(论文)二级圆柱齿轮减速器设计 说明书最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

减速器设计说明书 学院名称 ：专 业 ：机械工程及自动化班 级 ：姓 名 ： 学 号 ：指导教师 ： 设计任务书 第一章减速箱传动方案的拟定及说明 一、工作机器特征的分析 二、传动方案的拟定 第二章运动参数计算 一、电机的选择 二、传动比的分配 三、运动参数的计算 第三章各传动零件的设计计算 一、 齿轮的设计 二、 各轴的设计 三、联轴器的选择四、 轴承的选择与校核 五、 键的选择与校核 第四章减速箱的箱体设计 第五章减速器的润滑 第六章减速箱的附件 附录 附表一、 参考文献第一章减速箱传动方案的拟定及说明一、传动方案的拟定及说明由设计任务书可知：该减速箱的输入轴转速为1440r/min,输出轴转速为125r/min,所以其总的转动比为考虑到工作运输机工作平稳,减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。所以初步决定选用两级展开式圆柱齿轮减速器，这是两级减速器中应用最广的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。伸出轴上的齿轮常布置在远离轴伸出端的一边，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均匀现象。高速常用斜齿，低速可用斜齿或直齿。分析其有优缺点如下：优点： (1)、电动机与减速器是通过联轴器进行传动的，可以保证电机的转速就是第一根轴的转速，结构简单，成本低、可以传递较大扭矩。故在第一级（高速级）采用联轴器传动较为合理，如果转矩超过规定值安全联轴器即可自行断开或打滑，一保证机器的主要零件不致因过载而损坏。（2）、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（3）、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点：1）、凸缘联轴器对两轴对中性的要求很高，当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作情况恶化（2）、齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。第二章 运动参数计算 一、 电机的选择 1、选择电机型号： 按设计任务书要求，螺旋运输机是运送粉粒状物质，工作过程平稳，转向不变，故宜采用防尘的电机。根据课本表8-184介绍，Y 型电机为封闭扇风自冷式鼠笼转子三相异步电动机。该型号电机可以直接接入三相交流电网，寿命长，运转平稳，使用维修方便，而且体积小，重量轻，价格便宜，能防止灰尘侵入电机内部，适用于灰尘多，工作环境不太好的场合，故选用Y112M-4型电动机为原动机。 2、电动机功率的确定 由于该电动机按工作机的要求须长期连续运转，载荷变化小，在常温下工作， 故按电动机的额定功率等于或略大于所需功率来选择电动机。、减速器输入轴所需的功率 、电动机所需的输出功率为： kw 式中为联轴器的效率查表2-4取为0.99所以（3）、电动机的额定功率为：（4）电动机的转速为：；为输入轴转速为1440r/min综上，电动机的选择结果如下：型号额定功率(kw)满载转速(r/min)堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩重量(kg)Y112M-44.014402.22.247所选电机的外形如上图所示二、传动比的分配 1、 分配原则 、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。 、 使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。 、 使二级齿轮减速器中， 各级大齿轮的浸油深度大致相等， 以利实现油池润滑。 、 使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。设计内容计算及说明结果2、计算总传动比 i由式 ：电动机的转速 ：输出轴的转速.i=11.523、分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近的条件分配转动比，常取 -减速器高速级传动比 -减速器低速级传动比则44、检验i实=2.874=11.48 i=11.52并且，所求 Is、If 均在斜齿圆柱齿轮许可的范围i之内。合理三、运动参数的计算 由于减速器是通用减速器，大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应。 因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。 P, P,P_分别表示、轴输入功率（Kw） n,n,n分别表示、轴的转速（r/min） T,T,T分别表示、轴的扭矩（Nm）由(2-7)式可知：N=Pm联=40.99=3.96 KwN=N滚齿=3.960.990.97=3.80 kw =N滚齿=3.800.990.97=3.65 Kw由(2-6)式可知：n由(2-8)式可知：综上：轴号转速（r/min）功率（Kw）扭矩（N.m）I14403.9626.26II3603.80100.80III1253.65278.86第三章 各传动零件的设计计算一、齿轮的设计1、齿轮传动设计总体原则及分析： 根据如下（设计说明书所给的传动方案） 轴上作用着一对齿轮，为了减小轴所受的轴向力，应使轴轴向力方向相反，由于轴的 Z4 齿轮受力方向应与圆锥齿轮受力相反，故Z4 应为右旋；同理，Z3应为左旋，Z2 应为左旋，Z1为右旋。 高速级齿轮的转速较高，为改善接触条件及使受力均布，高速级齿轮Z1、Z2 的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。 为满足设计任务书之传动平稳的要求，齿轮的模数应取较小值，而适当增大齿轮的齿数，这样就能减小运动过程中的噪声、振动，使运转平稳。已知：，装 订 线 计 算 及 说 明结 果（一） 齿轮的设计与计算1.输入级齿轮的设计与计算（1）.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照设计要求，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）查机械设计表10-8，选用7级精度。3）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取实际转动比5）选取螺旋角。初选螺旋角（2）.按齿面接触强度设计按公式试算。1） 确定公式内的各计算数值 试选。 由机械设计图10-30选取区域系数。 由机械设计图10-26查得。小齿轮传递的转矩。 由机械设计表10-7选取齿宽系数。由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 。由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。接触疲劳寿命系数令工作寿命15年（设每天工作300天）两班制应力循环次数：由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数;计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.4，得 许用接触应力 2） 计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 计算圆周速度。 3计算齿宽b及模数。 计算纵向重合度。 计算载荷系数由机械设计表10-2查得使用系数；根据，7级精度，由图10-8查得；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮非对称布置时；由,查图10-13得；由表10-3查得。故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 计算模数。 （3）.按齿根弯曲强度设计由机械设计式（10-17） 1） 确定计算参数计算载荷系数。 根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数。 查取齿形系数与应力校正系数。由机械设计表10-5查得； ；由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ,计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由机械设计式10-12得 计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按国标GB/T13571987取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆来计算应有的齿数。于是由 取（4）.几何尺寸计算1）计算中心距 将中心距圆整为95mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大小齿轮的分度圆直径 4）计算齿轮宽度 圆整后取2.输出级齿轮的设计与计算（1）.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）查机械设计手册得二级减速器高、低速级中心距及总中心距的标准系列为95mm、132mm、227mm。所以取。为便于生产，试选，。由上可知所以 取，则其余参数与输入级齿轮相同。（2）.按齿面接触强度设计按公式试算。1）确定公式内的各计算数值由机械设计图10-26查得 ，则小齿轮传递的转矩。 其余参数与输入级齿轮相同。2）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 计算圆周速度。 计算齿宽b及模数。 计算纵向重合度。 计算载荷系数由机械设计表10-2查得使用系数；根据，7级精度，由图10-8查得；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮非对称布置时；由,查图10-13得；由表10-3查得。故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 计算模数。 （3）.按齿根弯曲强度设计由机械设计式（10-17） 2） 确定计算参数计算载荷系数。 根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数。 查取齿形系数与应力校正系数。由机械设计表10-5查得； ；其余参数与输入级齿轮相同。计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取.25，已可满足弯曲强度，同时也满足接触疲劳强度。由于已确定，于是有 取（4）.几何尺寸计算1）按圆整后的齿数修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。2）计算大小齿轮的分度圆直径 4）计算齿轮宽度 （二） 轴的设计与计算第一根轴的设计输入轴转速n1=1440r/min输入轴功率P1=3.96Kw T1= =1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角3.96Kw26.26Nm1440r/min38mm20螺旋角2求作用在齿轮上的力3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有4 联轴器的型号的选取由电动机的型号Y112M-4可知半联轴器的孔径为28mm又查表114-1,取Ka=1.5Tca=Ka*T1=1.5*26.26=39.39Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，综上查标准GB/T5843-2003（见表28-2），选用GY3 型凸缘联轴器，其公称转矩为112 Nm。半联轴器的孔径d1=25mm .固取d1-2=25mm半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的轮毂长度L1=44mm。 5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=29mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=32mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=42mmb 初步选择滚动轴承。考虑到既承受径向力，又承受轴向载荷故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据=30mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7006C型.c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=35mm d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm ，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm已知球轴承的宽度B=13mm小齿轮的轮毂长L=42 mm，则L3-4 =24mm 至此已初步确定轴的长度，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角取1.0mm 5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7007C型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=4287.5抗扭系数 =0.2=0.2=8575截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =26.26截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得1.885 =0.884轴性系数为 =0.85K=1+=1.73.K=1+（-1）=0.9所以 综合系数为： K=2.67K=1.18碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=18.7S82.4S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=6400抗扭系数 =0.2=0.2=12800截面左侧的弯矩M为 M=23674N.mm截面上的扭矩为 =26.26N.m截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =K=K=所以 综合系数为：K=3.25 K=2.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=22.86S56.64S=1.5 所以它是安全的二滚动轴承的计算轴承型号均为7006c，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。正装现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=335.3N FNV1=177NFNH2=1046.8N FNV2=350.5N 轴承所受径向力 取e=0.4所受的轴向力 452.36N151.6所以一压紧，2放松 插值计算的e1=0.435,e2=0.403故此时所以X=0.44 ,Y=1.288所以X=0.44,Y=1.393） 计算当量动载荷P，取=1.54） 验算轴承的寿命P1P2三连接的选择和计算1）对连接齿轮与轴的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据d=40mm从1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=36mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度l=L-b=36mm-10mm=26mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。根据1式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键10836 GB/T 1069-1979。2）对连接联轴器与轴的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。根据d=25mm从1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=36mm。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=36mm-8mm=28mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm。根据1式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键8736 GB/T 1069-1979。第二根轴的设计计算1. 选材选择轴的材料为45钢（调质），硬度为230HBS,2. 轴的结构设计根据零件的装配和定位，设计了如上的轴的结构。轴的最小直径c轴上要安装两个齿轮，在第二段，第四段分别都有一个键槽，故轴还应增大10%-15%.轴承的内径都是5的倍数，且考虑到所用轴承应该都相同故将其圆整为：由此取得各个直径值的大小如下：根据齿轮的齿宽，轴承的宽度，将各段的长度取值如下:3. 轴的力计算(1)两齿轮上各力的计算（2）垂直面的支反力(3)水平面的支反力4.做出轴的弯矩与扭矩图4. 校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩图，从中可以知道，在轴的第四段是危险截面，对此截面进行弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论计算:所以轴的直径符合强度要求。(二)轴承的选择与校核根据轴的设计，选择一对7007C轴承正装1）一对轴承中当量动载荷大的那个轴承危险。 求支反力FR1、FR2 由轴的设计可以知道；计算轴承的轴向载荷Fd1、Fd2由表13-7，70000C型轴承的内部轴向力为Fd=eFr，由表13-5得e=0.380.56，初定e=0.4(轴承1)，e=0.40(轴承2)Fd1=eFr1=0.40342136.8NFd2=eFr2=0.40260104NFd2+Fae=104+313=417N Fd1136.8N 轴承1压紧，轴承2放松。Fa1Fd2+Fae=417NFa2Fd2104N2)计算当量动载荷由手册查得7007C轴承：基本额定动载荷C=19.5kN，基本额定静载荷Co=14.2kN。由表13-5 Fa1/Co=417/14200=0.0293 得：e=0.4(与初选相同)。 Fa1/ Fr1417/3421.2 e=0.4，由表13-5查得：X=0.44，Y=1.4由表13-6，取载荷系数fp=1.5P1=fp(X Fr1+Y Fa1)=1.5(0.443421.4417)1101.42NFa2/Co=104/14200=0.007 得：e=0.40 (与初选相同) Fa2/ Fr2104/2600.40e，由表13-5查得：X=1，Y=0P2=fp(X Fr2+Y Fa2)=1.5260390N3)核验轴承寿命P1 P2 应以轴承1的当量动载荷P1为计算依据。由于齿轮的寿命是15年，由此可知，7007C轴承满足使用要求。（三）键的选择及强度计算选择A型普通平键，尺寸根据此处轴的直径及长度选择。强度计算，根据机械设计表6-2取安全。第三根轴的设计与计算1.计算基本参数 1 2作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 2.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，。调质处理。根据表15-3，取 ，于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取,则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002，选用GYS5 凸缘联轴器，其公称转矩为400000N.mm。半联轴器的孔径 L=60mm5. 轴的结构设计一轴的计算1）拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=39mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 60mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=58mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低，固选用角接触球轴承又根据d3-4=40mm 选 7008C c 取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=45mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取L6-7=68mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.070.1倍）这里取轴肩高度h=3mm.所以d5-6=51mm.轴的宽度b=1.4h,取轴的宽度为L5-6=10mm.L3-4=16，L2-3=40,L6-7=68,L7-8=34至此已初步确定轴得长度3) 轴上零件得周向定位齿轮半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d6-7=45mm 由 手册查得平键的截面 b*h=14*9*60 (mm)同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8*50.同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为2*45三轴的强度校核对于7008C型角接触球轴承，因此，作为简支梁的轴的跨距=109.5mm+59.5mm=169mm计算简图与弯矩图和扭矩图：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩的截面强度。根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转矩切应力为脉动循环变应力取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得=60MP。因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面，经判断，只需校核截面IV左右两侧即可。1、截面IV左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV左侧的弯矩M为 截面IV上的扭矩为 =278860截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得,.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得 =1.89，=1.28又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 =0.82，=0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4）为 由附图3-2的尺寸系数=0.67；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.82.轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为 又已知碳钢的特性系数 =010.2 ，取=0.1 =0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得 ，故可知其安全2、截面IV右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV左侧的弯矩M为 截面IV上的扭矩为 = 210896截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求=0.8，于得 =1.8 =0.8*1.8=1.44轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为 于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得 ，故可知其安全键的强度校核 根据式6-1 1）因为由前面已知轴与齿轮的键为=因此k=0.5h=0.5*9=4.5mm =110Mpa 轴的应力 可以使用（2）半联轴器与轴间的键 = k=0.5h=4mm轴的应力滚动轴承的寿命1、 寿命计算公式 因为C为基本额定动载荷，所以C=20KN轴的当量动载荷 因为在常温下 ，所以=1.00 微小冲击，所以=1.10由上图可算出 取e=0.4所以,又所以 由此可算出当量动载荷PN验算表明设计的轴承所承受的力远远小于极限应力第四章 减速器的箱体设计一、箱体（箱盖）的分析 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。二、箱体（盖）的材料 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。 为制造方便,箱体设计成直壁形式（见箱体图） 三、箱体的设计计算（参照【4】*P15） 参考设计手册表11（铸铁减速器箱体结构尺寸），初步取如下尺寸：箱座壁厚：，取，箱盖壁厚：，取，箱体凸缘厚度：箱座，箱盖，箱底座加强肋厚度：箱座，箱盖，地脚螺栓直径：，取常用值，型号为：螺栓GB57822000 M1660 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T931987 16地脚螺栓数目：取轴承旁联接螺栓直径：，取常用值,型号为：螺栓GB/T57822000 M1280 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T9387 12箱盖，箱座联接螺栓直径： ，型号为：螺栓GB/T57822000 M635 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T9387 6螺栓间距检查孔盖螺钉直径齿轮顶圆至箱体内壁的距离：，取齿轮端面与箱内壁