带式输送机动装置设计

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置1 课程设计任务书22 设计要求23 设计步骤21 .传动装置总体设计方案32 .电动机的选择43 .确定传动装置的总传动比和分配传动比54 .计算传动装置的运动和动力参数65 .设计V带和带轮76 .齿轮的设计97 .滚动轴承和传动轴的设计148 .键联接设计289 .箱体结构的设计2910 .润滑密封设计3111 .联轴器设计324 设计小结325 参考资料31 课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1V带传动2 运输带3 单级斜齿圆柱齿轮减速器4联轴器5 电动机6 卷筒原始数据:数据编号12345678运输带工作

2、拉力F/N15002200230025002600280033004000运输带工作速度v/（m/s）1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm220240300400220350350400已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温 度35摄氏度；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V;5）运输带速度允许误差土 5%6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2 .设计要求1 .减速器装配图一张。2 .绘制轴、齿轮零件图各一张3

3、 .设计说明书一份三.设计步骤1.传动装置总体设计方案本组设计数据：2200N1.1ms第二组数据：运输带工作拉力F/N 2200。运输带工作速度v/（m/s）1.1240mm卷筒直径D/mm2401）外传动机构为V带传动。2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。3）方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工彳机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动 能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V带这 种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电

4、动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、 工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择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，额定电压380M2）选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw FvPw 2.42kw从电动机到工作机传送带间的总效率为0.86由机械设计课程设计手册表17可知:V带传动效率0.962 :滚动轴承效率0.99 （球轴承）:齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动）:联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）:卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为Pd2.81kwPPdPw3

5、）确定电动机转速按表13 2推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速器传动比i 6 20而工作机卷筒轴的转速为nw87.58rv nwD所以电动机转速的可选范围为ndi'nw (6 20) 87.58r min (525.48 1751.6) r min符合这一范围的同步转速有、1000/min和1500两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表12-1选定电动机型号为Y100L2-4。其主要性能如下表:选定电动科型号 Y100L2-4电动机型号额定功率/k

6、w满载转速/(r/min)启动转矩 额定转矩最大转矩额定转矩Y100L2-4314302.22.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表:中心高外型尺寸L X ( AC/2+AD ) X HD底脚安装尺寸AXB地脚螺 栓孔直径K轴伸 尺寸 DXE装键部位 尺寸FX GD100380X 332.5X245160 X1401228 X608 X28.0093.计算传动装置的总传动比i并分配传动比16 .33(1) .总传动比i为i(2) .分配传动比i i ii4i4.1考虑润滑条件等因素，初定i 4i 4.1n 1430 r/ minn 357.5r min4.计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的

7、转速I 轴 n nm 1430r/minii轴357.5r miniii 轴 n87.2r/min卷筒轴nwn 87.2r min2).各轴的输入功率PPd2.81kwII 轴 P P 1 2 2.67kwIII 轴 P P 3 22.56kw卷筒轴P卷P 4 2 2.51kw3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td9.5510 6 Pd1.88 10 4 Nmmn mI 轴TTd1,8810 4 N mmii 轴 T T 1 2i7.15 104N mm5 .iii 轴 TT 3 2i2.82 10 N mm5卷筒轴 T卷 T 4 2 2.76 10 N mmnnwPPPP卷87.2

8、r/ min87.2 r min2.81kw2.67kw2.56kw2.51kw轴名功率P/kw转矩 T/(N - mm)转速 n/(r/min)传动比i效率I轴2.811.88 104143040.95将上述计算结果汇总与下表，以备查用II轴2.6747.15 10357.54.10.96III轴2.562.82 10587.210.98卷筒轴2.51一 一一 52.76 1087.25.设计V带和带轮电动机输出功率Pd2.81kw ,转速n1每天工作16小时。1) .确定计算功率Pca由机械设计表4.6查得工作情况系数2) .选if? V带类型根据Pca ,门1 ,由机械设计图4.113)

9、 .确定带轮的基准直径内并验算带速nm 1430r/min，带传动传动比i=4Ka 1.2,故 PcaKaR 3.37kw可知，选用A型带(1).初选小带轮基准直径dd1由机械设计表4.4 ,选取小带轮基准直径da 90mm ,dd1H 100 mm2H其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。(2).验算带速VRadd rv 16.74m s60 1000因为5m/s v 25m/s,故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径dd2i dd1 360 mmdd2根据机械设计表4.4 ,选取dd2 355mm ,则传动比i 7 3C ,dd1Pca 3.37kw选用A型带dd90 mmd1v 6.7

10、4 msdd2360 mm选取d d2355 mm从动轮转速也n11 3667 r min ia0 750mmLd 2240mma 759mmamax 826mmamin 725mm4) .确定V带的中心距a和基准长度Ld.由式 0.7(dd1 dd2) a02(dd1 dd2XS312 a。890,取 a0750mm(2) .计算带所需的基准长度Ld2(dd2 dd1 )Ld0 2a°(ddi c)，2222mm24a0由机械设计表4.2选取V带基准长度Ld 2240mm(3) .计算实际中心距aLd Ld0a a0 759mm2amax a 0.03Ld 826mmamin a

11、0.015Ld 725mm5) .验算小带轮上的包角 i57.31 180 (dd dd ) 16090Id2d1 /aLdFr1.52kwZ 36) .计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率Pr由dd1 90mm和n1 1430r/min，查机械设计表4.5得P0 1.05kw根据n1 1430r/min,i3.9和A型带，查机械设计表4.7得P0 0.17kw查机械设计表4.8得K 0.95 ,查表4.2得K l 1.06,于是Fr(P0P0) K Kl1.23kw(2)计算V带的根数ZPca zPr稳 2.74取3根。7).计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min(F0)min14

12、1N由机械设计表4.1得A型带的单位长度质量q 0.1kg/m,所以( F0 )min500(2.5 K )PcaK zv2qv141N应使带的实际初拉力F0(F0 ) min o(Fp)min 147 N(Fp ) min2z(F0)min sin-12147N8) .计算压轴力Fp压轴力的最小值为9) .带轮的结构设计8级精度大小齿轮 材料均为45钢(调质)小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为13mm取带轮宽为35mm 6.齿轮的设计 1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋角BZ124(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速

13、度不高，故选用8级精度。z298(3)材料选择。由机械设计表 6.1大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别 为220HBS,260HBSC者材料硬度差为 40HBS选小齿轮齿数424,则大齿轮齿数Z2 i z1 98(5)初选螺旋角(二13 2)初步设计齿轮主要尺寸(1)设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面接触疲劳强度设计。(F0 ) mind1t 32KT1 u 1(ZeZhZZ (h)2确定式中各项数值:因载荷较平稳，初选Kt=1.5FpTi9.55 106P7.13 104N mmv 0.83m s机械设计表机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数

14、zE 189.8, MPa机械设计图6.19,查得 zH2.44股取Z ”0.750.88,因齿数较少，所以取z0.8、cos 0.99(6-12), N1 60n2jLh 60 357.5 1 16300 8 8.24 108NN2Ni24.1由图6。6 查得，Khn11.08,Khn21.15按齿面硬度查图6.8得Hiim1 600MPa , Hiim2 560MPa,取 SHminiK HN1lim 1S1.08600MPa 648MPaK HN2 lim 2S1.15 560MPa 644MPah (648644)/2 646MPajlH四4t2Kt【u 1/eZhZZ(h)22 1.

15、5 713003 14.1 12.44 189.8 0.8 0.99 24.1(646)mm 44.1mmdit44.1mm修正dit :d#n2 v 3.14 44.1 357.5 m / s 0.83m / s60 100060 1000由表6.2查得，KA1.00由图6.10查得，Kv 1.03由图6.13查得，K 1.05般斜齿圆柱齿轮传动取，K 1 1.4 ,此处K 1.2则 KKAKVK K 1.00 1.03 1.05 1.2 1.30A Vd1d1t3 44.1 3 130mm 42.05mmKt1.5d1cos42.05 cos13mn mm 1.71mmZ124选取第一系列

16、标准模数mn 2mm3)齿轮主要几何尺寸：mn(Z1 Z2)2 (24 98)a1 mm 125.77mm2 cos 2 cos13圆整中心距，取a1126mmarccosmn(Z12alZ2)arccos2 (24 98) 14.482 126计算分度圆直径和齿宽d1mnz1cos2 24 mm 49.48mm cos14.48mn z22 98d2 mm 202.06mmcos cos14.48dd11 49.48mm 49.48mmB2 55mm B1 60mm4)校核齿根弯曲疲劳强度2KT1YYbd1f(1).确定公式内的各计算数值d1 49.48mmd2 202.06mmb 49.4

17、8mmB160mB2 55m由机械设计第127页，取Y=0.7, Y 0.88由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Fimi 240MPa ;大齿轮的弯曲强度极限Flim2 220MPa ;由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数Kfni 0.90, Kfn2 0.94;计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4,应力修正系数Y=2,有F1 KFN1 Flim1丫 308.6MPa SF29N2lim2Y 295.4MPaS计算载荷系数K ;KKaKvK K1.00 1.03 1.05 1.2 1.30查取齿形系数；Zv1326cosZ2Zv2 3cos107由机械设计表6.4查得

18、YFa12.60 ; YFa2 2.191.30查取应力校正系数;由机械设计表6.4查得YSa11.595； YSa2 1.80(2).校核计算2KT1Y YF1-bd1mn-YFa1YSa1 则 2KT1Y YF2=广丫"291.9 F2齿根弯曲疲劳强度足够。由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强 度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度 算得的模数1.71并就近圆整为标准值 m 2mm,按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数Zidim25大齿轮齿数，取z2 103。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳

19、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。(5) .结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹 m 2mm板式结构为宜。绘制大齿轮零件图如下。z 25其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。z2 103T/I”?同I产降回同工工匚4土二口二大山轮7.滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计I .输出轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知 P2.56kw, n87.2r/min, T 2.82 105 N mmn.求作用在齿轮上的力因已知

20、低速大齿轮的分度圆直径d2m z2cos2 103cmm 212.37 mmcos14.482T而Ft2737.86Nd2tanFrFt1027.32NcosFa 707 Nam.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表 11.3，取C 110 ,于是PdminC3I 33.93mm,由于键槽的影响，故 dm. 1.05dmin 35.63mm1n输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d 0为了使所选的轴直径d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TcaKaT ，查机械设计表10.1 ,取KA1.5,则:TcaKaT423000 N mm按照计算转矩

21、Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 1250000N mm。半联轴器的孔径 d 38mm ,故取半联轴器长度 L 82mm , 半联轴器与轴配合的毂孔长度L 60mmIV.轴的结构设计Ft 2737.86Fr 1027.32Fa707Ndmin 35.63md 38mmdn rn 42mI n 58mm选取轴承 代号为7009AC 的 角接触球轴承dm !V 45mmdw 皿 45mm1Vl 皿 30mmdiv v 48mm11V v 53mmdv vi 56mml v w 10mm1n 皿 40mml 皿 1V 40mm(1) .根据轴向定位

22、的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足半联轴器的轴向定位要求，I - R段右端需制出一轴肩，故取R -田段 的直径du皿42mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L 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，故I - II段的 长度应比L小2 3mm ,现取h n 58mm2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴 承。按照工作要求并根据d 42mm ,查手册表6-1选取轴承代号为7009AC的角接 触球轴承，其尺寸为 d D B 45mm 75mm 16mm,故 d4 1V dy11ra 45mm；而 lvi 皿 3

23、0mm o3) .取安装齿轮处的轴端IV -V的直径dwv 48mm ;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 55mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端 应略短于轮毂宽度，故取11V v 53mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d , 故取h 4mm ,则轴环处的直径dv胃56mm。轴环宽度b 1.4h，取%胃10mm。4) .轴承端盖的总宽度为10mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承 端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的 距离l 30mm ,故皿40mm 05) .取齿轮距箱体内壁的距离a 12mm,考

24、虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s 10mm ,已知滚动轴承宽度T 16mm ,大齿 轮轮毂长度L 55 mm,则l 皿 1V T s a (55 53) (16 10 12 2)mm 40mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dw v由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面b h 14mm 9mm ,键槽用键槽铳刀加工，长为 45mm ,同 时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为巨工；同样，n6半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm 8mm 50mm,半

25、联轴器与轴的配合为k6滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4,取轴端倒角为2 45 oV .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2 L3 44.6mm 44.6mm 89.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的M h、M v及M的值列于下表。载荷水平向H垂直面V支反力FFnhi 1369N,Fnh 21369NFnvi 1330N,Fnv2303N弯矩MM H 61057N m

26、mMv1 59318N mm,MV2 13514N mm,总弯矩M1 85127N mm , M2 62535N mm扭矩TT 282000N mmVI .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最大弯矩和扭矩的截面 (即危险截面C)的强度。0.6,轴的计根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 算应力ca M12（T）211.98MPaW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得i 60MPa因此ca l,故安全。VU .精确校核轴的疲劳强度(1) .判断危险截面截面A, R,田,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均

27、 将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面a, n, m,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和v处过盈配合引起的应力集中 最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面v的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面v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 最然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且 这里轴的直径最大，故截面 C也不必校核。截面VI显然更不必校核。截面IV为危险截 面，截面IV的左右两侧均需校核。(2) .截面IV左侧抗弯截面系数W 0.1d3 0.1 453 9112.

28、5mm3抗扭截面系数WT 0.2d3 0.2 453 18225mm3截面IV左侧的弯矩M为44 6 26M M1 44.626 35501N mm44.6截面IV上的扭矩T为T 282000N mm截面上的弯曲应力b 3.9MPa W截面上的扭转切应力T T 15.47MPaWT弯曲正应力为对称循环弯应力，m 0,扭转切应力为脉冲循环应变力，15.47/2 7.74MPab 3.9MPa , a m 7.74MPa轴的材料为 45钢，调质处理，由机械设计表11.2 得 B 640MPa ,275MPa ,1 155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按机械设计附表1.6查取因

29、r 2.0d 450.04, D 竺1.07,可查得 d 451.30又由机械设计图2.8并经插值可得轴的材料的敏性系数为0.850.82故有效应力集中系数为由机械设计查图2.91)1)1.751.260.75；由附图3-3的扭转尺寸系数0.760.92轴按磨削加工，由 b 640MPa查图2.12 ,轴未经表面强化处理，即 q 1 ,则综合系数为1 2.421 1.75已知碳钢的特性系数0.1 0.2,取0.10.05 0.1 ,取0.05于是，计算安全系数 Q值，则29.14m111.13K amS S-S-S 10.4 S 1.5 S2S2故可知其安全。(3).截面IV右侧k11 3.5

30、1抗弯截面系数抗扭截面系数W 0.1d3 0.1 483 11059.2mm3WT0.2d3 0.1 483 22118.4mm3截面IV右侧的弯矩M为44.6 26M M135501N mm44.6截面IV上的扭矩T为T 282000N mm截面上的弯曲应力b M 3.2MPa W截面上的扭转切应力T T 12.75MPaWT弯曲正应力为对称循环弯应力，m 0,扭转切应力为脉冲循环应变力，m 12.75/2 6.375MPaa b 3.2MPa , a m 6.375MPakk k过盈配合处的一,由机械设计附表1.4,取一 0.8一,用插值法得3.42, 2.74,轴按磨削加工，由 B 64

31、0MPa查图2.12 ,0.92故得综合系数为所以轴在截面IV右侧的安全系数为1 2.831 24.5K amS 1 8.44K amS SSca 一 一 7.98 S 1.5 5a22y' S S故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。VT绘制轴的工作图，如下：（二）.齿轮轴的设计I .输出轴上的功率P、转速n和转矩Tmm由上可知 P 2.67kw, n357.5r/min , T 7.15 104Nn.求作用在齿轮上的力因已知低速小齿轮的分度圆直径,mnz12 25d1nfmm 51.55mmcos cos14.482T2774NFt3). 由小齿轮尺寸可知齿轮处的轴端V - VI的

32、直径dv,53.55mmdi_ tan 一FrFt 1041NcosFa 716.4Nm.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表 15-3,取C=12Q于是dmin C3i 23.46mm,由于键槽的影响，故 dm. 1.05dmin 24.6mm. nn力 %11【口idr，V用刊也1输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径ds ,取d 25mm ,根据带轮结构和尺寸，取h n 35mm。IV.齿轮轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足带轮的轴向定位要求，I- R段右端需制出一轴肩，故取R-田段的直径dn 皿 30mm ；2) .初步

33、选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴 承。按照工作要求并根据dn m 30mm,查手册表6-1选取轴承代号为7007AC的角接 触球轴承，其尺寸为d D B 35mm 62mm 14mm,故d4 1V d皿皿35mm；而 L 皿 32mm。lv , 60mm 。轴肩高度h 0.07d，故取h 3mm ,则轴环处的直径div v dvi w 42mm。轴环宽度 b 1.4h，取 L v L w 6mm。4) .轴承端盖的总宽度为15mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承 端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l 3

34、0mm ,故卜皿45mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离a 12mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离 s,取s 6mm ,已知滚动轴承宽度T 14mm,则l 皿 1V T s a M v (14 12 6 6)mm 26mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 di由机械设计课程设计手册表 4-1查得平键截面b h 8mm 7mm ,键槽用键槽铳刀加工，长为 28mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m60(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4,

35、取轴端圆角2 45 0(三).滚动轴承的校核 一一一一.轴承的预计寿命Lh 8 8 2 365 46720hI .计算输出轴承(1) .已知n87.2r/min ,两轴承的径向反力FR1 FR2 513.2N由选定的角接触球轴承7009AC轴承内部的轴向力Fs 0.63FrFs1 FS2 0.63FR 323.3N(2) .由输出轴的计算可知Fa 707N因为Fsi Fa 323.3N 707N 1030.3N Fs2 ,故轴承II被“压紧”，轴承I被“放松”，得： Fa2 FS1 Fa 323.3N707N 1030.3NFaiFsi 323.3N(3) .Fai/Fri 0.63, Fa2

36、/Fr2 2.01 ,查手册可得 e 0.68由于 Fai/Fri e,故 Xi 1,Yi 0;FA2/Fr2 e，故 X2 0.41,Y2 0.87(4) .计算当量载荷PP2由机械设计表8.7 ,取fp 1.5,则P1 fp(X1Fr 诉)769.8NP2 fp(XzFY2FA)829.5N(5) .轴承寿命计算由于P P2,取P 829.5N ,查表8.8取ft 1,角接触球轴承，取3,查手册得7009AC型角接触球轴承的Cr 25.8 KN ,则106 fCLh k(士)5750416h Lh60n P故满足预期寿命。8 .键联接设计I .带轮与输入轴问键的选择轴径d 25mm,轮毂长

37、度L 35mm,查手册，选A型平键，其尺寸为b 8mm, h 7mm, L 28mm(GB/T 1095-2003)n .输出轴与齿轮间键的选择轴径d 48mm,轮毂长度L 45mm,查手册，选A型平键，其尺寸为b 14mm, h 9mm, L 45mm(GB/T 1095-2003)田.输出轴与联轴器间键的选择轴径d 38mm,轮毂长度L 50mm,查手册，选A型平键，其尺寸为b 12mm, h 8mm, L 50mm(GB/T 1095-2003)9 .箱体结构的设计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， 大端盖分机体采用HZ配合.is61 .机体有足

38、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2 .考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到 油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面 粗糙度为6.33 .机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm,圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4 . 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能 伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承 盖板的表面并用垫片加强密圭t

39、盖板用铸铁制成，用 M8紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面， 并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 .D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔 改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 .减速器机体结构尺寸如下:名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a 3 8i0箱盖壁厚1i 0.02a 3 88箱盖凸缘厚度bibii.5 ii2箱座凸缘厚度bb i.5i5箱座底凸缘厚 度b2b2 2.525地脚螺钉直径dfdf 0.036a i2Mi6地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径didi 0.75dfMi2机盖与机座联 接螺栓直径d2d2= (