减速器的方案的拟定

1、青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书院：机电工程系y造及其自动化11-21号: 20110271032生：杨杰课题名称：带式输送机传动装置设计 学. f制专业班级： 学 学指导老师：高凡青岛理工大学琴岛学院教务处2012年07月04日I机械设计基础课程设计评阅书题目带式输送机传动装置设计咼学亮20110271036学生姓名师评语及成绩指导教师签名：年 月 日答辩评语及成绩答辩教师签名：年 月 日教研室意见总成绩:室主任签名：年 月 日1青岛理工大学琴岛学院. 课程设计说明书 1、设计任务1.1 工作条件与技术要求1.2设计内容2、传动系统方案的拟定2.12.22.32.41.1.4.45 .拟定

2、传动方案 电动机的选择计算总传动比和分配各级传动比. 运动和动力参数的计算 传动零件的设计计算 齿轮传动的主要参数和几何参数计算 轴的设计计算5.5.5.673.13.23. 3.滚动轴承选择和寿命计算3.4键连接选择和校核3.5联轴器的选择和计算 3.6润滑和密封形式的选择. 4箱体及附件的结构设计和选择 4.1机体有足够的刚度 4.2机体结构有良好的工艺性.4.3对附件设计总结参考文献.8.81722232424252525252829I1 、设计任务I1.1.工作条件与技术要求1. 工作条件已知带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=3000N,带速v=1.95m/s,卷扬 机直径D=3

3、80mm。工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动， 两班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为± 5%。工作现场有三相交 流电源。要求对该带式输送机传动装置进行总体设计。联轴器减速器电动机2.技术要求（1）（2）（3）（4）（5）（6）（7）（8）（9）图幅和相关标注等要符合机械制图国家标准。 结构图合理、清晰、明了。技术条件完整和标题栏填写完整。 图面布局合理、整洁、美观。折叠规范。封面和内容格式都要符合课程设计指导书上所提的要求。 设计、计算、校核内容要正确、完整、简明。插图规范、字迹工整。 装订规范、牢固。（10） 要求学生在教师指导下独立完成设计说明书一份（

4、6000字以上）（11）要求学生独立完成零件图两张（A3）和装配图一张（A0）1.2设计内容(1)(2)(3)(4)(5)(6)(7)(8)(9)(10)(11)(12)传动方案的分析与拟定（简单说明并附传动件图） 电动机的选择计算；传动装置的运动及运动参数的选择计算； 传动零件的设计计算；轴的设计计算； 滚动轴承的选择和计算； 键连接选择和计算； 联轴器的选择； 减速器的润滑方式和密封类型的选择；润滑油牌号的选择和装油量计算；减速附件的选择和计算； 减速器箱体的设计。2、传动系统方案的拟定2.1拟定传动方案为了估计传动装置的总体传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动 方案，可先由已知条

5、件计算其驱动卷筒的转速 nw，即：60X1000V60X1000X1.95“.nw =止 98r / minjiD兀 X 380一般常选用同步转速为1000r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传 动比约为11,。根据总传动比数值，可初步拟定出二级传动为主的多种传动方案。如图2-1所示的四种方案即可作为其中的一部分。就这四种方案而言方案b以用于长时间连续工作，且成本高。方案d制造成本比较高。根据带式输送机工 作条件，可在a和c两个方案中选择。现选用结构较简单、制造成本也较低的方 案C。2.2电动机的选择1. 电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的 丫（IP44）系列三相

6、异步电动机。 它为卧式封闭结构。电机容量卷筒轴的输出功率:1000 1000电动机输出功率:传动装置的总效率:式中，n 1、n2为电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表2-24查的：滚动轴承：n 1=0.99;圆柱齿轮传动：2=0.97;弹性联轴器：厲3=0.99; 滚筒轴滑动轴承：n 4 =0.96.,则：n = 0.994 X 0.97. 0.992 x 0.96 上 0.86Pd =二585 =6.80kwn 0.86电动机额定功率Ped由表20-1选取电动机额定功率 Rd =7.5kwo3.电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1查得V ,单

7、级圆柱齿轮传动比范围i柱 =36,则电动机转速可选范围为：nd = nw d-i i-i =882 3528r /min表2-1电动机参转转矩最大转矩方案电动机型 号额定功 率(KW电动机转速n/(r/mi n)额定转矩额定转矩质量/kg同步 转速满载转速1Y132S2-27.5300029002.02.3702Y132M-47.5150014402.22.3813Y160M-67.510009702.02.01194Y160L-87.57507202.02.0145根据表2-1可选择电动机的型号：丫160M-6其中额定功率：7.5kw，同步转 速：1000r/mi n,满载转速：970r/m

8、in, 2.3计算总传动比和分配各级传动比1. 传动装置的总传动比i二叽型二阴。 %982. 分配各级传动比单级减速器的传动比i=36，根据i(1.11.5)i2，得:h = 3.3,匚2 =3所得ii，i2值符合圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。2.4运动和动力参数的计算1各轴转速高速轴轴为I轴,中间轴为n轴，低速轴为III轴，各轴的转速为:nT = nm =970r /minnr 970r / min.nE = 1 = 294r / minU i13.3niii= n.294I.98r/mini22. 各轴输出功率按电动机额定功率Rd计算各轴输入功率，即:P = Rd m

9、=7.5kwx0.99 =7.425kw2 =7.425kwx 0.99x0.97 =7.13kw 2 =7.13kw 咒 0.99x0.97 =6.85kw3. 各轴转矩T 尸9550乩=9550 7.425kw =73.1N mnI970r/mi nT II =9550乩=9550 7.13kw =231.6N E nII294r / minT 川=9550 乩=9550-685kw =667.5N，m niii98r / min表2-2轴的运动参数及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III转速（r/mi n ）97097029498功率(kw)7.57.4257.136.8

10、5转矩(N m)73.8473.10231.6667.5传动比13.33效率n0.990.930.93三、传动零件的设计计算3.1齿轮传动的主要参数和几何参数计算（一）高速级齿轮传动设计：1. 选精度等级、材料及齿数。（1）按图1-1所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）（3）材料选择，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）230HBS。二者材料硬度差为50HBS。（4）选小齿轮齿数 乙=24,大齿轮齿数Z2 = 3.3x24 = 79.2取Z2=80。（5）选取螺旋角

11、，初选螺旋角P =14°2. 按齿面接触强度设计。按设计计算公式计算/x22KtT1 u±1 j ZhZe 1(3-1)ditS丿（1）确定公式的各计算值A.试选载荷系数 Kt =Ka Kv Ka-Kp=1.25X1.0X1.4X1.1=1.6J电 uB. 由图10-30，选取区域系数Zh =2.42C. 查表 10-26得 备=0.78 02 =0.89 s+%(2 =0.78 +0.89 =1.67D. .齿轮传递的转矩5 Pi4=9550咒105=7.3X104NE. 由表10-7，选取齿宽系数=1.01F. 由表10-6查得：材料的弹性影响系数 Ze =189.8M

12、pa'G由图10-21得：小齿轮的接触疲劳强度极限bHlm1=600M pa大齿轮的接触疲劳强度极限bHiim2 =540M paH. 计算应力循环次数叫=6 0n jLh =60x970x2x8x300x10 =2.79x109Nj =6 0n 2jLh =60x294x2x8x300x10 =8.45x108I.由图10-19得：接触疲劳寿命系数 Khni =0.92 Khn2=0.98J.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1/100，安全系数S=1 0得: kH = KHN1 &m1L552M paS k U 玩 二学2 =529.2Mpar 1 b H 2 + kH 1

13、bH = 540.6Mpa2(2) 计算A. 试计算小齿轮分度圆直径dit由式3-1得:dit = 50.8mmB. 计算圆周速度：rd2.58m/s60X1000C.计算齿宽b及模数mntb 沁 d1t = 50.8mmd1t cosmntP=2.05mm 乙h =2.25mnt = 4.62 mm b-=10.99hD. 计算纵向重合度邛=0.318© 乙 tanP =1.903E.计算载荷系数K已知使用系数Ka =1.25 根据v=2.73m/s 7级精度，由图10-8得动载系数Kv =1.2，由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置。Kh沪1.418，由图1

14、0-13查得Kf沪1.35，由图10-3心沪心沪1.2故载荷系数K =Ka Kv KhxKhP = 2.55F.按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径:dd1t =59.34mmV KtG.计算模数mnd1 cos Pmn =2.4mm乙3.按齿根弯曲强度校核。 按校核公式校核(2KT1Yf1YsV 屮 a(U+1)z2bF1mn1 3 3a1 COS(3-2)b FE1 = 500 Mpa FE -360MpaK fn2 = 0.89S=1.4(1)确定计算参数A.由图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限B. 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.86C.

15、 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数屛-Kfn1 1 =307.1mpaSGf2=Kfn2 Pfe2 =228.8MpaD. 计算载荷系数K=Ka Kv Kp ”KFp=1.25X1.2X1.2X1.35 =2.43E. 根据纵向重合度邛=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yp = 0.88F计算当量齿数24Zv1 =3 26.27 ，cos 1495zV2 =3 =87.63cos314G查去齿形系数由表10-5查得齿形系数YFa1 =2.5 9 2，YFa 2.205H.查取应力校正系数由表 10-5 查得 Y聞=1.596 ，Ysa2 =1.777I. 计算大 小齿轮的Y

16、P吕，并加以比较。F1亀=豊畀0.01363YFzYsa?/211"774 =0.01642238.86(2)设计计算m2KT1YF1Ysa1 cos2Pn "N屮a(U +1)乙2屛1】=产2竺竺必0弊空空0.01712 =1.73621x1.67x244I对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.0，已可满足弯曲强度。但是为了满足接触疲劳 强度算的的分度圆直径d62.73mm计算应有的齿数，于是由= 28.78rd190sP59.34xcos14mnZ1 取乙=29，则 Z2 =3.3咒 29 =95。4. 计

17、算几何尺寸(1)计算中心距ai_mn(Z1 +Z2)_ 2X(29 +95)2 cos P古=127.7 mm2XCOS14取 a1=128mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角arccos叫(乙十彳)2a-arccos22 =14.362X128(3)计算大小齿轮分度圆直径：Zm59.87mmd1=cos14.36Z2mnd2 = = 196.12mm cos14.36（4）确定齿宽匕2 =屮 a* =1x59.87 = 59.87mm圆整后，取 B2 =60mm , B65mm（5）结构设计A. 计算小齿轮的齿根圆直径为54.87mm,与其配合的轴的尺寸为40mm,计 算得齿根圆到槽底的距离

18、evZg =2x2.061 =4.122mm ,所以把|轴做成齿轮轴。B. 因为大齿轮的齿顶圆直径大于 160mm，而又小于500mm，故已选用腹板 式结构为宜。绘制大齿轮零件图如 3-1所示： TTJC：I rI2)tWM.UtHE储WKrinza21EJMll ar丁I4J5I Q3.23Sa7：FK魅戲： LHIMI. CJUflHWi.filAHAAHi'. £痢Jtt»图 3.-1（二）低速级齿轮传动设计：1. 选精度等级、材料及齿数。（1）材料选择，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）230HBS。二者材料

19、硬度差为50HBS。（4）选小齿轮齿数Z3=24,大齿轮齿数Z4 = 3x24 = 72取乙=80 。（5）选取螺旋角，初选螺旋角P =14°2. 按齿面接触强度设计。按设计计算公式计算/零2KtT3U±1 ZhZe T3际U（1）确定公式的各计算值(3-1)A.试选载荷系数 Kt =Ka Kv KorKp=1.25x1.0天 1.4勺.1=1.6IB.由图10-30，选取区域系数Zh =2.42C.杳表 10-26得 &q3 = 0.78 ®o4 = 0.88 s =名3 + ®a4 = 0.78 + 0.88 = 1.66D.齿轮传递的转矩T

20、2 =9550x105 也=2.316>d05N mmn2E. 由表10-7，选取齿宽系数 =1.01F. 由表10-6查得：材料的弹性影响系数 Ze =189.8Mpa至G由图10-21得：小齿轮的接触疲劳强度极限crHlim3 =600M pa大齿轮的接触疲劳强度极限crHlim4 =540M paH.计算应力循环次数N3 =6 0n 2jLh =60X294X2X8X300X10 =8.45X108N4 =60n 3jLh =60x98x2x8x300x10 =2.82>M08I.由图10-19得：接触疲劳寿命系数 Khn3=0.95Khn4=0.99J. 计算接触疲劳许用应

21、力，取失效概率为1/100，安全系数S=1 0得: 玩3 =心"；比汁=570皿pa &h4=Khn4 匕m4L534.6MpaSr 1 bH 3 + bH 4 b u = 552.3Mpa(2)计算H.试计算小齿轮分度圆直径d3t由式3-1得:d3t =74.1mmI. 计算圆周速度:叫n1=1.14m/s60X1000J.计算齿宽b及模数mntb =°d dst =74mmmnt/tcosp = 2.99mm 乙h =2.25mnt =6.73mm= 10.99K.计算纵向重合度邛=0.31阱 Z3tanP =1.903L.计算载荷系数K已知使用系数Ka =1.

22、25 根据v=1.14m/s 7级精度，由图10-8得动载系数Kv =1.05，由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置。KhRW25，由图 10-13 查得 KfR".38，由图 10-3 K H肯K Fa= 1.2故载荷系数K =Ka Kv Kh»KhP = 2.24M.按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径:i Kdd3t4 =82.7mm3tVKtmnN.计算模数mnd3 cos P=3.34mmZ33.按齿根弯曲强度校核。按校核公式校核、2KT3YF3Ysa3COS2Pmn3 一卜 a(u+1)z汕 F3(3-2)(2)确定计算参数B.由图10-

23、20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE3 =500 Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限B. 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.88C. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数bFE4 =360 MpaK fn 4 = 0.94S=1.4kF 3 =53 *3=314.29Mpa S屛 4 -Kfn；%2 =241.71MpaD.计算载荷系数K =Ka Kv -Kp XfP = 1.25x1.05x1.2x1.38 =2.17E.根据纵向重合度邛=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yp = 0.88F计算当量齿数24Zv3 二二=26.27，cos 1495Zv4 =3=8

24、7.63cos314G查去齿形系数由表10-5查得齿形系数YFa3 =2.5 9 2， YFa 2.228H.查取应力校正系数由表 10-5 查得丫,3 =1.595，YSa1.764YFlYsalI.计算大小齿轮的J .鸣1 ,并加以比较。YF3YSa3=2.592"595 = 0.01315314.292.228< 1.764 门7T = 0.01626bFJ 241.713】YF4Xa4(3)设计计算、2KT1YF1Ysa1 cos2 P彳2><2.17><2.3><100.88心14。0.01626 = 2.41mm仆1.66242对

25、比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.5，已可满足弯曲强度。但是为了满足接触疲劳 强度算的的分度圆直径d82.7mm计算应有的齿数，于是由r d3 cosP 82.7Xcos14Z3 =mn= 32.09取Z3 =32，则乙=3咒32 =96,由于两个齿轮要互为质数，乙取95个齿4.计算几何尺寸（1）计算中心距2XCOS14az/：)/5"32"?) =163.6mm2cos P取 ai=164mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角nmn（Z3 + Z4）2a2.5x(32 + 95)=arccos =14.52x

26、164（3）计算大小齿轮分度圆直径：ZgmnP 2 = arccos d3= =82.4mmcos14.5°d4 = Z4mn G = 244.89mm cos14.5（4）确定齿宽b4 =ad3 =1x82.4=82.4mm圆整后，取 B4 =80mm，B3 =85mm（5）结构设计A.计算小齿轮的齿顶圆直径小于150m m,故选用实心式结构为宜。其结构为3-2图所示。I&L十#ItB.因为大齿轮的齿顶圆直径大于 160mm,而又小于500mm,故已选用腹板式结 构为宜。绘制大齿轮零件图如3-3所示：3.2轴的设计计算（一）高速轴的设计1. 轴的材料选择因为高速轴是齿轮轴，

27、材料与齿轮材料相同，为40Cr（调质）2. 按切应力估算轴径已知：P =7.425kw，n i=970r/mi n ，T73.1Ne2t圆周力:Fti=2441.9 N ; di径向力:Fricos P轴向力:Fai= Fti tan P =609N有资料查得A0=112，轴段伸出段直径为:d八汁22mm考虑到与电动机半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用, 取：dr =32mm3. 划分轴段轴伸出段di，端盖以及密封圈处轴段d2，轴承安装轴段d3、d6，轴颈段d5， 齿轮轴段d4。4.确定各轴段的直径由于轴伸出段直径比计算值大的多, 能以较小值增加，d2 =38mm.查指导书表安装定位轴

28、颈d5考虑轴的紧凑性，其他阶梯直径应尽可 因此周伸出段联轴器套同轴向定位与套同配合轴段直径15-6,选择角接触球轴承 7028,轴颈直径d3=d6=40mm.轴承 = 47mm，。齿轮轴段直径与齿轮1直径尺寸相同，为d4 =63.78mm ， da 63.87mm ， d f 4 =54.87mm。5.确定各轴段的轴向长度两轴承轴颈间距L0 = A +2也 3 + BA :箱体内壁间距离，有中间轴计算得 A=171mm。3 :轴承内端面与内壁的距离，取 i12mmB :轴承宽度，查指导书表 15-6得B =18mm所以，L0 = 191mm。轴伸出段长度由联轴器轴向长度确定，轴颈长度由轴承宽度

29、决定 B=18mm, 齿轮轴段轴向长度决定于齿轮宽度， 轴向位置与中间轴大齿轮啮合位置确定， 直 径d4、d6，轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后获得。直径为d2轴段长由端盖外与端盖内两部分组成。端盖外尺寸为：k+（1020）mm,六角厚度确定k=7；端盖内尺寸为：21mme图3-4d2轴段长度L2=50mm，因此主要结构尺寸见 图3-4.:（二）中间轴的设计1.轴的材料选择因为中间轴不是齿轮轴，轴通过键与齿轮装配，所以材料为45钢（调质）。2. 划分轴段轴承安装轴段*、d5，轴肩段d3，安装齿轮轴段d2，d4。3. 确定各轴段的直径已知：PII =7.13kw，nil =294r/min ，T|

30、 = 231.6N rn查指导书表15-7初选圆锥滚子轴承，代号为30309,与轴承配合的轴径* =d5 =45mm。齿轮3处轴头直径为d2=51mm。齿轮3定位轴肩高度h = d2（0.07-0.1）=51x0.1=5.1mm,所以该处直径 d 3=62mm。齿轮2处轴头直径为d4=48mm，轴肩与齿轮3共用。4. 确定各轴段的长度按轴上零件的轴向尺寸以及零件间相对位置，参考高速级与低速级齿轮传动尺寸表，初步确定尺寸如附图3-5图3-5（三）输出轴的设计及校核1. 轴的材料选择因为中间轴不是齿轮轴，轴通过键与齿轮装配，所以材料为45钢（调质）。2. 按切应力估算轴径 已知：PIII =7.1

31、3kw， niii =98r/min ，T|ii = 667.5N e2T圆周力:Ftiii=纽=5594"d1径向力:Friii=Ft 鯉”2098N cos P轴向力:Faiii= Fti tan P =1394N有资料查得A0=112，轴段伸出段直径为:dmin -罟=46.13mm考虑到与电动机半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取:di =50mm3. 划分轴段轴伸出段di，端盖以及密封圈处轴段d2，轴承安装轴段d3、d7，轴肩段d5， 轴颈d6，安装齿轮轴段d4。4. 确定各轴段的直径由于轴伸出段直径比计算值大的多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯直径应尽可 能以较小值增

32、加，因此周伸出段联轴器套同轴向定位与套同配合轴段直径 d2=57mm.查指导书表15-6,选择圆锥滚子轴承30312,轴颈直径d3=d7=60mm.轴承 安装定位轴颈d72mm由于轴承段直径为60mm，所以齿轮轴段直径d65mm。齿轮4定位轴肩 高度 h = d4(0.07 -0.1 )= 65X 0.1 = 6.5mm，所以该处直径 d 5= 85mm。5. 确定各轴段的轴向长度两轴承轴颈间距1_0 *+23 +BA :箱体内壁间距离，有中间轴计算得 A=171mm。6 :轴承内端面与内壁的距离，取 也3=12mmB :轴承宽度，查指导书表 15-6得B = 33.5mm所以，L0 =217

33、mm。轴伸出段长度由联轴器轴向长度确定，轴颈长度由轴承宽度决定B=33.5mm, 齿轮轴段轴向长度决定于齿轮宽度， 轴向位置与中间轴大齿轮啮合位置确定， 直 径d4、d6，轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后获得。直径为d2轴段长由端盖外与端盖内两部分组成。端盖外尺寸为：k+(1020)mm,六角厚度确定k=7；端盖内尺寸为：21mmd2轴段长度L2=50mm，因此主要结构尺寸见 图3-6.:6. 轴的校核(1)轴上载荷的确定= 53 +140 =193mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如首先根据轴的结构图3-6作出轴的计算简图3-7。在确定轴承支撑点位置时，从 指导书中查去30312型圆

34、锥滚子轴承的a值为27mm。因此，作为简支梁的轴承 跨距L2 + L33-7所示。U)F NH 1L3L2+L3FNH 2L24Ifa图3-7faFt =4057N=Ft =1536N LL3F NV1FrL3 +罟=J =1521NL2+L3FNV2=Fr -Fnv2 =576NMh =215021N mmMv"! = Fnv1L2 = 111194 N mmMV2 = FNV2L3 =59431N，mmM1=JmH +M；1 =326215N mmM2= 223083N mmT =682468N mm按弯扭合成应力校核强度W前已选轴材料为45钢，调质处理。ca- M1 .TiIi

35、) =17.32MPa，其中 W =0.1x653mm3, a =0.6查表15-1得cTj =60 MP a >crca，故 此轴合理安全3. 3.滚动轴承选择和寿命计算由轴III的设计已知，选用圆锥滚子轴承 30312,由于受力对称，故只需要 校核一个。1.查滚动轴承样本(GB/T276-1994)圆锥滚子轴承O '"已知 C =162KN ,C0 =125KN 卫=12 5710 ,Ft = 2T = 5594 N d4Ft ta n otFr = -t一厂=2098 Ncos PFa = Ft tan P =1394Nniii = 98r / min2.求径向力

36、Fr1，Fr1Fr X53+FaXdF rv12 =1521N193Frv2=Fr -Frv1 =576NF rH 14=4057N193FrH2 = Ft -FrH1 =1536NFr7FrVFrH4332NFr2 =jF；2+FrH2 = 1640N3.求轴向力Fa1，Fa1Fa e=1.5tano =0.34 =0.66 ：>eFr故 Pr =0.4Fr +0.4coUxFa , X =0.4, Y= 0.4cota =1.74Fr1Fd1 =丄=437N2YFd-F =166N2YFa1 =Fd1 =490.6NFa2 =Fd2 +Fa =1831N4.计算当量载荷轴承运转中有中

37、等冲击，查表13-6, fp =1.2Pi = f p(X1Fr1+YFa1)=1642.5NP2 =f p(X2Fr2+Y2Fa)=4100N验算轴承寿命因为P AP2106 CLh =丄-(匕)3 =3.5咒 107 >480001 60n P故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴承30309 3.4键连接选择和校核轴III上的两个键分别与联轴器和齿轮相配合，因为连接的两个键分别为 bxhx| =14mmx9mmx70mm b咒 h" =18mmx11mmx70mm。由于两个键长度 一样，受到的扭矩也一样所以只校核联轴器的键即可。键、轴和的材料都是45钢，齿轮是40C

38、r，由指导书查得许用 应力 bp=100 -120MPa，取bp=110MFa。键的工作长度 l=L-b = 56mm,键与轮 毂键槽的接触高度k =0.5h =4.5mm。由 cTp =2Tl=108.7M Pa <cr 卩=110 MPakld可见连接的强度足够，确定选用 A型键：14X9X70mm3.5联轴器的选择和计算1. 类型的选择：因为工作中有中等振动，故选用弹性套柱销联轴器。2. 载荷计算（1）轴I上所需的联轴器P公称转矩：£ =9550咒105=7.3x104N mm由指导书查得工作情况系数Ka =1.3，故由公式得计算转矩为:Tea =Ka Ti =95O3O

39、N -mm根据工作要求及指导书表17-3中选用HL5其公称为125N 求。标注为 HL5 联轴器 JC38x80GB/T 5014-1995 JC32x60（2）轴m上所需的联轴器：P公称转矩：£ =9550咒105=7.3x104N mm由指导书查得Ka =1.3，得计算转矩为:Tea =Ka Ti =86775ON mm根据工作要求及指导书表17-3中选用HL9其公称为1000N 求。m满足工作要m满足工作要标注 HL9 联轴器 JC582gb 仃5014-1995JC50X82此减速器中的齿轮啮合采用油池浸油润滑：根据v=兀 dm601000=2.58m/ s根据推荐润滑油标准选用中负荷齿轮油（GB/T5903 - 86 )牌号为：4603.6润滑和密封形式的选择运动粘度 Y =4.4-5.6cst(400)。轴承采用油润滑选用牌号为。4箱体及附件的结构设计和选择减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合 质量。4.1机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度4.2机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10m m，圆角半径为R=5mm。机体外型简单，拔模方便.4.3对附件设计（1）视孔盖和窥视孔传动零件齿合区的位置，并有足够的空间,在机盖顶部开有窥视孔，能看到M6紧固