單級單級圓柱齒輪減速器(參考版)
2025-05-19 02:14本頁面
【正文】 結論 主要介紹了減速器的定義及需要設計的內容，減速器的相關參數(shù)設計，以及結構設計。 由上述計算，齒輪受力基本數(shù)據(jù)可以算出： 軸承受力 比值 =~,取=。本設計中選用深溝軸承。 過小的負荷加上潤滑不足，會造成滾動體打滑，導致軸承損壞。當量動負荷的計算公式變?yōu)椋?如果軸承動負荷的值及速度隨時間而變化，那么在計算當量負荷時就得有相應的考慮。球軸承和滾子軸承的壽命指數(shù)P有所不同。 P=X*Fr+Y*Fa 其中：P當量動負荷，F(xiàn)r徑向負荷，F(xiàn)a軸向負荷，單位都是千牛頓，X徑向系數(shù)，Y軸向系數(shù)。其方向、大小恒定不變。額定動負荷C [KN]在每一類軸承的參數(shù)表中都可以找到，在該負荷作用下，軸承可以達到100萬轉的額定壽命。 DIN ISO 281所規(guī)定的動負荷軸承計算標準方法的基礎是材料疲勞失效（出現(xiàn)凹坑），壽命計算公式為： L10=L=(C/P)P [106轉] 其中L10=L 名義額定壽命 [106轉] C 額定動負荷 [KN] P 當量動負荷 [KN] P 壽命指數(shù) L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命 [106轉] C 額定動負荷 [KN] P 壽命指數(shù) L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命。PO在滾動體和滾道的最大承載接觸區(qū)域中心所產(chǎn)生的應力，與實際負荷組合所產(chǎn)生得應力相同。該負荷（對向心軸承來說是徑向力，對推力軸承而言則是軸向力），在滾動體和滾道接觸區(qū)域的中心產(chǎn)生的理論壓強為： 4600 N/MM2 自調心球軸承 4200 N/MM2 其它類型球軸承 4000 N/MM2 所有滾子軸承在額定靜負荷CO的作用下，在滾動體和滾道接觸區(qū)的最大承載部位，所產(chǎn)生的總塑性變形量約為滾動體直徑的萬分之一。 FS =CO/PO 其中FS靜負荷安全系數(shù)，CO額定靜負荷[KN]，PO當量靜負荷[KN] 靜負荷安全系數(shù)FS是防止?jié)L動零件接觸區(qū)出現(xiàn)永久性變形的安全系數(shù)。 靜負荷軸承要想越充分的利用軸承，那么對軸承尺寸選用的演算精確性就越重要。只有在特殊情況時，才根據(jù)DIN ISO 281對實際可達到的工作壽命做名義壽命演算。在這種情況下，演算滾道和滾動體過量塑性變形的安全系數(shù)。該演算包括將軸承實際載荷跟其載荷能力進行比較。 在許多場合，軸承的內孔尺寸已經(jīng)由機器或裝置的結構具體所限定。因無大的瞬間過載及嚴重應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。查表=112，所以根據(jù)公式：，根據(jù)設計，我們來校核主動軸的疲勞強度。其中花鍵長度為35mm此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸.由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=158mm軸的校核基本數(shù)據(jù)：轉矩T=150 ，轉速n=960求作用在齒輪上的力：因已知齒輪分度圓直徑d=156力的方向如圖所示：初步確定軸的最小直徑：估算出軸的最小直徑。II段:d2=d1+2h=28+21=30mm∴d2=30mm初選用深溝球軸承，其內徑為30mm,考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。A組B組C組厚度δ0．50．20．10．50．150．10．50．150．125片數(shù)Z342144133注： 2=D(2~4) 用于凸緣 D0,D2,nd見表(125) 式軸承蓋 D—軸承外徑 D2=D1 用于嵌d2按軸承外圓 入式安裝尺寸確定 軸承蓋 。調整時，根據(jù)需要組合成不同的厚度。調整墊片組調整墊片的作用是調整軸承的軸向游隙和軸承內部間隙以及軸的軸向位置。（2）軸承采用飛濺潤滑時，軸承蓋端部必須開缺口并車出一段小直徑，以便潤滑油流入軸承。L3軸承端蓋及聯(lián)接螺栓頭高度根據(jù)軸承端蓋結構型式?jīng)Q定L4箱外轉動零件至固定零件的距離L4=15~20L5*箱外零件與軸的配合長度L5=（~）d,d配合軸徑表125和表126分別列出凸緣式軸承蓋和嵌入式軸承蓋的結構尺寸。⊿1齒頂圓與減速器內壁之間的最小間隙⊿1≥, δ—箱座壁厚。表124單級圓柱齒輪減速器的位置尺寸符號名稱尺寸（mm）⊿2轉動零件端面至箱體內壁的距離⊿2=10~15，對于重型減速器應取大些b小齒輪的寬度由齒輪結構設計而定。軸承蓋結構型式分為凸緣式（用螺釘將蓋固定在箱體上）和嵌入式（用蓋的圓周凸緣嵌入軸承座孔的槽內固定）。軸承蓋軸承
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