礦用單軌吊車驅(qū)動(dòng)減速器部分的設(shè)計(jì)【說明書+CAD】

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But because the present our country produces monorails factory not to be many, the product is unitary, the diode current capacity is not big, the life is short, serious influence domestic product monorails application promotion. This we choose monorails graduation project, was while refers to domestic and foreign former monorails design mentality to carry on the structure optimization and the technological innovation to it, made every effort to solve the diode current capacity not to be big, the life short question, increased the domestic product monorails market competitiveness Our monorails design uses the whole to separate, cooperates mutually, finally combines team design method. I in monorails design primary cognizance reduction gears design, I design the reduction gear is the third-level column helical gear reduction gear, through consults reduction gears design information, I according to the first overall design to carry on the structural design and the intensity, the rigidity, the life examination again to various part, after satisfying the structure and the operation requirements, carries on the final assembly drawing the plan. Through teachers tender guidance and myself diligent design, qualified complete own design finally on time, completes for ours monorails overall design makes the proper contribution.Keywords: Monorail; Innovation; Reduction gear; Examination目 錄摘要I1緒論11.1減速器的國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況11.2本課題的研究?jī)?nèi)容21.2.1設(shè)計(jì)課題:21.2.2 設(shè)計(jì)要求21.3 研究本項(xiàng)目的和意義32. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)32.1概述32.1.1. 傳動(dòng)裝置的組成32.1.2. 傳動(dòng)裝置的特點(diǎn)32.1.3. 確定傳動(dòng)方案32.2.電動(dòng)機(jī)的選擇42.3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比62.4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)62.4.1電機(jī)傳遞到各個(gè)軸的功率62.4.2 各軸上的轉(zhuǎn)速72.4.3各軸上的扭矩72.5.齒輪的設(shè)計(jì)82.5.1 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算82.5.2. 第二級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算152.5.3. 第三級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算212.6. 傳動(dòng)軸和滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)272.6.1 輸入軸的強(qiáng)度校核272.6.2 中間傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核362.6.3 中間傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核462.6.4 輸出軸的強(qiáng)度校核562.6.5 輸出軸的剛度度校核642.6.6.鍵的選取662.6.7 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)673. 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)673.1 箱體的設(shè)計(jì)要求673.2 箱體附件的設(shè)計(jì)683. 3潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)714. 設(shè)計(jì)小結(jié)725. 參考文獻(xiàn):73致 謝74附錄7582 1緒論1.1減速器的國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況一般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機(jī)械無級(jí)變速機(jī)等等。國(guó)內(nèi)的減速器多以齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動(dòng)比大而機(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點(diǎn)，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長(zhǎng)。國(guó)內(nèi)使用的大型減速器（500kw以上），多從國(guó)外進(jìn)口。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動(dòng)、擺線針輪傳動(dòng)、諧波傳動(dòng)等減速器具有傳動(dòng)比大，體積小、機(jī)械效率高等優(yōu)點(diǎn)。但受其傳動(dòng)的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動(dòng)的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動(dòng)比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。90年代初期，國(guó)內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動(dòng)齒輪傳動(dòng)的減速器，它可實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結(jié)構(gòu)，故使功率/體積比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學(xué)研制成功的內(nèi)平動(dòng)齒輪減速器不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點(diǎn)外，還有著大的功率/或體積比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點(diǎn)，處于國(guó)內(nèi)領(lǐng)先地位。1.2本課題的研究?jī)?nèi)容1.2.1設(shè)計(jì)課題:展開式圓柱斜齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),減速器小批量生產(chǎn),使用期限3年(365天/年)每天工作8小時(shí),運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V三級(jí)圓柱斜齒輪減速器的設(shè)計(jì)內(nèi)容主要有：(1)傳動(dòng)方案與傳動(dòng)比的選取與各級(jí)的分配 (2)電機(jī)的選擇與計(jì)算 (3)傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì)與校核 (4)傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度剛度校核 (5)軸承的選取與校核 (6)箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.2.2 設(shè)計(jì)要求 在滿足使用要求的前提下，是制造成本最低，從以下幾個(gè)方面綜合考慮：(1) 簡(jiǎn)化每個(gè)零件的形狀，使機(jī)器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單；(2) 合并零件的功能，減少零件的種類與數(shù)量；(3) 應(yīng)用新結(jié)構(gòu)、新工藝、新材料、產(chǎn)品的可靠性；(4) 分解部件，研究其裝配、組裝的最簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)；(5) 對(duì)相似零件進(jìn)行分組；(6) 對(duì)相似產(chǎn)品按標(biāo)準(zhǔn)數(shù)序列進(jìn)行產(chǎn)品系列化分析；(7) 實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品零件的通用化和標(biāo)準(zhǔn)化；(8)減速器裝配圖一張(A0)，軸、齒輪，箱體零件圖數(shù)張(A3)。設(shè)計(jì)說明書一份。1.3 研究本項(xiàng)目的和意義通過這次礦用單軌吊車設(shè)計(jì)中減速器部分的設(shè)計(jì)，對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更深的了解。使我們所學(xué)的內(nèi)容更好的應(yīng)用到實(shí)踐中，對(duì)我們以后的工作有很好的幫助。通過這次的畢業(yè)設(shè)計(jì)，我們對(duì)單軌吊車中減速器的結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì)思路也有了比較全面地了解，鍛煉了我們對(duì)大型設(shè)備設(shè)計(jì)能力和團(tuán)隊(duì)協(xié)作的良好品質(zhì)。經(jīng)過我們的共同努力，我們完成的礦用單軌吊車的畢業(yè)設(shè)計(jì)為我國(guó)的礦用單軌吊車的設(shè)計(jì)生產(chǎn)應(yīng)用做出了一定貢獻(xiàn)。2. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)2.1概述2.1.1. 傳動(dòng)裝置的組成 傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.1.2. 傳動(dòng)裝置的特點(diǎn) 齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。2.1.3. 確定傳動(dòng)方案 考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大， 其傳動(dòng)方案如下： 圖一:(傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖)初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。傳動(dòng)裝置的總效率為第一對(duì)軸承的效率，為第二對(duì)軸承的效率，為第三對(duì)軸承的效率，為每對(duì)齒輪嚙合傳動(dòng)的效率（齒輪為7級(jí)精度，油脂潤(rùn)滑.因是薄壁防護(hù)罩,采用閉式效率計(jì)算)。2.2.電動(dòng)機(jī)的選擇電機(jī)選擇YB132M-4型號(hào)，滿載轉(zhuǎn)速n=1440 r/min,功率為7.5 KW，則驅(qū)動(dòng)輪的轉(zhuǎn)速由于驅(qū)動(dòng)單軌吊車的最高速度為1.6 m/s,則驅(qū)動(dòng)輪的直徑 。電動(dòng)機(jī)的外形及參數(shù)如下：中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FGD132550375490216 1781236 8010 41方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率Pkw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速參考價(jià)格（元）傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1491YB132M-4751500144010002.3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比由設(shè)計(jì)要求和使用要求來確定各項(xiàng)參數(shù)（1）總傳動(dòng)比：總傳動(dòng)比i=14.9（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比分配傳動(dòng)比2.4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)2.4.1電機(jī)傳遞到各個(gè)軸的功率一對(duì)齒輪傳遞的效率，一對(duì)滾動(dòng)軸承，聯(lián)軸器2.4.2 各軸上的轉(zhuǎn)速2.4.3各軸上的扭矩運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸7.5048.7414401軸7.357.05848.74159.7114402軸7.0586.778159.71249.23422.043軸6.7786.509249.23643.22259.724軸6.5096.315643.22643.2296.642.5.齒輪的設(shè)計(jì)2.5.1 第一級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪材料，熱處理及精度選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 方案如下：小齒輪1材料用S34CrNiMo（調(diào)質(zhì)） 材料品質(zhì)MX，硬度為248HBS，大齒輪2材料ZG35CrMo（調(diào)質(zhì)）材料品質(zhì)ME,硬度為179-241HBS,二者硬度之差為35HBS。初選螺旋角，初選小齒輪的齒數(shù)17，大齒輪的齒數(shù)取58按GB/T100951998，選擇7級(jí)精度，齒根噴丸強(qiáng)化。初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸（1）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）確定各參數(shù)的值:試選查機(jī)械設(shè)計(jì)課本第八版（以下課本都指該課本）圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) 并由課本圖10-26 則由課本公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)6014401(33658）=7.568610h2.221810h (為齒數(shù)比,即)查課本10-19圖得：KHN1=1.11 KHN2=1.07齒輪的疲勞強(qiáng)度極限查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得: 許用接觸應(yīng)力 查課本由表10-6得：材料的彈性影響系數(shù)=188.9MP 由表10-7得: =95.510=4.874Nmm2）設(shè)計(jì)計(jì)算小齒輪的分度圓直徑=計(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬b和模數(shù)計(jì)算齒寬b b=計(jì)算摸數(shù) 初選螺旋角=24=計(jì)算齒寬與高之比齒高h(yuǎn)=2.25=2.252.18=4.9計(jì)算縱向重合度計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù)V=3.2325m/s，齒輪精度為7級(jí)精度，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版（機(jī)械工業(yè)出版社）第四卷35.2-12式動(dòng)載系數(shù) 查手冊(cè)表35.2-28得K的計(jì)算公式:小齒輪為懸臂支承，精度等級(jí)7K= =1.17+0.181+6.7()+0.471024.695=1.727查課本由圖10-13得: K=1.15查課本由表10-3 得:=1.1故載荷系數(shù): KK K K K =11.181.11.727=2. 23按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=40.5=47.3計(jì)算模數(shù)4. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式一、 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1、 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩48.74Nm 確定齒數(shù)z因?yàn)槭擒淉X面，故取2、計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos17/ cos2417.52 zz/cos58/ cos2459.773、 初選齒寬系數(shù) 按懸臂布置，由表查得0.554、 初選螺旋角 初定螺旋角 245、 載荷系數(shù)K6、 查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由表10-5得:齒形系數(shù)Y2.97 Y2.28 應(yīng)力校正系數(shù)Y1.52 Y1.737、 計(jì)算大小齒輪的 查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限小齒輪 大齒輪查課本由表圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.95 K=0.98 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用.二、 設(shè)計(jì)計(jì)算 計(jì)算模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2.5mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=47.3來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z=17.3 取z=17那么z=3.417=58 幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距 a=102.62將中心距圓整為103按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑d=46.7d=159.3計(jì)算齒輪寬度B=取 2.5.2. 第二級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 材料：第二級(jí)小齒輪選用S34CrNi3Mo鋼(調(diào)質(zhì)),品質(zhì)等級(jí)ML，齒面硬度為小齒輪248HBS 取小齒齒數(shù)=32；大齒輪選用ZG310570(正火),品質(zhì)等級(jí)MQ，齒面硬度為163197HBS，z=1.62532=52。齒輪精度:按GB/T100951998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。 （1）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選=1.5查課本由圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.32 試選,并由課本圖10-26查得=0.758 =0.765 =0.758+0.765=1.523由課本公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N=60njL=604221(38365)=2.21810 N=1.36510查課本 10-19圖得接觸疲勞壽命系數(shù)K=1.075 K= 1.09查課本由圖10-21d與圖10-21c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力=1.09298=324.82432.5查課本由表10-6得查材料的彈性影響系數(shù)Z=188.9MP由表10-7得選取齒寬系數(shù) T=95.510=95.5107.058/422=1.5971N.mm =81.92） 計(jì)算圓周速度 1.8093） 計(jì)算齒寬b=d=0.9584.18=77.814） 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25m=2.252.34 =5.27 =77.81/5.27=14.815）計(jì)算縱向重合度6）計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù)K=1 。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)35.2-12式 查手冊(cè)表35.2-28得K的計(jì)算公式:小齒輪為非對(duì)稱支承，精度等級(jí)7K=1.17+0.181+0.6()+0.4710b =1.17+0.181+0.6(79.97/84.18)+ 0.471079.97=1.485查表選取各數(shù)值 K=1.35 K=K=1.1故載荷系數(shù)K=11.131.11.485=1.8467） 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=81.9計(jì)算模數(shù)(2）. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)1) 確定公式內(nèi)各參數(shù) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩159.72Nm 確定齒數(shù)z因?yàn)槭擒淉X面，故取傳動(dòng)比誤差uz/ z52/321.625i0.0325，允許 初選齒寬系數(shù) 按對(duì)稱布置，由表查得0.95初選螺旋角 初定螺旋角24載荷系數(shù)K 當(dāng)量齒數(shù) 查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)查課本由表10-5得: 計(jì)算大小齒輪的 Y10.80查課本由和圖10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.95 K=0.98 S=1.4= 計(jì)算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算.A. 計(jì)算模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2.5mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=87.77mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).z=32.07 取z=32 z=1.62532=52 初算主要尺寸計(jì)算中心距 a=114.9將中心距圓整為115 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正 分度圓直徑 d=87.6d=142.4 計(jì)算齒輪寬度取 2.5.3. 第三級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算材料：第三級(jí)小齒輪選用35CrMn鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為小齒輪207269HBS，品質(zhì)等級(jí)ML,取小齒齒數(shù)=16；大齒輪選用ZG310（正火），齒面硬度163197HBS,品質(zhì)等級(jí)ME, z=2.6875=43 齒輪精度：按GB/T100951998，選擇8級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。(1) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選K=1.6 查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.32試選,查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)圖23.2-10=0.66,查圖23.2-11 =1.25 =0.66+1.25=1.91應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njL=60259.71(38365)=1.3610 N=0.50810由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=1.1 K= 1.13 查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1.05,則接觸疲勞許用應(yīng)力= =1.13445=502.85520.7查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=188.9MPa選取齒寬系數(shù).2 T=95.510=95.5106.778/259.7=2.4925=2.4925N.mm =69.672) 計(jì)算圓周速度 0.9473) 計(jì)算齒寬b=d=1.269.67=83.64) 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25m=2.253.98 =8.96 =83.6/8.96=7.785) 計(jì)算縱向重合度6) 計(jì)算載荷系數(shù)K使用系數(shù)K=1 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)35.2-12式=1+()=1.03查手冊(cè)表35.2-28得K的計(jì)算公式:小齒輪為對(duì)稱支承，精度等級(jí)7K=1.17+0.18()+0.4710b =1.17+0.18(83.6/69.67)+ 0.471083.6=1.468查表選取各數(shù)值 K=1.35 K=K=1.1故載荷系數(shù)K=11.031.11.468=1.667) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=69.678) 計(jì)算模數(shù)(2) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩249.25Nm 確定齒數(shù)z取16， 2.68751643 初選齒寬系數(shù) 按對(duì)稱布置，由表查得1.2初選螺旋角 初定螺旋角24載荷系數(shù)KK=11.031.11.3581.54當(dāng)量齒數(shù) /cos16/ cos2421.0 /cos43/ cos2456.4由課本表10-5查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) 計(jì)算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.98 K=0.95 S=1.4= 計(jì)算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算.計(jì)算模數(shù)對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=4mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=70.5來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).z=16.01 取z=16z=2.687516=43 初算主要尺寸計(jì)算中心距 a=129.2將中心距圓整為129 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正 分度圓直徑 d=69.97d=188 計(jì)算齒輪寬度取 2.6. 傳動(dòng)軸和滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)2.6.1 輸入軸的強(qiáng)度校核已求出輸入軸的功率，轉(zhuǎn)速扭矩(1) 求作用在齒輪上的力 齒輪軸上的圓周力因已求得小齒輪的分度圓的直徑為而齒輪上的圓周力齒輪軸上的徑向力齒輪軸上的軸向力 受力圖如圖2-1所示(2) 初步確定軸的最小直徑先按機(jī)械設(shè)計(jì)第八版課本公式15-2初步估算軸的最小直徑。初選軸的材料為35號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)下表查取值 表2-1 軸常用幾種材料的及值軸的材料Q235-AQ275 35(1Cr18Ni9Ti)4540Cr 35SiMn 38SiMnMo 3Cr13152520352535355514912613511212610311297取0，于是得輸入軸的最小直徑顯然是安裝齒輪的直徑，小齒輪與軸靠普通單鍵連接，所以軸的直徑應(yīng)增大7%-10%，所以軸的最小直徑應(yīng)為為了使所選的軸的直徑與齒輪孔徑相適應(yīng)取軸的最小直徑為24mm。(3) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬訂軸上零件的裝配方案，現(xiàn)選用圖2-1所示的裝配方案。圖2-1 輸入軸上的零件布置2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 為了滿足小齒輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑=40mm,為了裝配需要，取 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承32011X2，尺寸為右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得32011X2的定位軸間高度因此，取。 安裝右側(cè)軸承的軸段長(zhǎng)，聯(lián)軸器與軸的左端采用內(nèi)孔平鍵連接，內(nèi)孔直徑為36.7mm長(zhǎng)85mm。 確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖2-1(4) 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取 a值。對(duì)于32011X2型的圓錐滾子軸承，查得a=22.5。因此，作為簡(jiǎn)支梁的支承跨度為37.5mm。根據(jù)軸的計(jì)算圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的彎矩圖和扭矩圖確定危險(xiǎn)界面。計(jì)算過程如下：計(jì)算支承反力，畫出水平面、垂直面受力圖、彎矩圖。如圖2-2水平面：（方向向外）（方向向里）垂直面：，（方向向下） （方向向上） 圖2-2(5) 軸承的校核根據(jù)已知軸徑和工作條件，已初選軸承的型號(hào)32011X2，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第四版查得 Cr=63800N, e=0.31 Y=1.91) 計(jì)算兩軸承的內(nèi)部軸向力及軸向載荷兩軸承受力 因?yàn)樗?)計(jì)算兩軸的當(dāng)量載荷軸承：故由表查得工作中有輕微沖擊，故，=1.1N軸承：,由表查得：工作中有輕微沖擊，故3) 計(jì)算軸承壽命因?yàn)?，按?jì)算滿足要求。(6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。校核軸上承受的最大彎拒與扭矩的截面，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)變力 ，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為35鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得，因此，故安全。(7) 精確計(jì)算軸的疲勞強(qiáng)度 1）判斷危險(xiǎn)截面截面：有圓角與配合引起的應(yīng)力集中，又由鍵槽引起的應(yīng)力集中并由于軸徑最小故截面為一危險(xiǎn)截面。截面受到的彎矩最大及軸承裝配過程中引起的應(yīng)力集中故截面為另一危險(xiǎn)截面。 2）校核危險(xiǎn)截面 校核截面I抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩 截面上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭矩切應(yīng)力 軸材料為35調(diào)質(zhì)處理，由表知；截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 按表查得：經(jīng)插值法可查得 由表查尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即：碳鋼的特性系數(shù) 故截面可知安全 校核截面截面的抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)受到的彎矩 扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按表查得由插值法得由表查得尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即碳鋼特征系數(shù) 故可知截面安全2.6.2 中間傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核已求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、扭矩(1) 求作用在齒輪上的力因已求得軸上大齒輪的分度圓上直徑為而 小齒輪上的分度圓上的直徑為而 大齒輪圓周力，徑向力，軸向力；小齒輪圓周力，徑向力，軸向力，方向如圖所示。(2) 初步確定周的最小直徑 先按機(jī)械設(shè)計(jì)第八版370頁(yè)公式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為20鋼，正火加回火處理。根據(jù)表2-1，取，于是得 取 中間軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑。為了使所選軸的直徑與軸承的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取軸承的型號(hào)。(3) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 擬定軸上的零件的裝配方案本題的裝配方案經(jīng)分析比較，先選用圖2-3的裝配方案。 圖2-32) 根據(jù)軸向定位要求與裝配尺寸確定周的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿足軸承的軸向定位要求，1-1軸段右側(cè)需指出一軸肩。故2-3段的直徑=42mm,軸承與軸采用過盈配合。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=35mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初選0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度的單列圓錐滾子軸承32207，其尺寸為 故，而。取安裝齒輪處的直徑處的軸段2-3的直徑，大齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位。3)軸上零件的周向定位軸承與軸的周向定位均采用過渡配合來保證。此處選軸的直徑尺寸公差為K6。齒輪與軸的周向定位均采用花鍵連接。4)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖2-3(4) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2-3）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于32207型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=17.35mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖2-4）水平面：（方向向里）（方向向外）垂直面：，（方向向下） （方向向上） 圖2-4(5) 軸承的校核根據(jù)已知軸徑和工作條件，已初選軸承的型號(hào)32207，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第四版查得 Cr=70.5N, e=0.37 Y=1.61) 計(jì)算兩軸承的內(nèi)部軸向力 軸承的受力,附加軸向力 因?yàn)樗?) 計(jì)算兩軸的當(dāng)量載荷軸承：故由表查得工作中有輕微沖擊，故，=1.1軸承：,由表查得：工作中有輕微沖擊，故3) 計(jì)算軸承壽命因?yàn)椋从?jì)算滿足要求。(6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。校核軸上承受的最大彎拒與扭矩的截面，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)變力 ，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為20鋼，正火加回火處理，由表查得，因此，故安全。(7) 精確計(jì)算軸的疲勞強(qiáng)度1） 判斷危險(xiǎn)截面截面處有花鍵和裝配應(yīng)力集中，所受彎矩最大，所以截面為一危險(xiǎn)截面。截面處有圓角和裝配應(yīng)力，又軸徑最小，故截面為另一危險(xiǎn)截面。（2）校核危險(xiǎn)截面 校核截面I抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩 截面上的扭矩 由表查得20鋼的主要力學(xué)性能：因20鋼為低碳鋼，所以 為扭轉(zhuǎn)時(shí)的平均應(yīng)力折合為應(yīng)力幅的等效系數(shù)花鍵處的有效應(yīng)力集中系數(shù)查表得軸采用車削加工，則查表得加工表面狀態(tài)系數(shù) 由軸的材料和軸徑的大小查得絕對(duì)尺寸影響系數(shù)則由公式 軸上配合零件邊緣的綜合影響系數(shù)齒輪與軸采用間隙配合，由表按插值法查得 分別取最大值則 則由公式 得 =結(jié)論： 軸的強(qiáng)度滿足要求。 校核截面抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩 截面上的扭矩 由表查得20鋼的主要力學(xué)性能：因20鋼為低碳鋼，所以 為扭轉(zhuǎn)時(shí)的平均應(yīng)力折合為應(yīng)力幅的等效系數(shù)花鍵處的有效應(yīng)力集中系數(shù)查表得軸采用車削加工，則查表得加工表面狀態(tài)系數(shù) 由軸的材料和軸徑的大小查得絕對(duì)尺寸影響系數(shù)則由公式 軸上配合零件邊緣的綜合影響系數(shù)齒輪與軸采用間隙配合，由表按插值法查得 分別取最大值則 則由公式 得 =結(jié)論： 軸的強(qiáng)度滿足要求。2.6.3 中間傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核已求出軸上的功率、轉(zhuǎn)速、扭矩(1) 求作用在齒輪上的力因已求得軸上大齒輪的分度圓上直徑為而 小齒輪上的分度圓上的直徑為而 大齒輪圓周力，徑向力，軸向力；小齒輪圓周力，徑向力，軸向力，方向如圖所示。(2) 初步確定周的最小直徑 先按機(jī)械設(shè)計(jì)第八版370頁(yè)公式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，正火加回火處理。根據(jù)表2-1，取，于是得 小齒輪與軸靠?jī)蓚€(gè)雙圓頭平鍵連接，所以軸徑應(yīng)增加10%-15%，取15%，則軸的最小直徑為 中間軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑。因?yàn)檩S的長(zhǎng)度很長(zhǎng)，若采用一對(duì)圓錐滾子滾子軸承則跨度太大，所以增加一個(gè)雙列圓錐滾子軸承，以保證徑向載荷分布均勻，選擇雙連軸承型號(hào)352208X2。(3) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 擬定軸上的零件的裝配方案整個(gè)軸上配合的零件有兩齒輪和三個(gè)軸承，因此若將該軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為一階梯軸則加工過于復(fù)雜并造成應(yīng)力集中而難以滿足其強(qiáng)度要求，而光軸的加工容易，應(yīng)力集中源少，所以設(shè)計(jì)該軸為光軸?，F(xiàn)選用圖2-5 的裝配方案。2) 根據(jù)軸向定位要求與裝配尺寸確定周的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿足軸上零件的軸向定位要求，設(shè)計(jì)均采用軸套來保證。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并為了使所選軸的直徑與軸承的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取軸承的型號(hào)。由軸承產(chǎn)品目錄中初選0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度的單列圓錐滾子軸承33208。，其尺寸為 ，該軸為光軸故軸的直徑均為40 mm。 3)軸上零件的軸向定位軸承與軸的軸向定位均采用過渡配合來保證。此處選軸的直徑尺寸公差為K6。齒輪與軸的周向定位均采用花鍵連接。4)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為。(4) 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖2-5）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于33208型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得a=20.8 mm。雙列圓錐滾子軸承簡(jiǎn)化支點(diǎn)為雙列圓錐滾子軸承的形心。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖2-6） 圖2-6因增加了一雙列圓錐滾子軸承，故此軸簡(jiǎn)化為一超靜定梁，需增加一個(gè)變形關(guān)系方程來求解軸上受力。因軸在雙列圓錐滾子軸承處撓度為零可找出此處的撓度關(guān)系水平面：（方向向里）（方向向外）垂直面：列梁在雙列圓錐滾子軸承的撓度方程 由 得 ，（方向向下） （方向向上）(5) 軸承的校核根據(jù)已知軸徑和工作條件，已初選軸承的型號(hào)33208，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第四版查得 Cr=105N, e=0.36 Y=1.71) 計(jì)算兩軸承的內(nèi)部軸向力 兩軸承受力附加軸向力因?yàn)樗?) 計(jì)算兩軸的當(dāng)量載荷軸承：故由表查得工作中有輕微沖擊，故，=1.1N軸承：,由表查得：工作中有輕微沖擊，故3) 計(jì)算軸承壽命因?yàn)?，按?jì)算滿足要求。(6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度。校核軸上承受的最大彎拒與扭矩的截面，軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)變力 ，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為20鋼，正火加回火處理，由表查得，因此，故安全。(7) 精確計(jì)算軸的疲勞強(qiáng)度1） 判斷危險(xiǎn)截面截面處有平鍵和裝配應(yīng)力集中，并所受彎矩最大，所以截面為一危險(xiǎn)截面。2）校核危險(xiǎn)截面I抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩 截面上的扭矩 由表查得45鋼的主要力學(xué)性能：因20鋼為低碳鋼，所以 為扭轉(zhuǎn)時(shí)的平均應(yīng)力折合為應(yīng)力幅的等效系數(shù)花鍵處的有效應(yīng)力集中系數(shù)查表得軸采用車削加工，則查表得加工表面狀態(tài)系數(shù) 由軸的材料和軸徑的大小查得絕對(duì)尺寸影響系數(shù)則由公式 軸上配合零件邊緣的綜合影響系數(shù)齒輪與軸采用間隙配合，由表按插值法查得 分別取最大值則 則由公式 得 =結(jié)論： 軸的強(qiáng)度滿足要求。2.6.4 輸出軸的強(qiáng)度校核已經(jīng)求出輸入軸的功率KW，轉(zhuǎn)速扭矩(1) 求作用在齒輪上的力齒輪軸上的圓周力因已求得齒輪的分度圓的直徑為而齒輪上的圓周力齒輪軸上的徑向力齒輪軸上的軸向力 受力圖如圖2-1所示(2) 初步確定軸的最小直徑初選軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。輸出軸的最小直徑顯然是連接聯(lián)軸器的直徑，聯(lián)軸器與軸靠圓頭平鍵連接，根據(jù)選取的聯(lián)軸器的尺寸數(shù)據(jù)，取軸的最小直徑為。(3) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬訂軸上零件的裝配方案，現(xiàn)選用圖2-7所示的裝配方案。 圖2-72）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。 為了滿足齒輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑=85mm,為了軸承裝配需要，取 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，在此基礎(chǔ)之上為了達(dá)到增強(qiáng)徑向支承的目的，在周3-4段上增加一個(gè)圓柱滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承33217，尺寸為右端滾動(dòng)軸承采用軸肩及軸套進(jìn)行軸向定位。由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軸承單行本（化學(xué)工業(yè)出版社）上，表39.2-23查得33217的定位軸肩高度因此，取。 安裝右側(cè)軸承的軸段長(zhǎng)，聯(lián)軸器與軸的右端采用平鍵連接。 確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角為各軸肩處的圓角半徑見圖27(4) 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取 a值。對(duì)于33217型的圓錐滾子軸承，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軸承單行本（化學(xué)工業(yè)出版社）查得a=36.9。如圖，在受力及彎矩計(jì)算過程中，將右側(cè)兩軸承（圓柱滾子軸承根圓錐滾子軸承）看成是一個(gè)支承點(diǎn)。因此，作為簡(jiǎn)支梁的支承跨度為178.04mm。根據(jù)軸的計(jì)算圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的彎矩圖和扭矩圖確定危險(xiǎn)界面。計(jì)算過程如下：計(jì)算支承反力，畫出水平面、垂直面受力圖、彎矩圖。如圖2-8 圖2-8水平面：垂直面：，聯(lián)軸器由于制造和安裝誤差所產(chǎn)生的附加圓周力（方向不定）求產(chǎn)生的支反力：，(5) 軸承的校核根據(jù)已知軸徑和工作條件，已初選軸承的型號(hào)33217，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)軸承單行本（化學(xué)工業(yè)出版社）查得 Cr=282000N, e=0.42 Y=1.41) 計(jì)算兩軸承的內(nèi)部軸向力及軸向載荷因?yàn)樗?) 計(jì)算兩軸的當(dāng)量載荷軸承：工作中有輕微沖擊，=1.1N軸承：工作中有輕微沖擊，故,故由機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)第二版（化學(xué)工業(yè)出版社）表6-1-20查得3) 計(jì)算軸承壽命因?yàn)?，按?jì)算滿足要求。(6) 精確計(jì)算軸的疲勞強(qiáng)度 1）判斷危險(xiǎn)截面截面：有圓角與配合引起的應(yīng)力集中，又由鍵槽引起的應(yīng)力集中并由于軸徑最小故截面為一危險(xiǎn)截面。截面受到的彎矩最大及齒輪裝配過程中引起的應(yīng)力集中故截面為另一危險(xiǎn)截面。 2）校核危險(xiǎn)截面 校核截面I截面I的抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面I左側(cè)受到的彎矩 扭矩 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按表查得由插值法得由表查得尺寸系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù)為 校核截面截面的抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)受到的彎矩 扭矩 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按表查得由插值法得由表查得尺寸系數(shù) 表面質(zhì)量系數(shù)為 2.6.5 輸出軸的剛度度校核因?yàn)檩敵鲚S的轉(zhuǎn)矩最大，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、加工精度和表面質(zhì)量要求較高，故只需校核該軸的剛度即可。(1) 軸的彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算。 由于該軸為階梯軸，計(jì)算精度要求不高，可選擇使用當(dāng)量直徑法做近似計(jì)算。確定各項(xiàng)參數(shù) L=110mm則軸的彎曲剛度條件為： 撓度： 偏轉(zhuǎn)角：式中 x=31.75mm a=31.75mm b=78.25mm (2) 軸的扭轉(zhuǎn)剛度的校核計(jì)算。故軸的剛度符合要求。2.6.6.鍵的選取 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) d1=24 d3=40 d4=80查表6-1?。哼x鍵尺寸 b1=8 h1=7 l1=40 b3=12 h3=8 l3=56 b4=22 h4=14 l4=70取鍵標(biāo)記為：鍵1：87 A GB/T1096-1979 鍵3：128 A GB/T1096-1979鍵4：2214 A GB/T1096-19792.6.7 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)(1) 類型選擇.為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器.(2) 載荷計(jì)算.公稱轉(zhuǎn)矩：T=9550=9550=48.74查課本,選取所以轉(zhuǎn)矩 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選取HTLA4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩100Nm3. 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.1 箱體的設(shè)計(jì)要求單軌吊減速器的箱體采用鑄造（ZG）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪配合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便.3.2 箱體附件的設(shè)計(jì)(1) 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固(2) 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。(3) 通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.(4) 蓋螺釘：?jiǎn)⑸w螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.(7) 位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配