴承座的厚度常取为2.5d3，d3为轴承盖的链接螺栓的直径。 为了增加轴承座的刚度，可在轴承座附近加支撑肋板或采用凸壁式机体。肋板有外肋和内肋两种结构形式。内肋结构刚度大，外表面光滑美观，且存油量增加。因此，虽然工艺比较复杂，内壁阻碍润滑油的流动，但是目前采用内肋的机体还在逐渐增加。 为了提高轴承座链接的刚度，座孔两侧的链接螺栓距离s1应尽量小一些，但不与端盖螺钉孔相干涉。通常s1≈D2，D2为轴承座外径，取螺栓中心线与轴承座外径D2的圆相切的位置。为此轴承座旁边应州出凸台，轴承座凸台的高度可以根据c1的大小用作图法来确定。设计凸台结构时，应在三个基本 视图上同时进行，当凸台位置在机壁外侧是，凸台可设计成圆弧结构。当机体同一侧有多个大小不等的轴承座时，除了要保证扳手空间c1和c2外，轴承旁边凸台的高度应尽量去相同的高度，以使轴承旁边链接螺栓长度都一样，减少了螺栓的品种，而且应按直径最大的轴承座确定凸台的高度。 (2)机盖和机座的连接凸缘及机座底部凸缘应具有足够的厚度和宽度。一般机盖和机座的连接凸缘厚度为机体壁厚的1.5倍，即b=1.5 ，b=1.5 。机盖和机座连接凸缘的宽度和凸缘的类型有关，对外凸缘，其宽度为 B≥ + c1+c2， 式中， 为机壁厚，c1，c2为凸缘上连接螺栓d2的扳手空间尺寸；对内凸缘，其宽度为： K≥(2-2.2)d 式中，d为机盖和机座间连接螺栓直径 机座底部凸缘承受很到的倾覆力矩，应该很好地固定在机架或地基上，因此，所设计的机座底部凸缘应有足够的强度和刚度。为增加机座底部凸缘的刚度，常取凸缘厚度p=2.5 ， 为机座的壁厚，而凸缘的宽度按地脚螺栓直径df，由扳手空间c1和c2的大小确定。 为了增加地脚螺栓的连接刚度，地脚螺栓孔的间隔距离不应太大，一般为(150-200)mm地脚螺栓的数量通常取4-8个。 6.2 机体的结构要便于机体内零件的润滑，密封及散热 减速器的传动件，通常采用浸油润滑，为了满足润滑和散热的需用，机体油池必须有足够的储油量。同时为了避免浸油传动件回转式将油池底部沉积的污物搅起，大齿轮的的齿顶圆到油池地面的距离H1应不小于（30-50）mm，由此可决定机座的中心高H，如果H值与相连电动机的中心高相接近，则可取电动机的中心高作为减速器机座的中心高，从而简化安装减速器和电动机的平台机架结构。 传动件在油池中的浸油深度。圆柱齿轮应浸入1-2各齿高，但不应该小于10mm，这个有油面位置为最低油面位置。考虑使用中油不断蒸发损耗，还应给春一个允许的最高油面。对中小型减速器，其最高油面比最低油面高处（10-15）mm即可。此外还应保证传动件浸油深度最低不得超过齿轮半径的1/4-1/3，以免搅油损耗过大。锥齿轮的浸油深度取齿宽的1/2最为最低油面位置。浸油也不应小于10mm。 为了保证机盖与机座连接处的密封，可采取的措施有：连接凸缘出应有足够的宽度外，连接表面应精刨，其表面粗糙度应不小于6.3，密封要求高的表面还要经过刮研。装配时可涂密封胶，但不允许放任何垫片。在螺栓的布置上应尽量做到均匀，对称，并注意不要与吊耳，吊钩，定位销等发生干涉。 6.3 机体结构要具有很好的工艺性 机体结构工艺性主要包括铸造工艺性和机械加工工艺性等方面。良好的工艺性对提高加工精度和生产率，降低成本及提高装配质量等有重大影响，因此设计机体时要特别注意。 (1)铸造工艺性要求 设计铸造机体时应充分考虑铸造过程的规律。力求形状简单，结构合理，壁厚均匀，过渡平缓，保证铸造方便，可靠，尽量避免产生缩孔，裂纹，浇铸不足和冷隔等各种铸造缺陷。 (2)机械加工工艺性的要求 机械加工工艺性性综合反映了零件机械加工的可行性和经济性。在进行机体结构设计室，为获得良好的机械加工工艺性，应尽可能减少机械加工量，为次在机体上需要合理设计凹坑和凸台，采用铣沉头座孔等，减少机械加工表面的面积，还应尽量减少在机械加工时工件和刀具的调整次数，方便加工。 螺栓连接的支承面应当进行机械加工，经常采用圆柱铣刀铣出沉头座孔。 6.4 确定机盖大小齿轮一段的外轮廓半径 (1)机盖大齿轮一端的外轮廓半径的确定 轮廓半径=大齿轮的齿顶圆半径+ ，式中 有经验公式确定。外轮廓半径数值应适当圆整 (2)机盖小齿轮一端的外轮廓半径的确定 这一端的外轮廓圆弧半径不能像大齿轮一端那一用公式确定。因为小齿轮直径较小，按上述公式计算会是机体的内壁不能超出轴承座孔。一般这个圆弧半径的选取应使得外轮廓 弧线在轴承旁边的凸台边缘的附近。这个圆弧线可以超出轴承旁边的凸台。 7 润滑和密封设计 7.1 润滑 当减速器内的浸油传递零件（如齿轮）的圆周速度V≥2m/s时，采用齿轮传动时飞溅出来的润滑油来润滑轴承室最简单的，当浸油传动零件的圆周速度v≤2m/s时，油池中的润滑油飞溅不起来，可采用润滑脂润滑轴承。然后，可根据轴承的润滑方式和机器的工作环境是清洁或多尘选定轴承的密封方式。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助于箱体的散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮合啮区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H对应圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。换油事件为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化，被污染程度。 7.2 密封 减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处，轴承内侧，箱体接受能力合面和轴承盖，窥视孔和放油的接合面等处。 轴伸出处的密封:作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外的杂质，水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单，价格便宜，安装方便，但对轴颈接触的磨损较严重，因而功耗大，毡圈寿命短。 轴承内侧的密封：该密封处选用挡油换密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果 箱盖与箱座的密封：接合面上涂上密封胶。 8 箱体设计的主要尺寸及数据 箱体的尺寸及数据如表8-1： 表8-1 名称 符合 减速器形式及尺寸 mm 圆锥齿轮减速器 机座壁厚 0.01(d1+d2)≥8 10 机盖壁厚 1 0.02a+3≥8 10 机座凸缘厚度 b 1.5 15 机盖凸缘厚度 b1 1.5 1 15 机座底凸缘厚度 P 2.5 25 地脚螺钉直径 df 0.015(d1+d2)+1≥12 12 地脚螺钉数目 n 6 6 轴承旁边连接螺栓直径 d1 0.75 df 10 机盖与机座连接螺栓直径 d2 (0.5-0.6) df 8 连接螺栓d2的间距 l 150-200 180 轴承盖螺钉直径 d3 (0.4-0.5) df 6 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3-0.4) df 6 定位销直径 d (0.7-0.8)d2 5 d1，d2，d3至外壁距离 C1 18 18 d1，d2至凸缘边缘距离 C2 16 16 轴承旁凸台半径 R1 18 18 凸台高度 H 3 6 外机壁至轴承座端面距离 L1 C1+c2+(5-8) 40 外、内机壁至轴承座端面距离 L2 +c1+c2(5-8) 58 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 >1.2 12 齿轮端面与内机壁距离 2 ≥ 10 机盖，机座肋厚 m1,m2 m1=0.85 1,m2=0.85 1 8 轴承端盖外径 D2 轴承座孔直径+5d3 70 轴承端盖凸缘厚度 e (1-1.2)d3 7 轴承旁边连接螺栓距离 s 一般取s=D2 20 图9-4 3．箱体类零件模型建立 箱体零件作为机器或部件的基础件，将机器及部件中的轴、轴承和齿轮等零件按一定的相互位置关系装配成一个整体，并按预定传动关系协调运动。 箱体类零件一般起支承、容纳、定位和密封等作用，因此这类零件多数是中空的壳体，具有空腔和壁，此外还常有轴孔、轴承孔、凸台和肋板等结构。 为了方便其他零件的安装或箱体自身再安装到机器上，常设计有安装底板、发兰、安装孔和螺孔等结构。 为了防止尘埃、污物进入箱体，通常要使箱体密封，因此箱体上常有用于安装密封毡圈、密封垫片结构。 多数箱体内安装有运动零件，为了润滑，箱体内常盛有润滑油，因此箱壁部分等有供安装箱盖、轴承盖、油标、油塞等零件的凸缘、凸台、凹坑、螺孔等结构。 软件对箱体类零件进行三维实体造型设计，可以先利用拉伸或旋转凸台/基体、拉伸或旋转切除、抽壳等命令创建箱体基体，再配合圆角、倒角、阵列等命令来完成整个箱体零件的实体造型，有时也涉及到复杂的如扫描以及放样命令。同时，要注意利用零件的对称性，以减少工作量。 (1)下箱体 箱体上有各种安装孔，包括：轴承安装孔、装配孔、底座安装孔等。因此箱体也是本设计中的重量级成员，它是联系立柱各个零件的中介，最后总的装配关系关键取决于它。由于它体积大，特征多，而且对定位精确度的要求也堪称魁首，因此在一些细节上还需认真对待。签于其内部的空腔很多，用简单的抽壳不能实现，要一块一块的挖，也就是切除/拉伸命令。在此基础上就可以做其他筋、各处的小凸台、圆角倒角、通孔、盲孔、螺纹孔等等，好多的特征，很零碎，所以要非常细心。 (2)上箱盖 上箱盖是另一个典型的箱体类零件，是减速器的关键组成部分，用以保护箱体内的零件。与下箱体类似，上箱盖的设计综合了Inventor 2008中的拉伸、抽壳、切除、钻孔、复制特征、倒角等多项功能。 9.2.4 应力分析 减速器把工作机和原动机的运动联系起来，在工作过程中其传动部件以及箱体的刚性和稳定性直接影响整个工作系统的性能。因此，在产品开发设计阶段就预测其结构的静动态特征、分析在各种载荷作用下的变形和分布、固有频率等特点，找出诸如轴的刚度是否足够，箱体的抗压强度是否足够等等，以便提出改进措施，以优化结构。  输出轴作为整个减速器运动过程中扭矩最大的传动部件，而箱座作为整个减速器的支撑部分，都有必要对它们进行应力分析。 由于轴向是由轴肩约束的，所以在轴肩处加了移动约束，又因为是静力分析，所以可以认为轴的瞬间是定不动的，所以在轴承端施加了全约束；静力分析时力的边界条件：齿轮的圆周切向力和径向力转化为齿轮与轴的接触处的线性力，轴本身所受到的扭矩转化为轴上的两排力偶，排列成线状加载在轴上,这些力的边界条件都是通过均分后施加于相应的节点上而起到相应的作用的。从对结果的分析可以看出，轴的表面容易出现应力极大值，所以可以考虑，在条件允许的情况下，对轴的表面进行强化处理，以此来提高轴的疲劳强度。当然，如果想让轴承受更小的应力应变，则可以考虑改变轴承的位置和支撑刚度。以及轴的几何尺寸、材料和加工工艺的方法。运用有限元法可以对轴的结构做进一步的优化，以此来得到最小的应力应变，运用静力学分析的结果可以对减速器的结构做进一步的优化设汁。 为箱座添加约束。整个减速器是通过地脚螺栓固定的，所以把约束应该添加到地脚螺栓的位。 根据作用在轴承的轴向力和径向力的大小和方向，分别在轴承座和箱体的壁面上添加载荷。 参考文献 [1] 李秀珍主编.机械设计基础[M].北京：机械工业出版社，2005. 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