減速器課程設計中南大學(文件)
【正文】 圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限MPa；⑥ 由式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)＝60n1根據(jù)v=,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)=；直齒輪=1由表102查得使用系數(shù)KA=由表10—4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 =由b/h=，=查表10—13查得 =故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=1=⑥按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得 ==mm=⑦計算模數(shù)m m=mm=由式(10—5) m≥（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值①由圖1020c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度=380MPa②由1018查得彎曲壽命系數(shù)= =③計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S= 見表1012得=（）/S=== （）/S==④計算載荷系數(shù)=1=⑤查取應力校正系數(shù)由表10－5查得 =；=⑥查取齒形系數(shù) 由表10－5查得 =⑦計算大、小齒輪的并加以比較==== 大齒輪的數(shù)值大。按式（10—21）試算，即 ≥（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值①試選Kt＝②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。（2）設計計算m≥=對結果進行處理取m=3=/m=≈34 大齒輪齒數(shù)， = == （1）計算大、小齒輪的分度圓直徑=m=344=136mm =m=1094 =436mm（2）計算中心距a=(+)/2=(136+436)/2=286mm （3）計算齒輪寬度 b=φd=136mm=145mm，=145mm 實際傳動比為：誤差為： 由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪413614534大齒輪4436136109以大齒輪為例。故該軸總長為：L=310mm：（1）材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，查表153取=35Mpa，A=112（2）各軸段直徑的確定：由, 則,第一軸段裝聯(lián)軸器，查表取，第二段右端用軸端定位，軸肩高為（）d7,取2，則 第三段裝配軸承,選用6216,取, 第四段右端用軸肩定位，取，第五段靠軸定位，取,第六段裝齒輪，采用R20系列，取，第七段裝配軸承，選用6216軸承,取,該軸的總長為：L=501mm（3）校核該軸 =93mm,=203mm作用在齒輪上的圓周力為：徑向力為①求垂直面的支承反力：②求水平面的支承反力：由得③繪制垂直面彎矩圖④繪制水平面彎矩圖⑤求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把直接相加 ⑥求危險截面當量彎矩：從圖可見，mm處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）⑦算危險截面處軸的抗彎系數(shù) W=πd332bt(dt)22d=mm3⑧計算危險截面處軸的應力因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查得，查課本231頁表143得許用彎曲應力，則：所以該軸是安全的。箱體的形狀較為復雜，其重量約見減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。:名 稱符號尺寸關系取 值箱座壁厚9mm箱蓋壁厚8mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座凸緣厚度箱座底凸緣厚度地腳螺釘直徑20mm地腳螺釘數(shù)目a250mm6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑12mm聯(lián)接螺栓的間距mm視孔蓋螺釘直徑8mm至直外箱壁距離查手冊至凸緣邊緣距離查手冊軸承旁凸臺半徑凸臺高度30mm外箱壁至軸承座端面距離48mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離11mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10mm軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離?3?3=355mm旋轉(zhuǎn)零件間的距離?4101510mm齒頂圓至軸表面的距離?5≥1012mm大齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離?6305040mm箱底至箱底內(nèi)壁的距離?7≈2020mm減速器中心高H≥Ra+?6+?7280mm箱蓋\箱座肋厚m=軸承端蓋外徑軸承旁連接螺栓距離⑴窺視孔蓋與窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。 ⑻調(diào)整墊片 用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)整傳動零件軸向位置的作用.在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內(nèi). 傳動零件的潤滑采用浸油潤滑。（4）箱體設計的得體設計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提高箱體的整體剛性。但是，我堅信：這次的親身設計，為
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