电机的选择计算

1、 课程设计 电机的选择计算2.1 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V.2.2 选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=FV/1000=(2200N×1.0m/s)/1000=2.2kw.从电动机到工作机输送带间的总效率：联轴器的传动效率 1=0.99.带传动效率2=0.96.一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0. 98.一对球轴承的效率 4= 0.99.闭式直齿圆锥齿传动效率5= 0.97.闭式直齿圆柱齿传动效率6= 0.97.总效率=21233456=0.992×0.96×0. 983×0.9

2、9×0.97×0.97=0.817.所以电动机所需工作功率为：Pd=Pw/=2.2kw/0.817=2.69kw2.3确定电动机转速查表得二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i=8-40，而工作机卷筒轴的转速为：d=250mmnw=60×1000V/d=76.5r/m所以电动机转速的可选范围为：nd=i×nw =(8-40) ×76.5=(612-3060)r/m符合这一范围的同步转速有750 r/m,1000 r/m,1500 r/m,3000 r/m四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为100

3、0 r/m的电动机如表2-1：表2-1电动机的型号额定功率/kw满载转速/（r/m）启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132S-639602.02.0电动机的主要安装 尺寸和外形尺寸如表2-2：表2-2尺寸/mm型号HABCDEF×GDGY132S13221614089388010×8332.4 计算传动装置的总传动比i 并分配传动比2.4.1 分配原则1.各级传动的传动比不应该超过其传动比的最大值2.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3.使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利于实现油池润滑2.4.2 总传动比i 为：i =nm/ nw=96

4、0/76.5=12.5492.4.3分配传动比：i =i1i2圆锥齿轮传动比一般不大于3，所以：直齿轮圆锥齿轮传动比：i1=3直齿轮圆柱齿轮传动比: i2=4.18实际传动比：i = 3×4.18=12.54因为i=0.009<0.05,故传动比满足要求2.5 计算传动装置各轴的运动和动力参数2.5.1 各轴的转速轴 nI=nm=960r/m轴 n=nI/ i1=960/3=320 r/m轴 n=n/ i2=320/4.18=76.6 r/m轴 n=n=76.6r/m2.5.2 各轴的输入功率轴 PI= Pd1=2.69kw×0.99=2.663kw轴 P= PI54

5、=2.663×0.99×0.97=2.557kw轴 P= P63=2.557×0.97×0.98=2.43kw轴 P= P13=2.43×0.99×0.98=2.358kw2.5.3 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td =9.55×106×2.69/960=2.68×104 N.mm所以：轴 TI=Td×1=2.68×104×0.99=2.65×104 N.mm轴 T=TI×54×i1=2.65×104×0.99×

6、0.97×3=7.63×104 N.mm轴 T=T×63×i2=7.63×104×0.97×0.98×4.18=3.03×105 N.mm轴 T=T×13=3.03×105×0.99×0.98=2.94×105 N.mm运动和动力参数计算结果整理如表2-3：表2-3轴名功率P/kw转矩T/(N.mm)转速n/（r/m）传动比i效率电机轴2.692.68×10496010.99轴2.6632.65×10496013轴2.5577.63&#

7、215;1043203-4.180.98轴2.433.03×10576.64.18轴2.3582.94×10576.61-4.180.973 传动零件的设计计算3.1 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a选材七级精度小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217286，大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，按齿面接触疲劳强度设计：Hmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齿轮的齿面接触疲劳强度Hmin1=600 Mpa ；大齿轮的齿面接触疲劳强度Hmin2 =550 Mpab.(1) 计算应力循环次数N:N1=60njL=60×960×

8、;1×8×10×300=2.765×109N2=N1/ i1=2.765×109/3=9.216×108 (2)查表得疲劳寿命系数：KHN1=0.91,KHN2=0.93,取安全系数SHmin =1H=Hmin× KHN / SHmin H1=600×0.91/1=546 MpaH2=550×0.93/1=511.5 MpaH1>H2 取511.5 Mpa(3) 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）:取齿数 Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×

9、3=72，取Z2=72实际传动比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tan2=cot1=31=18.435°2=71.565°则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cos1=24/cos18.435°=25.3zm2=z2/cos2=72/cos71.565°=227.68(4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=2.0有T1=2.65×104 T/(N.mm)，u=3，R1=1/3.试计算小齿轮的分度圆直径为：d1t2.92=63.96mmc.齿轮参数计算(1)计算圆周速度v=*d1t*nI /60000=3.14*63.

10、96*960/60000=3.21335m/s(2)计算齿轮的动载系数K根据v=3.21335m/s，查表得：Kv=1.18,又查表得出使用系数KA=1.00取动载系数K=1.0取轴承系数K=1.5*1.25=1.875齿轮的载荷系数K= Kv*KA* K *K=2.215(3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式:d1= d1t×=63.96×=66.15mmm=66.15/24=2.75d按齿根弯曲疲劳强度设计：Fmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1)小齿轮的弯曲疲劳强度FE1=500 Mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度FE2 =380 Mpam(2)查得弯

11、曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.88.计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=1.4由F=Fmin× KFN / SFmin 得F1=FE1* KFN1/S=500*0.86/1.4=308.929 MpaF2=FE2* KFN2/S=380*0.88/1.4=240.214 Mpa计算载荷系数K= Kv*KA* K *K=2.2151.查取齿形数：YFa1=2.65, YFa2=2.2362.应力校正系数Ysa1=1.58, Ysa2=1.7543.计算小齿轮的YFa * Ysa /F并加以比较YFa1 * Ysa1 /F1 =2.65*1.58/308.92

12、8=0.01355 YFa2 * Ysa2/F 2 =2.236*1.754/240.214=0.01632YFa1 * Ysa1 /F1 < YFa2 * Ysa2/F 2所以选择YFa2 * Ysa2/F 2=0.01632m =2.087对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由因为齿轮模数m的大小主要由弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，所以将取标准模数的值，即m=2.5。按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=66.15得，Z1=d1/m=66.15/2.528,则Z2=Z1*m=28*3=84f.计算

13、大小锥齿轮的基本几何尺寸模数：m=2.5分度圆直径：d1=m*Z1=2.5*28=70mm； d2=m*Z2=2.5*82=210mm齿顶圆直径：da1=d1+2m* cos1=70+2*2.5* cos18.435°=74.74mmda2=d2+2m* cos2= 210+2*2.5*cos71.565°=211.58mm齿根圆直径：df1= d1-2.4m* cos1=70-2*2.5* cos18.435°=64.31mmdf2= d2-2.4m* cos2=210-2*2.5*cos71.565°=208.11mm齿轮锥距：R=0.5m=110m

14、m将其圆整取R=112mm大端圆周速度：v=*d1t*nI /60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s齿宽：b=R*=112/3=38mm所以去b1=b2=38mm分度园平均直径：dm1=d1*(1-0.5) =70*5/6=58mmdm2=d2*(1-0.5) =210*5/6=175mm3.2 闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算a选材七级精度小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217286，大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，按齿面接触疲劳强度设计：Hmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齿轮的齿面接触疲劳强度Hmin1=600

15、Mpa ；大齿轮的齿面接触疲劳强度Hmin2 =550 Mpab.(1) 计算应力循环次数N:N1=60njL=60×320×1×8×10×300=9.216×108N2=N1/ i1=91216×108/4.18=2.204×108 (2)查表得疲劳寿命系数：KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系数SHmin =1H=Hmin× KHN / SHmin H1=600×0.96/1=576 MpaH2=550×0.98/1=539 MpaH1>H2 取539 Mpa(3

16、) 按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）:取齿数 Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×4.18=100，取Z2=100实际传动比u=Z2/Z1=100/24=4.167，(4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=1.5有T1=7.63×104 T/(N.mm)，u=3，R1=1/3.齿宽系数：=1试计算小齿轮的分度圆直径为：d1t2.32*=*=60.34mmc.齿轮参数计算(1)计算圆周速度v=*d1t*nI /60000=3.14*60.34*320/60000=1.0104m/s齿宽b=*d1t=1*6

17、0.34=60.34计算齿宽与齿高之比：b/h模数mt= d1t/Z1=60.34/24=2.514h=2.25mt=5.6565b/h=60.34/5.6565=10.667(2)计算齿轮的动载系数K根据v=1.0104m/s，查表得：Kv=1.05,又查表得出使用系数KA=1.00取动载系数K=1.1取轴承系数K=1.1*1.25=1.42齿轮的载荷系数K= Kv*KA* K *K=1.6401(3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式:d1= d1t×=60.34×=62.16mmm=62.16/24=2.59d按齿根弯曲疲劳强度设计：Fmin1=0.7HBS+

18、275由公式查得：(1)小齿轮的弯曲疲劳强度FE1=500 Mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度FE2 =380 Mpam(2)查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.885,KFN2=0.905.计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=1.4由F=Fmin× KFN / SFmin 得F1=FE1* KFN1/S=500*0.885/1.4=316.07 MpaF2=FE2* KFN2/S=380*0.905/1.4=245.64 Mpa计算载荷系数由b/h=10.667,=1.42查得KF=1.45K= Kv*KA* K *KF=1*1.05*1.1*1.35=1.5591.查取齿形数

19、：YFa1=2.65, YFa2=2.282.应力校正系数Ysa1=1.58, Ysa2=1.793.计算小齿轮的YFa * Ysa /F并加以比较YFa1 * Ysa1 /F1 =2.65*1.58/316.07=0.01324YFa2 * Ysa2/F 2 =2.28*1.79/245.64=0.01661YFa1 * Ysa1 /F1 < YFa2 * Ysa2/F 2所以选择YFa2 * Ysa2/F 2=0.01661m =1.98对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由因为齿轮模数m的大小主要由弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度

20、所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关，所以将取标准模数的值，即m=2.5。按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=62.16得，Z1=d1/m=62.16/2.526,则Z2=Z1*m=26*4.167=108f.计算大小锥齿轮的基本几何尺寸模数：m=2.5分度圆直径：d1=m*Z1=2.5*26=65mm； d2=m*Z2=2.5*108=270mm齿顶圆直径：da1=d1+2 ha=65+2*2.5=70mmda2=d2+2 ha=210+2*2.5=275mm齿根圆直径：df1= d1-2hf=65-2*2.5* (1+0.25)=58.75mm （ha=h*m）df2= d2-2hf=210

21、-2*2.5* (1+0.25)=263.75mm （hf=（1.+0.25）m）齿轮中心距：R=（d1+d2）/2=（65+270）/2=167.5,mm齿宽：b=d1*=65*1=65mm所以去小直齿轮b1=65mm， 大直齿轮b2=60mm3.3 轴的设计计算3.3.1减速器高速轴的设计(1)选择材料:由于传递中功率小，转速不太高，故选用45号钢，调质处理查表得，(2)根据 P1=2.663kWT1=2.65×104n1=960r/m3初步确定轴的最小直径取c=118mmdmin c=118×16.58mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5-7，故dmin =1

22、6.58×1.05=17.409mm(3)考虑I轴与电动机轴用联轴器连接，因为电动机的轴伸直径为d=38mm，查表选取联轴器的规格YL7联轴器的校核：计算转矩为:Tc=KTK为工作情况系数，工作机为带式运输机时，K=1.25-1.5。根据需要去K=1.5T为联轴器所传递的转矩，即:T=9550×P/n=9550×2.663/960=26.19NTc=KT=1.5×联轴器的需用转矩Tn=1250>39.3许用转速n=4750r/min>n=960r/m所以联轴器符合使用要求(4)作用在小锥齿轮上的力：dm1=1-0.5×b/R

23、5;d1=1-0.5/112×70=50.125mm圆周力：Ft1=2T1/ dm1=2×2.65×104 /58.125=911.82N径向力：Fr1= Ft1*tan20°*cos1=911.82N×tan20°×cos18.435°=314.83N轴向力:Fa1= Ft1*tan20°*sin18.435°=104.97N(5)轴的结构设计如图3-1：图3-1(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-轴端右端需要制出一轴肩dI- =30mm，故取d

24、- =35mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-轴段取L I- =62mm。初步选定滚动轴承，因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求根据d- =35mm，根据机械设计手册标准，单列圆锥滚子承选用型号为30208，其主要参数为d=40mm，D=80mm，T=19.75，B=18，C=16，所以d- =40mm，d- =50mm，d- =40mm，L- =17mm取安装齿轮处的轴端-的直径d- =32mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。轴段的长度取L- =58mm。由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定L- =44mm。d I- =

25、30mm L I- =62mmd- =35mm L- =44mmd- =40mm L- =17mmd- =50mm L- =56mmd- =40mm L- =17mmd- =32mm L- =58mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。(6)求轴上的载荷如图3-2计算轴上的载荷：图3-2求垂直面内的支撑反力：该轴受力计算简图如下图，齿轮受力L- =56mm 轴承的T=19.75mm a=17.6L2= L-+2（T-a）=56+2×(19.75-17.6)=60.3mm根据实际情况取L2=60mm，估取L3=40mm=0,Rcy=Ft1(L2+L3)/L2=911.82×

26、;(60+40)/60=1519.7N，Rby= Ft1- Rcy=911.82-1519.7=-607.88NMcy=1519.7×60=91182N.mm求水平面内的支撑力：=0，RCz= Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2/L2=314.83×(60+40)- 104.97×50.125/2/L2=480.86N=0，水平面内C点弯矩，Mz=480.86×合成弯矩：M=作轴的扭矩图如图3-3图3-3计算扭矩:T=T1=2.65×104 N.m校验高速轴：根据第三强度理论进行校核：MD<M1D,又抗弯截面系数：W=0.1d3 =

27、0.1×323=3276.8mm3 =/W=/3276.8=29.58Pa所以满足强度要求3.3.2 减速器的低速轴的设计(1)选取材料：由于传递中功率小，转速不太高，故选用45号钢，调质处理，查表得，(2)根据P=2.557T1=7.63××104 Nn1=320r/m(3)初步确定轴的最小直径取c=118mmdmin c=118×23.59mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5-7， 故dmin =23.59×1.05=24.77mm，取d=25mmdm1=（1-0.5×b/R）×d=174.375mm(4)大锥齿

28、轮圆周力：Ft1=2T1/ dm1=2×7.63×104 /174.375=875.125N径向力：Fr1= Ft1*tan20°*cos2=875.125×tan20°×cos18.44°=302.105N轴向力:Fa1= Ft1*tan20°*sin2=875.125×tan20°×sin18.44°=100.75N(5)作用在小齿轮上力：圆周力：Ft3=2T2/d1=2×7.63×104 /60=2543.33N径向力：Fr3= Ft3×t

29、an20°=243.33×tan20°=925.7N(6)轴的结构设计根据轴的各定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选定滚动轴承，因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求根据dmin=25mm取d I- =30mm，根据机械设计手册标准，单列圆锥滚子承选用型号为30206，其主要参数为d=30mm，D=62mm，T=17.25，B=16，C=14，所以d- =30mm。如图3-4图3-4取安装大圆锥齿轮处的轴端-的直径d- =50mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。轴段的长度取L-=58.5mm。由轴承盖宽度和套筒宽

30、宽的确定L- =59.8mm。安装小齿轮为齿轮轴，其齿宽为65mm，直径为55mm，所以d- =55mm，L- =64mm轴-段根据挡油环河套筒得出d- =40mm，L- =38mm。d I- =30mm L I- =38mmd- =50mm L- =49mmd- =55mm L- =64mmd- =40mm L- =38mmd- =30mm L- =17mm至此已经初步确定了轴的各段直径和长度3.3.3 减速器低速轴的设计计算(1)选择材料：由于传递中功率不大，转速不太高，故选用45号钢，调质处理，查表得，(2)由轴上扭矩初算轴的最小直径：机用的减速器低速轴通过联轴器与滚筒的轴相连接，其传递

31、功率P=2.43kw。转速n=76.6r/m，转矩T=3.03×105 由机械设计查得c=118，所以：dmin c=118×33.24mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应该加大5-7， 故dmin =33.24×1.05=34.9mm，取d=35mm(3)考虑轴与卷筒伸轴与联轴器连接。查表选用联轴器规格为LH3联轴器的校核：计算转矩为：Tc=KTK为工作情况系数，工作机为带式运输机时，K=1.25-1.5。根据需要去K=1.5T为联轴器所传递的转矩，即:T=9550×P/n=9550×2.43/76.6=302.95NTc=KT=1.5

32、15;联轴器的需用转矩Tn=1250>454.43许用转速n=4750r/min>n=76.6r/m所以联轴器符合使用要求(4)作用在大直齿轮上的力： 圆周力：Ft4= Ft3=2543.33NFr4= Fr3=925.7N(5)轴的结构设计如图3-5如图3-5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-轴端右端需要制出一轴肩dI- =40mm，故取d- =50mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-轴段取L I- =80mm。初步选定滚动轴承，因为轴承只有轴向力的作用，故选深沟球轴承。参照工作要求根据d- =50mm，根据机

33、械设计手册标准，深沟球承选用型号为60210，其主要参数为d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以d- =56mm，为大齿轮的右端定位制造出一轴肩的高度为65mm，宽度为10mm，即d- =65mm，L-=10mm，d- =50mm，L- =17mm取安装齿轮处的轴端-的直径d- =60mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。大直齿轮的齿宽为60mm，所以轴段-的长度取L- =58mm。为保证机箱的宽度，故为确保机箱的宽度，轴和轴安装轴承的轴的长度应向对应，故取L- =322.5mm。由轴承盖端的总宽度和挡圈宽度轴承的宽度来确定L- =58.5mmd I- =40mm L

34、I- =88mmd- =50mm L- =66mmd- =56mm L- =59.8mmd- =65mm L- =10mmd- =60mm L- =58mmd- =50mm L- =58.5mm至此，已经初步确定了轴的各段直径很长度。(6)求轴上的载荷该轴受力计算简图如图3-6：计算轴的载荷： 图3-6求垂直面内的支撑力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2543.33×109.8/（109.8+78.5）=1484.04NY=0，Rcy= Ft4- RBY =2543.33-1484.04 =1059.29 N，垂直面内D点弯矩：MDy= RcyL1=1059.29

35、×109.8=116310.04 N·m ，M= RBY L2=1484.04×78.5=116497.14N·m水平面内的支撑反力：MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=925.7×109.8/188.3=539.78NZ=0，RCz= Fr4- RBz =925.7-539.78=385.92N，水平面内D点弯矩MDz= RCz L1=385.92×109.8=42420.32N·m，M= RBz =539.78×78.5=42372.73 N·m合成弯矩：MD=123804.31 N&#

36、183;m，M=42407.7N·m作舟的扭矩图如图3-7图3-7计算扭矩:T=T1=3.03×105 N.mm。校核低速轴:根据第三强度理论进行校核：由图可知，D点弯矩最大，故验算D处的强度MD<M1D,取M=M1D=123804.31N又抗弯截面系数：W=0.1d3 =0.1×583=19511.2mm3 =/W=/19511.2=17.48Pa所以满足强度要求.4 滚动轴承的选择与寿命计算4.1 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算(1)高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40，选用型号为30208，其主要

37、参数为：d=40，D=80，Cr=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查表,当A/R时，X=1，Y=0； 当A/R>e时，X=0.4,Y=1.6(2)计算轴承D的受力（图1.5）， 支反力RB=630.04 N，RC=1593.96 N附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=630.04/3.2=196.88 N，SC=RC /2Y=1593.96/3.2=498.1125 N轴向外载荷 FA=Fa1=104.97 N(4)各轴承的实际轴向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =104.97-498.1125=393

38、.14N，AC=（SC，FA +SB）= SC =498.15N(5)计算轴承当量动载 由于受较小冲击查表得 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=393.14/630.04=0.623=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6， PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×630.04+1.6×393.14）=1585.872NAC/ RC =498.15/1585.872=0.314=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1593.96=2869

39、.128N(6)计算轴承寿命 又PB PC，故按PC计算，查表，得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2869.128）10/3 /（60×960）=0.032×106 h。4.2 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算(1)高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取d=55，由表选用型号为6210，其主要参数为：d=50，D=90，Cr=33500 N，Cr0=25000(2)计算轴承D的受力支反力:RB=1579.15 N，RC=1127.39 N(3)轴向外载荷 FA=0 N(4)计算轴承当量动载 由于受较小冲击

40、查表fd =1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5PB= fdfm RB =1.2×1.5×1579.15=2842.47 NPC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1127.39= 2029.3N(5)计算轴承寿命 又PB >PC，故按PC计算，查表得ft=1.0L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2842.47）10/3 /（60×76.6）=14.82×106 h当减速器内的浸油传递零件（如齿轮）的圆周速度V2m/s时，采用齿轮传动时飞溅出来的润滑油来润滑轴承室最简单的

41、，当浸油传动零件的圆周速度v2m/s时，油池中的润滑油飞溅不起来，可采用润滑脂润滑轴承。然后，可根据轴承的润滑方式和机器的工作环境是清洁或多尘选定轴承的密封方式。5 键联接的选择5.1 高速轴的键连接1高速轴I输出端与联轴器的键连接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30，查表得 b×h=8×7，因L1长为60，故取键长L=50 ，2.小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=32，查表得 b×h=10×8，因小圆锥齿轮宽为38，L1长为40mm，故取键长L=30 5

42、.2 低速轴的键连接1.大圆锥齿轮与低速轴II的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50，查表得 b×h=14×9，因大圆锥齿轮宽为38，且L1长为60mm，故取键长L=50 2小柱齿轮与低速轴II的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=55，查表得 b×h=16×10，因小圆柱齿轮宽为65，且L1长为65mm，故取键长L=553.大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60，查表得 b×h=18×1

43、1，因大圆柱齿轮宽为60，且L1长为60mm，故取键长L=50 3.低速轴III输出端与联轴器的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=40，查表得 b×h=12×8，因L1长为80，故取键长L=706 减速器机体的结构设计减速器机体是用来支持和固定轴系部件的重要零件。机体应有足够的强度和刚度，可靠的润滑与密封及良好的工艺性。铸铁机体被广泛采用，它具有较好的吸震性，良好的切削性能和承压性能。6.1 机体要具有足够的刚度设计机体时，要保证机体有足够的刚度，主要措施是：(1)保证轴承座的刚度。为了增加轴承座的刚度，轴承座应有足够的厚度，当轴承座

44、孔采用凸缘式轴承盖时，轴承座的厚度常取为2.5d3，d3为轴承盖的链接螺栓的直径。为了增加轴承座的刚度，可在轴承座附近加支撑肋板或采用凸壁式机体。肋板有外肋和内肋两种结构形式。内肋结构刚度大，外表面光滑美观，且存油量增加。因此，虽然工艺比较复杂，内壁阻碍润滑油的流动，但是目前采用内肋的机体还在逐渐增加。为了提高轴承座链接的刚度，座孔两侧的链接螺栓距离s1应尽量小一些，但不与端盖螺钉孔相干涉。通常s1D2，D2为轴承座外径，取螺栓中心线与轴承座外径D2的圆相切的位置。为此轴承座旁边应州出凸台，轴承座凸台的高度可以根据c1的大小用作图法来确定。设计凸台结构时，应在三个基本 视图上同时进行，当凸台位

45、置在机壁外侧是，凸台可设计成圆弧结构。当机体同一侧有多个大小不等的轴承座时，除了要保证扳手空间c1和c2外，轴承旁边凸台的高度应尽量去相同的高度，以使轴承旁边链接螺栓长度都一样，减少了螺栓的品种，而且应按直径最大的轴承座确定凸台的高度。(2)机盖和机座的连接凸缘及机座底部凸缘应具有足够的厚度和宽度。一般机盖和机座的连接凸缘厚度为机体壁厚的1.5倍，即b=1.5，b=1.5。机盖和机座连接凸缘的宽度和凸缘的类型有关，对外凸缘，其宽度为B+ c1+c2，式中，为机壁厚，c1，c2为凸缘上连接螺栓d2的扳手空间尺寸；对内凸缘，其宽度为：K(2-2.2)d式中，d为机盖和机座间连接螺栓直径机座底部凸缘

46、承受很到的倾覆力矩，应该很好地固定在机架或地基上，因此，所设计的机座底部凸缘应有足够的强度和刚度。为增加机座底部凸缘的刚度，常取凸缘厚度p=2.5，为机座的壁厚，而凸缘的宽度按地脚螺栓直径df，由扳手空间c1和c2的大小确定。为了增加地脚螺栓的连接刚度，地脚螺栓孔的间隔距离不应太大，一般为(150-200)mm地脚螺栓的数量通常取4-8个。6.2 机体的结构要便于机体内零件的润滑，密封及散热减速器的传动件，通常采用浸油润滑，为了满足润滑和散热的需用，机体油池必须有足够的储油量。同时为了避免浸油传动件回转式将油池底部沉积的污物搅起，大齿轮的的齿顶圆到油池地面的距离H1应不小于（30-50）mm，

47、由此可决定机座的中心高H，如果H值与相连电动机的中心高相接近，则可取电动机的中心高作为减速器机座的中心高，从而简化安装减速器和电动机的平台机架结构。传动件在油池中的浸油深度。圆柱齿轮应浸入1-2各齿高，但不应该小于10mm，这个有油面位置为最低油面位置。考虑使用中油不断蒸发损耗，还应给春一个允许的最高油面。对中小型减速器，其最高油面比最低油面高处（10-15）mm即可。此外还应保证传动件浸油深度最低不得超过齿轮半径的1/4-1/3，以免搅油损耗过大。锥齿轮的浸油深度取齿宽的1/2最为最低油面位置。浸油也不应小于10mm。为了保证机盖与机座连接处的密封，可采取的措施有：连接凸缘出应有足够的宽度外，连接表面应精刨，其表面粗糙度应不小于6.3，密封要求高的表面还要经过刮研。装配时可涂密封胶，但不允许放任何垫片。在螺栓的布置上应尽量做到均匀，对称，并注意不要与吊耳，吊钩，定位销等发生干涉。6.3 机体结构要具有很好的工艺性机体结构工艺性主要包括铸造工艺性和机械加工工艺性等方面。良好的工艺性对提高加工精度和生产率，降低成本及提高装配质量等有重