减速器说明书

1、目录1课程设计任务11.1 课程设计的目的11.2 课程设计要求11.3 课程设计的数据12设计方案拟定及说明22.1 组成22.2 特点22.3 确定传动方案22.4 .选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）23电动机选择33.1 选择电动机的类型43.2 传动装置的总传动比及其分配63.3 计算传动装置的运动和动力参数64设计V带和带轮75齿轮的设计76轴的拟定167轴与滚动轴承的设计、校核计算188键的设计计算及校核249箱体结构的设计25结论27参考文献261课程设计任务1.1 课程设计的目的该课程设计是继机械设计课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：(1)综合运用机械设计课程和其他先修

2、课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和拓展所学的知识(2)通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。(3)通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的能力的训练。1.2 课程设计要求1 .两级减速器装配图一张(A0);2 .零件工作图两张(A3);3 .设计说明书一份。1.3 课程设计的数据课程设计的题目是：带式输送机用二级圆柱齿轮减速器的设计2设计方案拟定及说明2.1 组成机器通常原动机、传动装置、工作机等三部分组成。传动装置位于原动机和工作机之间，用来传

3、递运动和动力，并可以改变转速，转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。2.2 特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。2.3 确定传动方案综合比较带式输送机的四种传动方案，下图的传动方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好。2.4 .选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）1电动机2联轴器3二级圆柱齿轮减速器4一卷筒5带式运输机图2-1传动装置总体设计简图初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示3电动机选择3.1 选择电动机的类型电动机选择包括选择类型、结构形式、容量(功率)和转速，并确定型号。3.1.1 电动机类型和结构形式选择工业上一般

4、用三相交流电源，无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，使用与不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好，页适用于某些要求较高的启动转矩的机械。常用的是封闭式Y(IP44)系列。3.1.2 选择电动机容量选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。电动机容量主要由发热条件而定。电动机发热与工作情况有关。对于载荷不变或变化不大，且在常温下长期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率，工作时就不会过热，可不进行发热计算。这类电动机按下述步骤确定：1)工作机所需功率P工作机所

5、需功率巳应由机器工作阻力和运动参数计算确定。已知输送带速度v(m/s)与卷筒直径D(mm),则卷筒轴转速即为:_100060v,._1000600.5_nw-r/min-26.5.min(3-1)二D二360已知带式输送机驱动卷筒的圆周力(牵引力)F(N)和输送带速v(m/s),则卷筒轴所需功率为：cFvI5400*0.5Pw-kw-=2.7kw100010002)电动机的输出功率R电动机至工作机主动轴之间的总效率，即：刈=)第；片;明%-0.99M0.993Mo.972M0.99X0.96=0.82(3-2)式中，正、"2、"3、'、"5为电动机至卷筒之

6、间的各传动机构和轴承的效率，由表2-4查的其数值为：弹性联轴器,-0.99、滚动轴承“2-0.99、圆柱齿轮传动“3-0.97、卷筒滑动轴承“5-0.96。Pd-'kw-包=3.29kw0.822)确定电动机额定功率Ped根据计算出的功率Pd可选定电动机的额定功率Ped。应使Ped等于或稍大于R。故,按表JB/T10391-2008,选取电动机额定功率Ped=5.5kw。3.1.3 电动机的转速选择常见同步转速为1000r/min、1500r/min的两种电动机。表3.1方案对比表方案电动机型号额定功率(kw)电动机(r/min)电动机质量(kg)电动机装置的传动比同步满载总传动比1Y

7、132S1-25.53000290067109.42Y132S-45.5150014406854.33Y132M2-67.510009608536.2由表中数据可知方案一虽然电动机的价格低，但总传动比大。方案二与方案三比较,方案二传动比比较合适，传动装置的结构能够比较符合这个设计过程，增加皮带轮传动,能够很好的缩小尺寸。3.1.4 电动机的技术数据和外形、安装尺寸图3-1表3.2方案对比表电动机型号HABCDEFXGDGKABADACHDAABBHALY160M16025421089428012x83711532525516538570:>7020600由表20-1、表20-2查出Y16

8、0M-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列上表。3.2 传动装置的总传动比及其分配i1对于二级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比和低速级传动比i2可按下列方法分配：ii=1.47i(3-3)i2=i/i1总传动比为：i-1440/38.2-37.7皮带轮的传动比为2-3这里取皮带轮的传动比为2.5,那么齿轮传动比则为说=iii2=37.7/2.5=15.08那么求得ii=4.73,i2=3.2所彳3ii值符合一般圆柱齿轮减速器传动比的常数范围。3.3计算传动装置的运动和动力参数3.3.1 各轴转速n(r/min)传动装置的各轴转速为：n1=nm/i带=14

9、40/2.5=576r/minnn=庄=576/4.733121.78rmin11n川=口=121.78/3.2：38.1rmin123.3.2 各轴输入功率P(kw)各轴输入功率分别为：Fq=Pe(i=5.5kwP=Ped)=5.5X0.99kw=5.445kwPI=P."2P3=5.445M0.96M0.98=5.123kwPII=PI"2"3=5.123父0.96m0.98=4.819kw3.3.3 各轴输入转矩T各轴的输入转矩分别为：P5.5T0=9550=955036.48Nmn01440P|5.445Ti=9550=955090.28Nmn2576PI

10、I5.123TI=9550工=9550401.75Nmn2121.78P4.819TI=9550比=9550-1207.91Nmn338.1表3.3方案对比表项目电动机高速轴I中间轴n低速轴m转速(r/min)1440576121.7838.1功率（kw）5.55.4455.1234.819转矩（N，m）36.4890.28401.751207.97传动比9.933.3效率0.990.94080.88514设计V带和带轮确定计算功率查课本P178表9-9得：Ka=1.2Pca=kAMP=1.2父4.5=5.4，式中心为工作情况系数，p为传递的额定功率，既电机的额定功率.选择带型号根据Pca=5

11、.4,kA=1.3,查课本%表8-8和九3表8-9选用带型为A型带.选取带轮基准直径dd1,dd2查课本P145表8-3和P153表8-7得小带轮基准直径dd1=90mm,则大带轮基准直径dd2=i°Mdd1=2.5M90=225mm,式中已为带传动的滑动率，通常取（1%2%）,查课本P53表8-7后取dd2=230mm。验算带速v="'m/sm/s在525m/s范围内，V带充分发挥确定中心距a和带的基准长度4由于,所以初步选取中心距a:a0=1.5(dd1+dd2)=1.5(90+230)=480,初定中心距ao=480mm,所以带长，2Ld=2a0+-(dd+d

12、d)+d2-d1=1472.64mm.查课本52表8-2选取基准长度2124a。Ld=1400mm得实际中心距Ld-Lda=a0d=480-44.76/2=457.62mm2取a=450mm验算小带轮包角叫%=1801dd2-dd1/=162.161包角合适。a二确定v带根数z因dd1=90mm,带速v=6.78m/s,传动比i0=2.5,查课本P14/8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得P0=10.7.甲0=0.17.查课本P42表8-2得Kl=0.96.查课本P54表8-8,并由内插值法得k=0.96由P54公式8-22得ppcaZ二(P0P0)k：.ki故选Z=5根带。

13、4.8(1.070.17)0.960.96=4.20计算预紧力F0查课本用5表8-4可得q=0.1kg/m,故:单根普通V带张紧后的初拉力为Pea2.524.85002.52F0=500ca(-1)qv2(-1)0.17.172=158.80Nzvk.57.170.96计算作用在轴上的压轴力Fpp利用P155公式8-24可得：1162.94Fp=2zF°sin1=25158.80sin=1570.43N225齿轮的设计本次课程设计我采用的是斜齿轮，斜齿轮的优点是，能提高齿轮啮合的重合度，使齿轮传动平稳，降低噪音，。提高齿根的弯曲强度，齿面的接触疲劳强度，但是斜齿轮会产生轴向力，可采用

14、推力轴承进行消除。设计齿轮的要求是：(1)高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度；(2)齿面由较高硬度、耐磨性；(3)轮齿芯部要有足够的强度和韧度。故齿轮的设计按下述步骤：5.1高速级齿轮传动的设计计算1 .选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。(1)选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线齿轮。(2)选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用45k钢调质后表面高频淬火，小齿轮齿面硬度为280HBs大齿轮选用45k钢调制，齿面硬度为240HBs(3)选择齿轮精度等级；按GB/T10095-1998,选择7级。2KJ1u-1ZhZe2-().d;.u卜h(4)选择齿轮齿数；

15、Zi、Z2互为质数(相啮合齿对磨损均匀，传动平稳)，闭式Zi=2040,硬齿面故取小齿轮齿数Zi=30,大齿轮齿数Z2=Zi1i=30X4.73=141.9,取Z2=142o2.按齿面接触强度设计计算；3d1t-(1)确定公式内各参数的值:试选载荷系数Kt=1.6查课本P217图10-30选取区域系数ZH=2.433由课本P215图10-26查得齿轮端面重合度8M=0.87贝=0.780.87=1.65由课本P206公式10-13计算应力值环数Ni=60n1jL.=60X970X1X(2X8X365X10)h=3.3989X109h(4-2)9r4=-匚0-h=1.014"09h(3

16、.29为齿数比，即3.29=Z2)(4-3)u4.09Z1查课本P207图10-19查得接触疲劳寿命系数：Kn=0.91K处J2=1.0查课本P205表10-7查的齿轮的齿宽系数*d=11查课本P201表10-6查得弹性影响系数Ze=189.8MP，查课本P209图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限DHlim1=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Cilim2=550MPa计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P205公式10-12得:二H1=(4-4)Khn-Hlim1=0.91X600MPa=54MPaS许用接触应力Oh二hKHN20Hlim2=1.0X550=5

17、50MPaS二H1二H2546550i_H2j_lh2=MPa=548MPaT=95.5x105X2=73.10NmnI(2)设计计算试算小齿轮的分度圆直径d1由计算公式得:3d1t-2KtT1u+1.ZhZe.2-()d；：u二h34二21.63.611105.1711.655.172433W9J)2mm.50.81mm531.25(4-5)(4-6)(4-7)(4-8)计算圆周速度二d1t”601000二50.81970=2.58m/s601000(4-9)计算齿宽b和模数计算齿宽b:m0b=dd1t=1x50.81mm=50.81mm计算摸数m:m=2.05(4-10)(4-11)计算齿

18、宽与高之比bh齿高h:h=2.25m=2.25X2.05mm=4.61mm(4-12),50.81(4-13)b=11.02h4.61计算纵向重合度&P。8P=0.318Gdz1tanP=0.318x1x24xtan140=1.903（4-14）计算载荷系数Ka）查课本年3表10-2查得使用系数Ka=1b）根据v=2.58m/s,7级精度,（互换性电3表10-10）；查课本由P194图10-8得动载系数8=1.09;查课本由P197表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数Kh-=1.42c）查课本由年5表10-13得：K邛=1.35查课本由P193表10-3得：KHa=KFa=

19、1.4故载荷系数：(4-15)K=KaKvKh：Kf：=2.17按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d尸dt3k=50.81X:kt2.17.=56.24mm1.6(4-16)计算模数mnd1cos:mn=Z156.24cos14=2.27mm24(4-17)3.按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式2KT1Y：cos2"YfhYdZ；：.(二f)(4-18)确定公式内各计算数值计算载荷系数KK=KaKvKfqKfP=1.0X1.09X1.4X1.35=2.06(4-19)螺旋角系数Yp根据纵向重合度部=1.8236,从课本P217图10-28查得螺旋角影响系数丫0=0.88计算

20、当量齿数(4-20)(4-21)查取齿形系数YFa和应力校正系数Ysa查课本由P200表10-5得：齿形系数YFa1=2.592YFa2=2.205应力校正系数Ysa1=1.596Ysa2=1.778作寿命两班制，10年，每年工作365天小齿轮应力循环次数：N二3.3989X109h大齿轮应力循环次数：N2=1.014109h查课本由P208表10-20C得到弯曲疲劳强度极限小齿轮c-FF1=500MPa大齿轮c-FF2-380MPa查课本由P206图10-18得弯曲疲劳寿命系数：Kfn1=0.85KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4(4-22)二Fk"

21、弋FF1=303.57MPaKfn20FF2=238.86MPaS(4-23),YfFs,、计算大、小齿轮的上口鼻并加以比较“YfFsh二fi丫匕?2二F22.5921.596303.5712.2051.778238.86=0.01363=0.01641大齿轮的数值大.所以选用大齿轮.设计计算计算模数322.067.3101040.88cos2140.0164112421.65(4-24)(4-25)mm=1.64mm(4-26)对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数以大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取n=2mm已可满足弯曲疲劳。但为了

22、同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径算应有的齿数.于是由：51.077mm来计d1cos:Zi=56.24cos14=27.282(4-26)取Z1=30,那么Z2=1424.几何尺寸计算计算中心距a=_m，4140)2=164mm(4-27)将中心距圆整为170mm(4-31)(4-41)计算齿轮宽度B=4'ddi=149.5mm=49.5mm圆整后取B2=60mmB1=65mm5.2低速级齿轮传动的设计计算1 .选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。(1)选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。(2)选择齿轮材料及热处理

23、；高速级小齿轮选用45斤钢调质后表面高频淬火，小齿轮齿面硬度为280HBs大齿轮选用45k钢调制，齿面硬度为240HBs(3)选择齿轮精度等级；按GB/T1009旌1998,选择7级。(4)选择齿轮齿数；Z1、Z2互为质数(相啮合齿对磨损均匀，传动平稳)，闭式Z1=2040,硬齿面故取小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=Z1，i1=24X4.4=105.6,取Z2=106o(5)选取螺旋角；初选螺旋角B=142 .按齿面接触强度设计计算；2KtT1u_1ZHZE2d1t-t1(rHE)2.du二h(1)确定公式内各参数的值:试选载荷系数Kt=1.6查课本P217图10-30选取区域系数ZH=

24、2.433由课本P215图10-26查得齿轮端面重合度=0.78%2=0.87贝=0.780.87=1.65课本P206公式10-13计算应力值环数N1=60n1jL,=60X293.94X1X(2X8X365X10)h=1.0299X109h(4-42)一,9r(4-43)N2=4.147210h=1.014M109h(3为齿数比，即3=Z2)u4.09Z1课本P207图10-19查得接触疲劳寿命系数：Kfn=1.0K=1.08查课本P205表10-7查的齿轮的齿宽系数*d=11查课本P201表10-6查得弹性影响系数Ze=189.8MP*大齿轮的查课本P209图10-21查得小齿轮的接触疲

25、劳强度极限0rHlim1=600MPa接触疲劳强度极限-Hlim2=550MPa计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P205公式10-12得：二H2许用接触应力二h=_KHN1二Hlim1-SKHN20Hlim2,S=1.0X600MPa=60MPa=1.08X550=594MPa(4-44)(4-45)；:hi；:h22600594MPa-597MPa2(4-46)T=95.5X105XPI，=226.94Nmnn(4-47)(2)设计计算试算小齿轮的分度圆直径d由计算公式得:3d1t-2KtT2u1(ZHZE)2d?u二h321.62.269410411.65计算圆

26、周速度u。4,2.433189.8、2()mm：70.6mm3597(4-48)二%"=1.09m/s601000(4-49)算齿宽计算齿宽b和模数b:计算摸数算齿宽与高之比齿高h:mnt。b=mnt=bh。h=2.25dd2t=1x70.55mm=70.55mmd1tcos:Z270.55cos14ccmm2.85mm24mnt=2.25x2.85mm=6.4125mm(4-50)-51)(4-12)bh70.55116.4125(4-13)计算纵向重合度(4-54)；：=0.318：，1tanB=0.318124tan14=1.903计算载荷系数Ka)查课本年3表10-2查得使用

27、系数Ka=1b)根据v=1.09m/s,7级精度,(互换性年3表10-10);查课本由年4图10-8得动载系数Kv=1.04;查课本由P197表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数Kh-.=1.42c)查课本由年5表10-13得：K邛=1.35查课本由P193表10-3得：KHa=KFa=1.4故载荷系数：K=KaKvKhqKf0=1X1.09X1.4X1.42=2.17(4-55)实际载荷系数校正所算得的分度圆直径33d1=d1tf=70.55X.=76.87mm(4-56)kt11.6计算模数mnmnZ766.8724=3.01mm(4-57)3.按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度

28、的设计公式2KTYCOS2：/丫dZ、二f(4-58)确定公式内各计算数值计算载荷系数KK=KaKvKFaKFp=1X1.04X1.4X1.35=1.97(4-59)螺旋角系数Yp根据纵向重合度部=1.903,从课本P217图10-28查得螺旋角影响系数Yp=0.88计算当量齿数Zv1=26.27(4-60)ZV2=78.82(4-61)查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa查课本由P200表10-5得：齿形系数YFa1=2.592YFa1=2.218应力校正系数YSa1=1.596YSa2=1.768工作寿命两班制，10年，每年工作365天小齿轮应力循环次数:N1=1.0299X89h大齿轮

29、应力循环次数：N2=1.014X89h查课本由P208表10-20C得到弯曲疲劳强度极限小齿轮加=500MPa大齿轮ff2=380MPa查课本由P206图10-18得弯曲疲劳寿命系数:Kfni=0.88K计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.40FN2=0.9KFN1;FF10f1=-ZS0.88500MPa=314.29MPa1.4(4-62)二F2KFN2-FF20.9380MPa=244.29MPa1.4(4-63)计算大、小齿轮的YfFS并加以比较二fYf':1二fiYfFsr一:22.5921.596314.29=0.01316(4-64)-f22.2181.768-

30、244.29=0.01605(4-65)大齿轮的数值大.所以选用大齿轮.设计计算计算模数3mn-21.972.26941040.88cos2140.0160512421.65mm=2.37mm(4-66)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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取mn=3mm已可满足弯曲疲劳。76.87mm来计但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径算应有的齿数.于是由：取Zi=30,那么Z2=96.4.几何尺寸计算计算中心距a=(Z1Z2)mn(30106)3=204mm(4-67)将中心距圆整为

31、195mm算大、小齿轮的分度圆直径d1=45mm(4-69)计算齿轮宽度d2=159mm(4-70)B=d1=189.52mm=89.52mm(4-71)圆整后取B2=90mmB1=95mm6.轴的拟定6.1 联轴器的设计及选择6.1.1 类型选择联轴器的类型根据工作要求选定。联接电动机与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器，弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器，由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可移式联轴器。6.1.2 联轴器的设计计算6.1.2.1

32、 高速轴的联轴器的选择已知P=7.425kwni=970r/minTi=73100Nmm；选取轴的材料为45钢，调制处理；查机械设计课程设计P97表20-2得电动机型号为Y160M-6的D=42mm查课本P370表15-3,取Ao=126,所以得高速轴的最小直径处算为：R7.425dmin之Ao；1=112-19.35mm(5-1),n1440联轴器的计算转矩查课本P351<14-1,选取Ka=1.25,所以转矩为：Tca=KR=1.3m73.10Nm=N95.03m(5-2)因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计课程设计14表174,选取HL3联轴器型弹性套柱销联轴器具公称转矩

33、为315Nm。所以高速轴的最小直径为25mm.2862HL2联轴器GB5014-85主动端di=28mm,Y型轴孔，L=62mm,A型键槽；2562从动端d2=25mm,Y型轴孔，L=62mm,A型键槽。6.1.2.2 低速轴的联轴器的选择已知Pm=6.572kwnm=97.98r/minTm=640570N-mm；选取轴的材料为45钢，调制处理；查课本P370表15-3,取A=112,所以得高速轴的最小直径处算为：dmin代巴=45.5(5-3),nm联轴器的计算转矩查课本P351表14-1,Ka=1.3,所以转矩为：Tca=KaM=1.3父640.57Nm=83274lN.m(5-4)因为

34、计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计课程设计P162表172,选取HL4联轴器型弹性套柱销联轴器具公称转矩为1250Nm。所以低速轴的最小直径为48mm.HL448X112联轴器GB5401-85主动端di=48mm,J型轴孔，L=112mm,A型键槽；从动端d2=48mm,J型轴孔，L=112mm,A型键槽。6.2 初选滚动轴承的类型及轴的支承形式按照对轴系轴向位置的不同限定方法，轴的支承结构可分为三种基本型式，即两端固定支承，常用两个安装的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，两个轴承各限制轴载一个方向的轴向移动；一端固定、一端游动支承，用于跨距较大且工作温度较高的轴，其热伸长量大；两端游动支

35、承，对于一对人字齿轮本身的相互轴向限位作用，它们的轴承内外圈的轴向紧固应设计成只保证其中一根轴向相对机座由过顶的轴向位置，而另一根轴上的两个轴承都必须是游动的以防止卡死或人字齿的两侧受力不均匀。普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，常采用两端固定支承。因为采用斜齿轮轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。在设计时应注意留有适当的轴向间隙，以补充工作时轴的热伸长量。对于可调间隙的角接触球轴承，则可利用调整垫片或螺纹件来调整轴承游隙，以保证轴系的游动和轴承的正常运转。6.3 轴承盖的结构轴承盖的作用是固定轴承、承受

36、轴向载荷。密封轴承座孔、调整轴系位置和轴承问隙等。采用凸缘式轴承盖。6.4 滚动轴承的润滑本次设计轴承采用油润滑，当利用箱体内传动件溅起的油润滑轴承时，通常在箱座的凸缘面上开设导油沟，使飞溅到箱盖内壁上的油经过导油沟进入轴承，所以在箱座上开设导油沟。6.5 确定齿轮位置和箱体内壁线箱座壁厚S=8mm;1=15mm;A2=16mm;A3=7mm;4=20mm;A7=20mmL=60mm;L2=197mm;L3=317mm.7、轴与滚动轴承的设计、校核计算7.1低速轴的设计1 .已知P>m=6.572kwnm=97.98r/minTm=6405705mm；选取轴的材料为45钢，调制处理；轴的

37、最小直径是联轴器的直径，所以低速轴的最小直径确定为48mm。2 .求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为da=286.38mm2Tmda2640570286.38N=4473.6N(6-1)Fr=Ftt-COST=4473.6*U。口定1683.3N(6-2)Fa=FttanP=4541Xtan14°24,00N-1172.6N(6-3)3 .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 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，I-R轴段右端需要制出一轴肩，故取H-m的直径d=55mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=58mnT联轴器与轴配合的轮毂孔

38、长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-H的长度应比略短一些，现取11=84mm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，故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据dn=55mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312型，其尺寸为dxDxB=60mmx130mmx33.5mm,故di=dz=60mm；而=33.5mm.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得30312型轴承定位轴肩高度h>0.07d,取h=5mm因止匕dVII_Vm=72mm, 取安装齿轮处的轴段d=65mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.

39、已知齿轮毂的宽度为95mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取liv=91mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=5,取dv=75mm轴环宽度b>1.4h,取b=10mm. 轴承端盖的总宽度为32.5mm(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=17.5mm,故取1口=50mm. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离4=20mm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3,3=8mm已知滚动轴承宽度B=33.5mm,高速齿轮轮毂长L=95mm

40、,则1vl=89mmlm.IV=61.5mm至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。传动轴总体设计结构图如图6-1至图6-3图6-1低速轴图6-3中间轴7.2中间轴的校核1 .求作用在齿轮上的力已知中间轴大齿轮的分度圆直径为da=184.23mmda=95.46mmFt2=1991.92NF.2=747.48NFa2=499.97NFt3=4541NF.3=1707.44NFa3=1165.07N2 .从轴的载荷分析图可以判断危险截面在B处，现将计算出的截面B处的M、Mv、Mh的值列于下表表6.1对照表载荷水平向H垂直向V支反力F(N)Fnh1=2972Fnh2=1502Fnv1=1909Fnv

41、2=-226弯矩M(N-mm)Mh=215470MV1=138403MV2=-32433总弯矩M1=Jm；+M；1=270716.9NmmM2=Jm；+mV2=265272Nmm扭矩T(N-mm)6405706 .按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据：:20.44MPa(6-4)，Mi2+他)2_1279716.92+(0.6-30.8594)2W.0.1532前已选轴材料为45钢，调质处理。查课本电2表15-1得O_60MPaJa。二此轴合理安全中间轴的载荷分析图8.键的设计计算及校核选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据中间轴：d1=35mmd2=3

42、5mm低速轴：d3=48mm查课本P06表6-1取：中间轴：14X9X8016X10X40低速轴：18X11X80校和键联接的强度查课本表P06表6-2得仃p=110s120MP取仃p=110MPa键工作长度中间轴：12=L2b2=80-14=56I2=L2b2=40-16=24低速轴：l3=L3-b3=80-18=62与轮毂键槽的接触高度中间轴：K2=0.5h2=9K2=0.5h2=10二P2_32T210K212d22206.6310004513853.31MPMOp32T210K212d22206.63100042838:97.1MPM二p低速轴：K3=0.5h3=11二P32T3103

43、K313d3264.05710005.56265=57.80MPa<-p两者都合适取键标记为:中间轴：键2:14X80AGB/T1096-79键2:16X40AGB/T1096-79低速轴：键3:18X80AGB/T1096-799.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,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为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

44、度为6.3-3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8,圆角半径为R=3。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封，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盖螺钉：启盖螺钉