机械课程设计报告书-同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明结果一、设计任务书1.1 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器1.2 传动示意图图 1 传动方案示意图1电动机； 2联轴器； 3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮； 6联轴器1.3 设计原始数据1、运输工作拉力F（ N）：37002、运输带工作速度V（ m/s）： 1.53、卷筒直径D（mm）： 4004、工作条件：一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑）华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明结果5、使用期限：十年、大修期三年6、生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8 级精度齿轮和涡蜗轮7、

2、生产批量： 10 台8、动力来源：电力、三相交流、电压220/380 伏9、运输带速度允许误差：初选载荷系数 Kt1. 3Kt1. 32计算小齿轮传递的转矩T1T4. 51110 4 N mm3由表 10-7 选齿宽系数d1d14由表 10-6 选材料的弹性影响系数ZE189. 8Mpa 1/2ZE189. 8Mpa 1/25由图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 =600MPa，大齿轮的H lim 1 =600MPa接触疲劳强度极限H lim 2 550MPaH lim 2 550MPa6由式 10-13 计算应力循环次数N1 60n1jL h6014401

3、 ( 1830010)= 2. 0736 10 9N12. 073610 9设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页N12. 07361099N20. 31910i h6. 57由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN 10. 93 KHN20. 968计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（ 10-12）得KHN1H lim 10. 93600 H1558MPaS1KHN2H lim 20. 96550 H2528MPaS12）计算1试算小齿轮分度圆直径d 1t ，代入 H中较小的值d1t2. 323Kt T1(Z E)2d H2. 323 45. 111

4、. 31036.5 1( 189. 8)2mm16. 5528=47.495mm2计算圆周速度d 1t n147. 795 1440vm/ s 3.60m/s6010006010003计算齿宽 bbdd1t1 47. 795 47. 795 mm4计算齿宽与齿高之比d t47. 795模数 m12. 653 mmZ118齿高 h2. 25m5. 968mm于是 b/h=8.01N2 = 0. 31910KHN10. 93KHN20. 96 H1 =558MPa H2528MPad1t47.495mmV=3.60m/sb = 47. 795mmM=2.653mmH=5.968mmb/h=8.01

5、设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页5计算载荷系数根据 V=3.60m/s ，七级精度，由图10-8查得动载系数 KV1. 14KV1. 14直齿轮， KH = KF =1K H=KF =1由表 10-2 查得使用系数 KA =1KA=1由表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支撑对称布置时K H=1.342K H=1.342由b/h=8.01 ， K H=1.342 ， 查 图1013 得 KF1. 32，故载荷系数KF1. 32KHKA KV KHKH =1 1.141. 1.342=1.530KH =1.5306按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d 1

6、，由式（ 10-10a ）的d1d1t3 KH / Kt47. 79531. 530 / 1. 3 50. 462mmd = 50. 462mm7计算模数 md150. 4625mmm 2. 80mmM=2.80mmZ118（ 3）按齿根弯曲强度设计由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为2KTYFaYSam3d Z12 F1）确定公式内的各计算数值1由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 EE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极 EE1=500MPa限 EE2=380MPa EE2=380MPaKFN 30. 882由图 10-18 取弯曲寿命系数 KFN 30. 88KFN4

7、0. 90KFN40. 903计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 (10-12)的 F1314. 29MPKFN1FE10. 88500 F1314. 29MPaS1. 4设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页KFN2FE20. 90380 F 2244. 29MPaS1. 44计算载荷系数 K ，KKA KV KFKF1 1.14 11. 32 1. 50495查取齿形校正系数，由表10-5查得 YFa12. 91YFa 22. 166查取应力校正系数，由表10-5查得 YSa11. 53YSa21. 817计算大小齿轮的YFaYSa 并加以比较 FYFa1Y

8、Sa10. 0147 F1YFa2YSa20. 0160 F 2大齿轮的数值大2）设计计算2KTYFaYSamn3d Z 12 Fmax21. 50484. 51110 430. 01600118 2=1.89mm对比计算结果，取m=2 已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d 1=50. 462mm 来计算应有的 Z1 ， Z 2d150. 462Z126m2Z 2 =6.5 Z1 =6.528=169这样计算的齿轮，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 F2244. 29MPaK =1. 504YFa12. 91Y

9、Fa22. 16YSa11. 53YSa21. 81YFa1YSa10. 0147 F 1YFa2YSa20. 0160 F 2mn =1.89mmm=2d1 =50. 462mmZ1=26Z2 169设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1= 52mmd1=z1m=262=52mmd2= 338mmd2=z2m=1692=338mm2）中心距计算a=195mma=195mm3）计算齿宽b=52mmbd 11 5252 mmdtB2=52， B1=57故 B2=52， B1=57（ 5）结构设计小齿轮为实心结构，大齿轮为腹板式结构由齿轮分度

10、圆直径选小齿轮为实心结构，大齿轮为腹板式结构。2、低速级（ 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数软齿面直齿圆柱齿1）按所选方案，选用软齿面直齿圆柱齿轮传动轮传动2）运输机为一般工作机， 速度不高， 该厂能生产 7、8 级齿轮，故选 7 级齿轮（GB 10095-7 级齿轮88）小齿轮材料3）材料选择，由表10-1 选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材为 40Cr（调质）料为 45 刚（调质），硬度为 240HBS，两者材料硬度相差为 40HBS.大齿轮材料为 45刚（调质）4）选小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮齿数为Z2=24 3.09=74.16，取 Z2=75Z

11、1=24（ 2）按齿面接触强度设计Z2=75由设计计算公式（ 10-9a ）进行试算，即22Kt T1u 1 ZE ZHd1t3duH1）确定公式内的各计算参数数值Kt1. 31初选载荷系数 Kt1. 32计算小齿轮传递的转矩设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页Tii273. 16N m3由表 10-7 选齿宽系数d0. 84由表 10-6 选材料的弹性影响系数ZE189. 8 Mpa 1/25由图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 =550 MPa6由式 10-13 计算应力循环次数N1

12、 60n1jL h60221. 541(18 30010) =3. 19 108N13. 191088N21. 0310ih3. 097由图 10-19取接触疲劳寿命系数KHN10. 94 KHN20. 988计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（ 10-12）得K HN1H lim 10. 94600 H1564MPaS1KHN2H lim 20. 98550 H 2539MPaS12）计算1试算小齿轮分度圆直径d1t ，代入 H中较小的值d1t2. 323Kt T 1 (ZE )2d H2. 323 273. 161. 31033.09 1( 189. 8) 2mm0

13、. 83. 09539=96.89 mm2计算圆周速度Tii273. 16 N md0. 8ZE189. 8 Mpa 1/2H lim 1 =600MPaH lim 2 =550 MPaN13. 19 108N2 =1. 03108KHN10. 94KHN20. 98 H1564MPa H2539MPad1t96.89mm设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页vd 1t n196. 89221. 54 m/ s 1.12 m/sV=1.12m/s6010006010003计算齿宽 bbdd1t0. 896. 89477. 512 mmb=477.512mm4计算齿宽与齿高之比模

14、数齿高于是d1t96. 89m=4.04mmm4. 04mmZ124h 2. 25m9. 08mmh=9.08mmb/h=10.67b/h=10.675计算载荷系数根据 V=1.04m/s ，七级精度，由图10-8 查得动载系数 KV1. 021. 02直齿轮， KH = KF=1由表 10-2 查得使用系数 KA =1=1由表 10-4 用插值法查得7 级精度，小齿轮相对支撑对称布置时KH=1.430=1.430由b/h=10.67 ， KH=1.430 ， 查 图 1013得 KF1. 32，故载荷系数1. 32KHKA KVKH KH=1 1.02 1. 1.430=1.4591.459

15、6按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d1 ，由式（ 10-10a ）的d1d1t3KH /Kt96. 8931.459/ 1.3100. 69mm100. 69mm7计算模数 md111. 69mmm 4. 196mmZ124（ 3）按齿根弯曲强度设计由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页2KTYFaYSam 3d Z 12 F1）确定公式内的各计算数值1由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 EE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 EE2=380MPa2由图 10-18 取弯曲寿命系数KFN30. 90 KFN40

16、. 943计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 (10-12)的KFN1FE10. 90500 F 1321. 43MPaS1. 4KFN 2FE 20. 94380 F 2255. 14MPaS1. 44计算载荷系数 K ，KKAKVKFKF1 1.02 1 1.321. 3465查取齿形校正系数，由表10-5 查得 YFa12. 65 YFa22. 236查取应力校正系数，由表10-5 查得 YSa11. 58 YSa21. 767计算大小齿轮的YFaYSa 并加以比较 FYFa1YSa10. 0130 F1YFa2YSa20. 0154大齿轮的数值大 F 22）设计计算2K

17、TYFaYSamn3d Z 12 FmaxEE2=380MPaEE2=380MPaKFN30. 90KFN40. 94 F1321. 43MPa F 2255. 14MPaK =1.346YFa12. 65YFa22. 23YSa11. 58YSa21. 76YFa1YSa10. 0130 F 1YFa2YSa20. 0154 F 2设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页321. 346273. 161030. 01541242=1.75mm对比计算结果，取m=2 已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d 1=100. 69mm 来计算应有的

18、Z1 ， Z 2d1100.69Z 151m2Z 2 =6.5 Z1 =3.0951=158这样计算的齿轮，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m=512=102mmd2=z2m=1582=316mm2）中心距计算a=209mm3）计算齿宽bdd1t0. 810282 mm故 B2=82， B1=87（5）结构设计由齿轮分度圆直径选小齿轮为实心结构，大齿轮为腹板式结构3、对两级齿轮进行调整（1）调整中心距由于减速器结构为同轴式，故两级齿轮副的中心距应相等，且中心距数值为整数为好。由于高速机的中心距较小，在保

19、证强度要求的情况下，增加高速机齿轮的齿数可使两中心距相等，同时为了保持所要求的传动比，应尽量按传动比增加齿数,故高mn1.75mmm=2d1 =100. 69 mmZ1=51Z 2 =158d1= 102mmd2= 316mma=209mmB2=82， B1=87小齿轮为实心结构，大齿轮为腹板式结构设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页速级小齿轮齿数增加2，大齿轮的增加13，此时高速级尺寸为Z1=26+2=28d1=mZ1=56B1=62Z2=169+13=182d2= mZ2=364B2=56中心距 a=(d1+d2)/2=210为使低速机的中心距与高速级相等且取整，低速级大

20、齿轮齿数增加1 即可。此时低速级尺寸为Z1=51 d1=m Z1=102B1=88Z2=158+1=159d2= m Z2=318B2=82中心距 a=(d1+d2)/2=210（2）传动误差分析1）高速级I1 =/d21=364/56=6.5I1=6.5百分误差= （I1 -I1）/ I1=02)低速级I1 =/d1=318/102=32.12I1=3.09百分误差= （ I1 -I1） / I1=0.97%3）总传动百分误差I =i1=20.28=(I -ia)/ia0.85%误差都很小，故设计的两级齿轮副满足传动精度要求（3）齿轮设计进行小结经以上计算和分析，可知设计的齿轮能满足已知传动

21、的要求，同时也说明了选择的电机合理。高、低速两级的两小齿轮设计为实心式，两大齿轮设计为腹板式。现整理齿轮传动主要参数于表三Z1=28d1= 56B1=62Z2=182 d2=364 B2=56 a=210Z1=51d1 =102B1=88Z2=158d2= 318B2=82a= 210I1 =6.5= 0I1 = 3.12= 0.97%I =20.28 =0.85%高、低速两级的两小齿轮设计为实心式，两大齿轮设计为腹板式2.3 轴的设计计算以及联轴器和轴承的选择华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明结果表三齿轮传动主要参数名称高速级低速级Z1Z2Z1Z2材料40Cr 调质45 钢调

22、质40Cr 调质45 钢调质齿数2818251159模数2222分度圆直径 /mm56364102318齿宽 mm62568882压力角 /20202020精度等级7777结构形式实心式腹板式实心式腹板式中心距 /mm210210传动比6.53.121、轴的结构设计轴的设计和计算有关公（ 1）高速轴式均引自教材第十五章1）选材，选 45 钢，调质材料选 45 钢，调质2）确定最小直径由式 (15-2 初步估算轴的最小直径，由表15-3，取 Ao=112，于是有dAo3 P1112 36. 8018. 79mmn11440最小直径处与联轴器相连，为使直径与联轴器孔径相适应，需选联轴器。由于转速高

23、，此处选弹性柱销联轴器。联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则Tca= KAT1=1.345.11=58.643N.m按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到联轴器令一端与电动机相连，查手册选 LZ3 型联轴器，其主要参数见表四。故最小直径取25mm 。最小直径d1=25mm华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明表四 LZ3 型联轴器的主要参数型号（ J 型）公称转矩 /N.m需用转速 /r/min轴孔内径 /mm孔长度 /mmLZ363040025443）确定各段直径及长度该轴上其余零件为两轴承和齿轮1，由于 L1 处

24、需与联轴器轴孔相连，有定位要求，故 L1 应略小于联轴器轴孔长度，取L1=40mm ， d2 应高于 d1 用于定位，取d2=28mm ；L2 考虑到箱体的安装，取L2=35mm ； L3 段与轴承相连，故此时应选轴承。因为配合齿轮为直齿轮，几乎无轴向力，故选深沟球轴承，查手册选60006 型，其主要参数如表五表五 6006 型轴承主要参数型号dDBdaDaCoCor轴承选 6006 型（手册6006305513364913.28.3384 页）故取 d3=30.mm 考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取L3=35mm； L4 段定位齿轮1，此处轴肩无定位要求，故取d4=32mm ，因为齿轮1

25、 宽为 62mm，故取 L4=58； L5 段要定位齿轮， 故取 d5=38mm ，L5=8mm；L6 段要定位轴承， 故取 d6=34mm ，考虑到对称问题，取 L6=10mm， L7 段与轴承配合，故取d7=30mm ， L7=B=13mm。（ 2）低速轴1）选材，选45 钢，调质材料选 45 钢，调质2）确定最小直径由式 (15-2 初步估算轴的最小直径，由表15-3，取 Ao=112，于是有dAo3 P31123 6. 1448. 73mmn371. 70最小直径处与联轴器相连，为使直径与联轴器孔径相适应，需选联轴器。由于转速华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明底，传递的

26、转矩大，此处选凸缘式联轴器。联轴器的计算转矩Tca=K T3，查表14-1，考虑到转变化很小，故取K 1.3，则A=Tca= K T3=1.3858.73=1064.349N.mA最小直径 d1=50mm按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到联轴器令一端与电动机相连，查手册选 GY7 型联轴器，其主要参数见表六，故最小直径取d1=50mm 。表六 GY7 型联轴器的主要参数型号（ J 型）公称转矩 /N.m需用转速 /r/min轴孔内径 /mm孔长度 /mm联轴器选 GY7型（手册553 页）GY71600480050843）确定各段直径及长度该轴轴上其余零件为两轴承和齿轮4，由于

27、 L1 处需与联轴器轴孔相连，有定位要求，故 L1 应略小于联轴器轴孔长度，取L1=82mm ， d2 应高于 d1 用于定位，取d2=56mm ；L2 考虑到箱体的安装，取L2=26mm ； L3 段与轴承相连，故此时应选轴承。因为配合齿轮为直齿轮，几乎无轴向力，故选深沟球轴承，查手册选6012 型，其主要参数如表七表七 6012 型轴承主要参数轴承选 6012 型（手册型号dDBdaDaCoCor384 页）6012608818678831.521.2故取 d3=60mm 考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取L3=45mm； L4 段定位齿轮4，此处轴肩无定位要求，故取d4=64mm ，因

28、为齿轮4 宽为 82mm ，故取 L4=78； L5 端要定位齿轮， 故取 d5=70mm ，L5=8mm；L6 段要定位轴承， 故取 d6=66mm ，考虑到对称问题，取 L6=15mm， L7 段与轴承配合，故取d7=60mm ， L7=B=18mm。（ 3）中间轴华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明材料选 45 钢，调质1）选材，选45 钢，调质2）确定最小直径由式 (15-2 初步估算轴的最小直径，由表15-3，取 Ao=112，于是有dAo3P21123 6.4634. 47mmn2221. 54最小直径处与轴承相连，故此时应选轴承， 因为配合齿轮为直齿轮，几乎无轴向力

29、，故选深沟球轴承，查手册选6008 型，其主要参数如表八表八 6008 型轴承主要参数轴承选 6008 型（手册型号dDBdaDaCo383 页）6008406815466217.0最小直径d1=40mm故取 d1=40mm3）确定各段直径及长度考虑到轴承安装及箱体与齿轮的距离，取L1=40mm ；L2 段定位齿轮 2，此处轴肩无定位要求，故取d2=44mm ，因为齿轮2 宽为 56mm ，故取 L2=52； L3 段要定位齿轮，故取 d3=52mm ； L5 与轴承配合，故取d5=40mm ，考虑到安装及箱体与齿轮的距离，取L5=27mm， L4 段无定位要求，故取d4=44mm ；对与 L

30、3 段，其长度由高速轴和低速轴决定，由传动方案图，取高低速两轴间隙为3mm ，故有L3=（10+13+8+8+18+15+15+3） mm=75mm2、轴的校核（1）高速轴高速轴空间受力图和扭、弯矩图如下华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明易知安装齿轮处为危险截面，其受力各参数如表九表九高速轴危险截面受力参数载荷水平面 H支反力 FF=F=790N=F =288NH1NH2NV2弯矩 MM =395M.mH总弯矩M=M2HM2V =42.04N.m扭矩 TT=44.21N.m由式 15-5 及上表数据，取=0.6，得轴的计算应力为2222M (T )ca42040(0. 6442

31、10)MPa 15.17MPaW0. 1323查表 15-1 知 45 调质钢的【 】 -1 =60MPa 因此轴安全。结果ca =15.17MPa安全华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明结果（2）低速轴底速轴空间受力图和扭、弯矩图如下易知安装齿轮处为危险截面，其受力各参数如表十由式 15-5 及上表数据，取=0.6，得轴的计算应力为ca =19.42MPaM2( T)2165436 2( 0. 6 800360) 2caMPa 19. 42MPa安全W0. 1643华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明结果表十低速轴危险截面受力参数载荷支反力 F弯矩 M总弯矩水平面

32、 HFNH1=FNH2=2591NMH=155.46M.m2M=MHM2垂直面 VFNV1=FNV2=843Mv=56.58N.mV =165.036.m扭矩TT=802.36N.m查表 15-1 知 45 调质钢的【 】 -1 =60MPa 因此轴安全。（3）中间轴中间轴轴空间受力图和扭、弯矩图如下华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明易知安装齿轮4 处为危险截面，其受力各参数如表十一表十一高速轴危险截面受力参数载荷水平面 H垂直面 V支反力 FF =2405N，F=-3933NF =875N， F =1585NNH2NV1弯矩 MMH=254.0M.mMv=95.1N.m总弯矩

33、M=M2HM2V =271.48N.m扭矩 TT=273.16N.m由式 15-5 及上表数据，取=0.6，得轴的计算应力为M2( T)22780702(0. 6273160) 2caMPa37. 57MPaW0. 1443查表 15-1 知 45 调质钢的【 】 -1 =60MPa 因此轴安全。2.4 键的选择及计算本减速器总共用到了六个键，现均选45 钢作为键的材料，由于此键无特殊要求，综合考虑均初选A 型平键，由表6-2 查得键的需用挤压力p 100 120 ，对各个键的具体尺寸选择和校核如下1、连接轴和电机的键（键1）此处长度为 40mm，直径为25mm，故键尺寸选为bh=87， L=

34、36mm，故键的有效尺寸为 l=L-b=28mm，k=0.5h=3.5mm ，由式 6-1 得2T20. 451105p29. 75MPa P ，dkl253. 528故选择合理2、连接轴和齿轮1 的键（键 2）结果ca =37.57MPa安全键的有关公式和参数均引自教材第六章选材为 45 钢A 型平键bh=87， L=36mm选择合理此处长度为 58mm，直径为 32mm，故键尺寸选为 bh=10为 l=L-b=40mm，k=0.5h=4mm，由式 6-1 得220. 4421105pT1 P 7. 27MPadkl32 440华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明结果故选择合理

35、3、连接轴和齿轮2 的键（键3）此处长度为 52mm，直径为 44mm，故键尺寸选为 bh=128，L=45mm，故键的有效尺寸为 l=L-b=33mm，k=0.5h=4mm，由式6-1 得h=128， L=45mm5222. 78110p95. 76MPa P dkl44 433故选择合理4、连接轴和齿轮4 的键（键4）此处长度为 84mm，直径为 44mm，故键尺寸选为 bh=128，L=70mm，故键的有效尺寸为 l=L-b=58mm，k=0.5h=4mm，由式6-1 得2T22. 731105MPp53. 51 a P dkl584 44故选择合理5、连接轴和齿轮3 的键（键5）此处长

36、度为 78mm，直径为 64mm，故键尺寸选为bh=1811， L=70mm，故键的有效尺寸为 l=L-b=52mm， k=0.5h=5.5mm ，由式 6-1 得2T28. 81873 105h=1811， L=70mmp89. 45MPaP dkl645. 552故选择合理6、连接轴和传输带的键（键6）此处长度为80mm，直径为 50mm，故键尺寸选为 bh=1610，L=70mm，此处选 A 型平键强度不够，故选B 型，键的有效尺寸为l=L=70mm，k=0.5h=5mm，由式 6-1 得2T28. 023610 591. 70 apPdkl50 570故选择合理，各键的的尺寸整理与表十

37、二2.5 高速级轴承的计算校核华侨大学课程设计说明书共30 页第页轴承的校核有关公式和高速级轴承为深沟球轴承，其只有径向力，故有参数均引自教材第十三章设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页表十二各键的主要参数名称键 1（A键 2（A 平） 键 3（ A 平） 键 4（A 平） 键 5（A 平） 键 6（B 平）平）b/mm10121687L/mm365045707070Fr=575NFr=Ft/tan =2T/D=2575NP= 690N查表 13-6取 fp=1.2 ，故轴承胆量载荷为P=fpFr=1.2 575=690NC=8799，安全因为 n=1440r/min,Lh=

38、8130010=24000h, 于是由式 （ 13-6）得轴承的基本动载荷为CP60nL h6903601440240008799N10 6106L=81033h，安全而 Co=13200N，故选择符初步正确，还需进一步进行寿命校核L10 6( Cr )10 6( 13200) 3 h81033 hLh60nP601440690所以轴承选择正确,，整理各级轴承擦参数于表十三表十三各轴上轴承主要参数名称型号d./mmD/mmB/mmda/mmDa/mmCo/kGorN /kN高速6006305513364913.28.3级低速6012608818609431.521.2机中间6008406815

39、466217.011.8减速器结构设计有关公轴式和参数均引自指导书第三章2.6 减速器结构设计1、确定箱体的结构和主要尺寸本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。华侨大学课程设计说明书共30 页第页此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共30 页第页细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200 制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批

40、量生产。其主要尺寸如表十四表十四箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚 =8mm箱盖壁厚 1 1=8mm箱座 b=1.5 =12mm箱体凸缘厚度b， b1，b2箱盖 b1=1.5 =12mm箱底座 b =2.5 =20mm箱座 m=0.85 =7mm加强肋厚m， m1箱盖 m=0.85 =7mm地脚螺钉直径df0.036a+12=18.39 （ M20）地脚螺钉数目nn=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75d f =15 取（ M16）箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.5 0.6) df取（ M10）轴承盖螺钉直径和数目d， nd =8 n=43观察孔盖螺钉直径d4d4=(0.3 0.4)

41、取（ M6）df : C 1=26mmdf 、 d1、d2 至外箱壁距离C1d1: C 1=22mm=16mm12=24mmdf 、 d2 至凸缘边缘的距离C2d1： C2=20mmd2: C 2=14mm轴承旁凸台高度半径R=22mm12箱体外壁至轴承座端面的l 1l 1 =C1+C2 +(5 10)=60mm距离大齿轮顶圆至箱体内壁的 1.2 101距离齿轮端面至箱体内壁的距 102离凸台高度h50轴承端盖外径D2（ 5+5.5 ）d3=115120轴承端盖凸缘高度t（ 11.2 ） d3=1012轴承旁连接螺栓距离S1202、减速器主要附件的选择设计计算及说明结果华侨大学课程设计说明书共

42、30 页第页（1）窥视孔和窥视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜，窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封。其结形式如下图：主要参数见表十五表十五窥视孔和窥视孔盖AAABBBdh10104150180165142.5172.5157.5M62（ 2）通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。通气器选 M27 1.5通气器选 M271.5（3）油面指示器用油标尺，其结构简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。

43、油标尺的安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座孔。油标尺选用M16，其结构图如油标尺选用M16下（ 4）放油孔和油塞华侨大学课程设计说明书共30 页第页设计计算及说明放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。选M16 1.5 。（ 5）起吊装置减速器箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。其结构图如下：（6）定位销常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。取定位销直径d 10mm。（7）起盖螺钉起盖螺钉螺纹有效长度应