机械设计课程设计二级减速器

1、机械设计基础课程设计计算说明书系 专业 班设计者指导老师2011 年 5 月 21 日一、设计任务书 (2)二、电动机的选择 (3)三、计算传动装置的运动和动力参数 (4)四、传动件设计(齿轮) (6)五、轴的设计 (10)六、滚动轴承校核 (17)七、连接设计 (19)八、减速器润滑及密封 (19)(23)九、箱体及其附件结构设计 (20) 十、设计总结 (22)一、参考资料设计内容设计任务书结果计算及说明一、设计任务书设计题目 4 ：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1、系统简图滚筒联轴器减速器输送带2、工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限 5

2、 年，输送带速度容许误差为5%。3、原始数据已知条件题号D1D2D3D4D5D6输送带拉 力 F（N ）1.6 1031.8 103321032.2 1032.4 1032.6 103输送带速 度v（ m/s ）1.01.10.90.91.21.0滚筒直径D（mm）400350300300300300注：小组成员按次序选题，本设计所选题号为 D5 。4、传动方案的分析带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器, 再经联轴器将动力传至输送机滚筒 ,带动输送带工作。传动系统中采用两级 展开式圆柱齿轮减速器， 其结构简单， 但齿轮相对轴承位置不对称， 因此 要求轴有较大的刚度，高速级和

3、低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。设计内容计算及说明结果电动二、电动机的选择机的1、类型选择电动机的类型根据动力源和工作条件, 选用 Y 系列封闭式三相异步电动选择机。2、功率选择(1) 工作机主轴所需功率 PWFvPW =1000式中， F 1.6103 N ， v 1.0m s ，代入上式得：1.6103 1.0PW1.6kWPwkW 1.6 kW ；1000(2) 电动机所需功率 Pd电动机所需功率为：Pdpw从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为242联轴器 轴承齿轮 卷筒查2 表 11-9 ：联轴器传动效率(2 个) 联轴器 0.99轴承传动效率 (4对) 轴承 0.98 ，齿轮传

4、动效率( 8级 2 对) 齿轮 0.97，滚筒传动效率( 1个) 卷筒 0.96 ，则： =0.99 2 0.9840.972 0.96=0.817 ，0.817Pw1.61.96kW ；Pd1.96kWPdwd 0.817(3) 电动机额定功率 Pm选取电动机额定功率 Pm，使 Pm (1: 1.3)Pd ，设计内容查2 表 20-5 取 Pm 2.2kw ；计算及说明3 、电动机转速选择 根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为：60 1000v 60 1000 1.0nwD 400 48r min ，查2 推荐二级圆柱齿轮减速器传动比为：i 840；故电动机转速为：nm i nw (8 :

5、40) 48 (384 : 1920) r min3 、电动机型号选择符合这一范围的转速有： 750r min 、1000 r min 、1500 r min 三 种,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选用同 步转速为 1000r min 的电动机作为原动机。型号额定功率kW满载时额定转速Nm质量 kg转速 ndr min电流 A (380V)效率功率因数Y112M-62.29405.680.50.742.045根据电动机类型、容量和转速，查 2 表 20-5 ，选定电动机型号为Y126M-6 的电动机。主要性能如下表：Pm 2.2kW结果nw 48r mini 840nw

6、 384 : 1920r min计算 传动 装置 的运 动和 动力 参数三、计算传动装置的运动和动力参数1、传动装置的总传动比： 根据电动机的满载转速 nm和滚筒转速 nw 可算出传动装置总传动比 为： i总= nm 940 19.58 ；nw 482、二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比： （1）高速级的传动比为：i1 1.4i总 = 1.4 19.58=5.24（ 2 ）低速级的传动比为：i总 19.58i23.74i1 5.243、计算传动装置各轴的运动和动力参数：（ 1 ）各轴的转速：1 轴n1 nm 940r minn1 9402 轴n21 179.4 r min ，2 i1 5.24

7、n2 179.43 轴n348r min ，3 i2 3.74卷筒n卷筒 =n3 48r min（2 ）各轴的输出功率：1 轴P1 =Pd 联轴器 1.96 0.99 1.94 kW ，2 轴P2 P1 轴承 齿轮 =1.94 0.98 0.97=1.84 kW ，3 轴P3 P2 轴承 齿轮 =1.84 0.98 0.97=1.75 kW ，卷筒P卷筒 =P3 轴承 联轴器 =1.75 0.98 0.99=1.70kW ；（3） 各轴转矩0 轴Td 9550 pd 9550 1.96 19.9N m0 轴d nd 9401 轴T1 9550 P1 9550 1.94 19.7N m，1n19

8、40i总 19.58总i1 5.24i2 3.74各轴转速n1 940r minn2 179.4 r minn3 48r minn卷筒 =48r min各轴功率P1 1.94kWP2 1.84kWP3 1.75kWP卷筒 =1.70kW各轴转矩Td 19.9N mP 1.842 轴T29550 2955098.2Nm ，2n2179.4P31.753 轴T39550 39550349.1Nm，n348P卷筒1.70卷筒T卷筒 =9550 卷筒 =9550 =338.7N m；n卷筒48由以上数据得各轴运动及动力参数表：T1 19.7N mT2 98.2N mT3 349.1N mT卷筒 =33

9、8.7 N m轴名功率 P kW转矩 T (N m)转速 n (r min)电机轴1.9619.99401轴1.9419.79402轴1.8498.217943轴1.75349.148卷筒轴1.70338.748设计内容计算及说明结果传动件设 计（齿轮）四、传动零件设计（齿轮）1、高速级齿轮传动设计（ 1 ）选择材料及确定许用应力 因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用 45 钢。大 齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮 45 钢调质，齿面硬度 197286HBS, Hlim1 585MPa ，FE1 445MPa大 齿 轮 45 钢 正 火 处 理 ， 齿 面 硬 度 156

10、217HBS ，H lim2 375MPa ， FE2 310MPa由表 11-5 ，取 SH 1.1 , SF 1.25,H1H lim1585532MPaH 1SH1.1H2H lim2375341MPaH 2SH1.1FE1 445F1 FE1 356MPaF1SF 1.25H1 532MPaH 2 341MPaF1 356MPaF2FE2310SF1.25248MPaF2248MPa（2）按齿面接触强度设计设齿轮按 8 级精度制造。d11( ZEZH )2确定公式中的各计算数值：1）查1 表 11-3 ，选择载荷系数 K 1.5 ；42）小齿轮的转矩： T T1 1.97 104N m

11、m；3）查1 表 11-6 ，选择齿宽系数 d 0.8；4） 齿数比 u i1 5.24 ；5）由1表 11-4 ，选择弹性系数 ZE 188 ；6）对于标准齿轮，区域系数 ZH2.5；d1 55.1mm小齿轮分度圆直径：2KT 1 u 1(Z E Z H ) 2 u2 1.5 1.97 1040.85.24 1(188 2.5)25.24 ( 341 )55.1mm齿数取 Z132, 则 z2i1z1 5.24 32 168设计模数 m d1 55.1 1.72Z1 3211-6 )：（3）验算轮齿弯曲强度查1 有轮齿弯曲强度验算公式（2KT YFa YSa d z12 F 确定公式中的各计

12、算数值：1）查1 图 11-8 ，取齿形系数 YFa1 2.56；2）查1 图 11-9 ，取应力集中系数 YSa1 1.63；3）查1 表 11-5 ，取安全系数 SF 1.25 ，则：2KT 1 YFa1YSa1m 321Fa 1 Sa1d Z12F3 2 1.5 1.97 10 4 2.56 1.630.8 32 2 2481.07mmm 1.07mm设计内容计算及说明结果（4）决定模数 综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较， 以相对 大者为基准，并按 1 表 4-1 取标准模数 m 2mm。（5）几何尺寸计算1）分度圆直径：d1 mz1 2 32 64mm ，d2 mz

13、2 2 168 336mm ；2）齿轮齿宽： b dd1 0.8 64 51.2mm ，取 b2 55mm， b1 60mm ；d1 d2 64 3364） 中心距： a 1 2 200mm22 （ 6 ）齿轮的圆周速度d1n13.14 64 940v 1 1 3.15m / s60 1000 60000 对照1表 11-2 可知选用 8 级精度是合宜的。 2、低速级齿轮传动设计（ 1 ）选择材料及确定许用应力 因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用 45 钢。大 齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮 45 钢调质，齿面硬度 197286HBS, Hlim1 585MPa ，

14、FE1 445MPa大 齿 轮 45 钢 正 火 处 理 ， 齿 面 硬 度 156217HBS ， H lim2 375MPa ， FE2 310MPa由表 11-5 ，取 SH 1.1 , SF 1.25,m 2mm z1 32z2 168d1 64mmd2 336mmb1 55mmb2 60mm a 200mmH1H lim15851.1532MPaSHH lim2375H2341MPaSH1.1FE1445F1356MPaSF1.25F2FE 2310248MPaSF1.25（2） 按齿面接触强度设计查1 公式（ 11-3）有小齿轮最小d1 设计依据322KTu1ZEZHd1H1H2F

15、1F2532MPa341MPa356MPa248MPad u H确定公式中的各计算数值：1）查1 表 11-3 ，选择载荷系数 K 1.5 ；42）小齿轮的转矩： T T2 9.82 104 N.mm ；3）查1 表 11-6 ，选择齿宽系数 d 0.8；4）齿数比 u i2 3.74 ；5）由1表 11-4 ，选择弹性系数 ZE 188 ；6)对于标准齿轮，区域系数 ZH 2.5 ； 小齿轮分度圆直径：d1 96.1mm2 KT u 1 Z E Z H 2 d1 3 ( E H ) 2 d u H3 2 1.5 9.82 10 4 3.741 ( 188 2.5 )20.8 3.74 ( 3

16、41 )96.1 mm齿数取 z1 32,则 z2 i2 z13.7 32 120设计模数： m dz11 9362.1 3mm（3）按轮齿弯曲强度设计查1 有轮齿弯曲强度验算公式( 11-6 )：2KT YFa YSa d z12 F 确定公式中的各计算数值：1)查1 图 11-8 ，取齿形系数 YFa2 2.15；2)查1 图 11-9 ，取应力集中系数 YSa2 1.83；计算：2KT 1 YFa YSad z12 F 以相对大者0.92mm1.5 9.82 10 4 2.56 1.630.8 32 2 2480.92 mm4) 决定模数 综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的

17、比较， 为基准，并按 1 表 4-1 取标准模数 m 3mm。(5)几何尺寸计算1)分度圆直径：d1 mz1 3 32 96mm ，d2 mz2 3 120 360mm ；2)齿轮齿宽： b d d1 0.8 96 76.8mm ，取 b2 80mm ， b1 85mm ；d1d2b1b2a96mm360mm85mm80mm228mm3) 中心距： ad1 d2296 3602228mm；6 )齿轮的圆周速度d1n260 10003.14 96 179.4600000.9m/ s对照1表 11-2 可知选用 8 级精度是合宜的。3、传动齿轮主要参数表高速级低速级齿数 z3216832120中心

18、距 a(mm)200228模数 m(mm)23齿宽 b(mm)60558580分度圆直径 d(mm)6433696360设计内容计算及说明结果轴的轴的设计设计(在本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴的强度校核)一 高速轴 1 的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径， 由1表 14-2 ，取常数 C 110，由1公式 (14-2) ，轴的最小直径满足：d1min15mmdmin C3 PnC3 nP1 110 3 19.4904 14mm；该段轴上有一键槽将计算值加大3% ，取 d min 15mm此轴的最小直径 dmin

19、即安装在联轴器处轴的最小直径 d1min ，为了使所选的轴的直径 d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。3 、选择联轴器根据传动装置的工作条件拟选用 HL 型弹性注销联轴器。查1 表 17-1 ，取 K A 1.5 ,则计算转矩：TC29.55 N mTC KT 1.5 19.7 29.55 N m ；按照 TC Tn 及电动机轴尺寸等限制条件，查 3 表 13-1 ，选用 HL2选用 HL2 柱销联轴器型弹性型弹性柱销联轴器。其公称转矩Tn 315N m ，半联轴器的孔径d 20 : 32mm ，可满足电动机的轴径 ()要求 .d1min20mm最后确定减速器高速轴外伸直径 d

20、1min 20mm 。4、初选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， 工作中容许一定的内外圈轴线偏选用 6005深沟球斜量，大量生产价格最低等因素， 根据1 表 16-2 选用深沟球轴承。 又根轴承据设计尺寸 d 33mm ，由 2 表 18-2 选用轴承型号为 6005 ，其d 25mm ， B 12mm 。5 、高速轴 1 的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图(采用齿轮轴设计)：52680385212202121060 4963052I II III IVV VI VII VIIIIX设计内容计算及说明结果(2)各轴段直径与长

21、度的确定1) 由 所 选 半 联 轴 器 的 孔 径 d 20 : 32mm ， 取 高 速 轴 最 小 直 径 d1min 20mm ；半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L 52mm ，VIII-IX 断的长度应比 L 略短一些，现取 LVIII IX 50mm ；7) 为满足半联轴器的轴向定位要求， -轴段右端要求制出一轴肩， 故取 VII-VIII 段的直径 dVII VIII 22mm ；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 15mm 。故 取 LVII VIII

22、30mm 。3) 根 据 所 选 轴 承 尺 寸 确 定 dI II dVI VII 25mm ，LI II LVI VII 12mm ；4)为满足轴承的轴向定位要求，取dII III 10mm ，综合中间轴设计取LIV V 5mm ；5)轴的齿轮段直径 dIII IV 60mm ，长度 L 95mm ；至此已初步确定各轴段的直径与长度。(3)轴上零件的周向固定1) 半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，配合选 H7/k6 。按 dVIII-IX 20mm ，由1 表 10-9 查得平键的截面 b 6mm ，h 6mm， 根据该轴段长度，取 L 45mm 。d1min20mmLVIII IX50

23、mmdVII VIII22mmLVII VIII30mmdI II dVI VII 25mm LI II LVI VII 12mm dII III 10mmd 50mmdIII IV 60mmL 95mm键 6 6 45GB/T1069-1979四、滚动轴承与轴的周向定位， 是借过渡配合来保证的， 此处选轴的尺寸 公差为 m6 。倒角 C1.2(4)轴上倒角与圆角根据4 表 15-2 ，取轴端倒角 C1.2 ，各轴肩处的圆角半径见齿轮轴 零件图。设计内容计算及说明结果6、轴的受力分析 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定轴的支点位置，对与轴 承 6207 ，由于它的对中性好所以它的支点在轴

24、承的正中位置。因此作为 简支梁的轴的支撑跨距为 266.5mm 。计算轴齿轮上的圆周力：2T1 2 23640d150945.6N ，Ft 945.6NFr 344.2N径向力： Fr Ft tan945.6 tan20 344.2N根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。7、判断危险截面 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出 C 截面是危险截面。 现将 C 截面处的 M H、MV 及 M 的值列于下表：载荷水平面 H垂直面 VFNH 1 260.3NFNV194.8N支反力FNH 2 685.3NFNV 2 249.4N弯矩M H 33579N mmM V 12221N mm总弯矩M 357

25、34N mm扭矩T1 23640N mm8、轴的弯扭合成强度校核进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面 (即危险截面 C)的强度。计算及说明根据4公式 15-5 及4表 15-4 中轴的抗弯截面系数的计算公式， 以 及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 ，轴的计算应 力：M 2 ( T1)2caca3.1MPa22357342 (0.6 23640)230.1 5033.1MPa之前已选定轴的材料为45号调制钢，由 4 表15-1 查得许用弯曲应1 60MPa 。因此ca1 ，故安全。B 中间轴 2 的设计1、选择材料及热处理方式 选取轴的材料为 45 号钢，调质处

26、理。dmin 25 .92mm2、初估轴径 按扭转强度法估算高速轴的直径， 由1表 14-2 ，取常数 C 116，由 1公式 (14-2) ，轴的最小直径满足：选用 6206 深沟球轴承3、初选轴承 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， 工作中容许一定的内外圈轴线偏 斜量，大量生产价格最低等因素， 根据1 表 16-2 选用深沟球轴承。 又根 据设计尺寸取 d 30mm dmin ，由 2 表 18-2 选用轴承型号为6206 ，其 d 30mm ， B 16mm 。5 、中间轴 2 的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图：结果

27、d d - 36mm L 61mm L 36mm d 43mm L 15mm键 10 8 50GB/T1069-1979键 10 8 28GB/T1069-1979倒角 C1.2d- d- 30mmL L- 40mm(2)各轴段直径与长度的确定1) 根 据 所 选 轴 承 的 直 径 d 30mm ， 取 中 间 轴 最 小 直 径d- d- 30mm ； 综 合 壁 厚 及 箱 体 尺 寸 等 因 素 ， 现 取L L- 40mm ；设计内容计算及说明2) 为满足齿轮的轴向定位要求， -轴段右端及 - 轴段左端要求制 出一轴肩，故取 d d - 36mm 。根据高速级大齿轮及低速级小 齿轮的

28、齿宽，分别取 L 61mm ， L 36mm ；3) 为满足齿轮的轴向定位要求， 取 d 43mm 。根据齿轮间间隙推荐 值，取 L 15mm ； 至此已初步确定各轴段的直径与长度。1) 轴上零件的周向固定 1)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。- 段平键，按 d- 36 mm ，由 1表 10-9 查得平键的截面 b 10mm ， h 8mm，由该轴段长度取 L 50mm 。 -段平键，按 d- 36 mm ，由 1表 10-9 查得平键的截面 b 10mm ， h 8mm，由该轴段长度取 L 28mm 。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 。

29、2) 滚动轴承与轴的周向定位， 是借过渡配合来保证的， 此处选轴的尺寸公 差为 m6 。(4)轴上倒角与圆角 根据4表15-2 ，取轴端倒角 C1 ，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。C 低速轴 3 的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为 40Cr ，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径， 由1表 14-2 ，取常数 C 100，由 1 式(14-2) ，轴的最小直径满足：3 3 3dmin C P C P3 100 2.236 32.7mm ；n n 3 60此轴的最小直径 dmin 即安装在联轴器处轴的最小直径 d ，为了使所 选的轴的直径 d 与联轴器的孔径相适应，所

30、以需要同时选取联轴器的 型号。dmin 32.7 mm设计内容计算及说明结果3 、选择联轴器查1 表 17-1 ，取 K A 1.5 ,则计算转矩：TC K AT3 1.5 355.9 533.85 N m ；按照 TC Tn 及电动机轴尺寸等限制条件，查 3表 13-1 ，选用 HL3 型 弹性 柱销 联轴器 。其公 称转 矩 Tn 630 N m ， 半联轴 器的孔 径 d 30 42mm ，故取低速轴 3 最小直径 d- 35mm d min 。 4、初选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， 工作中容许一定的内外圈轴线偏

31、 斜量，大量生产价格最低等因素， 根据1 表 16-2 选用深沟球轴承。 又根 据设计尺寸 d 42mm ，由 2 表 18-2 选用轴承型号为 6209 ，其 d 45mm ， B 19mm 。5 、低速轴 3 的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图：选用 HL3 型弹性柱 销联轴器选用 6209 深沟球轴承设计内容(2)各轴段直径与长度的确定1) 由 所 选 半 联 轴 器 的 孔 径 d 30 42mm ， 取 低 速 轴 最 小 直 径 d- 35 mm ；半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L 82mm ，-断的长度应比 L 略短一些，现取 L 80mm ；2) 为满足半联轴器的轴向定位要求

32、， -轴段右端要求制出一轴肩， 故取 - 段的直径 d 42mm ；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 。故取 L 40 mm 。计算及说明3) 根 据 所 选 轴 承 直 径 尺 寸确 定 d d - 45 mm ，L 19mm ， L- 45mm ；4)为满足轴承的轴向定位要求，取d 50mm ，综合中间轴设计取L 68mm ；5) 为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径d 60 mm ，长 度L 10 mm ；6) 根据 齿 轮 几 何 尺寸 ， - 段 直 径 d 5

33、0mm ， 长 度 取L 56mm ；至此已初步确定各轴段的直径与长度。d L 35mm80mm42mm40mm结果d L L-d L d L d L d- 45mm19mm45mm50mm68mm60mm10mm50mm56mm(4)轴上零件的周向固定1)齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d- 35mm ， 由 1 表 10-9 查 得 平 键 的 截 面 b 10mm ， h 8mm ，根据该轴段长度，取 L 70mm 。同理按 d- 50mm ，由1表 10-9 查得平键的截面 b 14mm，键 10 8 70GB/T1069-1979h 9mm，根据该轴段长度，取 L 4

34、5mm 。键 14 9 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性， 故选择齿轮轮毂与轴45GB/T得配合选 H7/n6 。1069-19792) 半联轴器与轴得配合选 H7/k6 。五、滚动轴承与轴的周向定位， 是借过渡配合来保证的， 此处选轴的尺寸 公差为 m6 。(4)轴上倒角与圆角根据4 表 15-2 ，取轴端倒角 C1.6 ，各轴肩处的圆角半径见低速轴零件图。倒角 C1.6设计内容计算及说明结果滚动滚动轴承校核轴承(本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上轴承的校核)根据要求对所选的在高速轴 1 上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴校核承型号均为 6207 ，其基本额定动载荷 Cr 255

35、00 N ，基本额定静载荷C0r 15200N 。前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：FNH1 260.3N ， FNV1 94.8N ，FNH2 685.3N ，FNV2 249.4N ；由上可知轴承 2 所受的载荷大于轴承 1 ，所以只需对轴承 2 进行校 核，如果轴承 2 满足要求，轴承 1 也必满足要求。1、求比值对于深沟球轴承所受径向力：Fr685.32 249.42 N 731.3NFr731 .3N所受的轴向力 ： Fa 0N ，Fa 0N根据4表 13-5 ，深沟球轴承的最小 e值为 0.19 ，故此时 Fa e。Fr2、计算当量动载荷 P根据4式(13-8a) ，P fP(X

36、Fr YFa ) ，按照 4表 13-5 ，X=1 ， Y=0 ，按照4表 13-6 ， fP 1.0 1.2，取 fP 1.1。则： P fP(XFr YFa ) 1.1 1 731.3 804.43N3 、验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：Lh 5 365 8h 14600 h；所选轴承 6207 基本额定寿命，根据 4 式(13-5) 有：6L h 10 ( C r )60 n 1 P ； 6；10 6255003()3553010 h60 9 60804 .43则Lh 14600 h Lh 553010 h ，故所选的轴承 6207 满足要求。P 804.43NLh 14600 h

37、L h 553010设计内容计算及说明结果连接设计连接设计(本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上键的校核) 1、选择键连接的类型和尺寸本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A 型 )联接。按 d- 30mm ， 由 1 表 10-9 查 得 平 键 的 截 面 尺 寸 b 8mm ， h 7 mm ，由该轴段长度取 L 70mm 。2、校核键联接的强度由1 式(10-26) 有平键连接的挤压强度条件：4T ；p p ；p dhl p 1)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由1 表 10-10 查得许用挤压应力 p 100 120MPa ，取 p 110MPa ； 2)键

38、的工作长度 l L b 70 8 62mm ，则由上式得：4T1 4 23640 ；p 1 7.9MPa p 110MPa ；dhl 30 7 62故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键 8 7 70GB/T 1069-1979。 p 110MPapph减速减速器润滑及密封器润1、齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：滑及v 2 n1 d 2 960 0.05 5. 024 m s，密封v1d10.055. 024 m s ，60 60v 2 n3 d 2 60 0.258 1.6m s ；v2d20.258 1.6m s ；2 60 2 60全损耗系统用油v2

39、 v1 12m s ，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查 2 表19-1 ，(GB/T433-1989)，代号选用全损耗系统用油( GB/T 433-1989 )，代号为 L-AN32 。2、滚动轴承的润滑为 L-AN32由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2 表 19-2 ，选用钙基润滑脂( GB/T 491-1987 )，代号为 L-XAMHA1 。钙基润滑脂3、减速器的密封(GB/T为避免油池中稀油溅入轴承座， 在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入491-1987)，代号轴与输出轴处用毡圈密封。为 L-XAMHA1设计内容计算及说明结果箱体 及其 附件 结构 设计箱体及其附件结构设计A 箱

40、体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。1、确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚 。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部 分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2、合理设计肋板； 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3、合理选择材料； 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的 受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。4、由 2 表 6-5 设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。B 附件的结构设计1、检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、

41、接触斑点及齿侧间 隙，还可用来注入润滑油， 检查要开在便于观察传动件啮合区的位置， 其 尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。2、放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容 器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点， 并在其附近形成凹坑， 以便于油污 的汇集和排放。 放油螺塞为六角头细牙螺纹， 在六角头与放油孔的接触面 处加封油圈密封。3、油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。4、通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度 升高，内压增大， 而引起减速器润滑油的渗漏。 将通气器设置在检查孔上， 其里面

42、还有过滤网可减少灰尘进入。5、起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸 缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。6、起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设 2 个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先 拧动此螺钉顶起箱盖。7、定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的 加工精度与装配精度。设计内容计算及说明结果减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数值 (mm)箱座壁厚 =0.025a+3 810箱盖壁厚 1=0.02a+3 88箱体凸缘厚度箱座b=1.5 15箱盖b1=1.5 12箱座底b2=2.5 25加强肋厚箱座m 0.85 8.5箱盖m1 0.85 8.

43、5地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.72 d fM16箱盖和箱座联接螺栓直径d 2 =0.6 d fM12轴承盖螺钉直径和数目高速轴d3 =0.4-0.5 d fM8n=4中间轴M8低速轴M10轴承盖外径D2高速轴D 2 =D+5d 3122中间轴112低速轴135观察孔盖螺钉直径d 4 =0.4 d fM8df、d 1、d2至箱外壁距离dfC126d122d218df、d 1、d2 至凸缘边缘的 距离dfC224d120d216大齿轮齿顶圆与内壁距离11.2 14齿轮端面与内壁距离212外壁至轴承座端面的距离l1=C2+C1+(510)50设计内容计算及说明结果设计总结设计总结1、分析方案优缺点