二级圆柱齿轮减速器机械课程设计

第一章绪论TOC\o"1-5"\h\z引言 21.2目的 2第二章设计项目2.1已知数据 2传动方案的选择 2电动机的选择 3传动比的计算与分配 4传动参数的计算 4第三章传动零件的设计与校核\o"CurrentDocument"3.1高速齿轮的设计与校核 53.2低速级齿轮的设计与校核 8第四章减速器轴及轴承装置键的设计与校核4.1输入轴及轴承装置键联轴器的设计与校核 11\o"CurrentDocument"4.2中间轴及轴承装置键的设计与校核 154.3输出轴及轴承装置键联轴器的设计与校核 19第五箱体及减速器附件的说明装配图设计 24第六章零件图设计 27\o"CurrentDocument"第七章个人小结 29第八章参考文献 29第一章绪论1.1引言机械设计综合课程设计是对我们一个学年内学习状况的考察，也是锻炼同学自主创新、设计及思考的一项课题。本次机械设计课程设计的主题为“二级展开式圆柱齿轮减速器”在设计过程中涉及到了很多在过去的一年中我们所学到的知识，例如齿轮、轴和与它们相关的知识。这次是我们第一次接触实际进行设计，相信无论对于我们知识的强化还是创新能力、思考能力都是一次锻炼和挑战。1.2目的综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力。第一章 设计项目2.1已知数据题目四：设计型砂搅拌机的传动装置一两级圆柱齿轮减速器。单班制工作，单向运行，有轻微的振动，启动载荷为名义载荷的1.5倍，减速器成批生产，使用年限8年。设计基本参数：组号4-4碾盘主轴转速n、（r/min）主10锥齿轮传动比i4.5碾盘主轴扭矩（N.m）180002.2传动方案设计

传动方案：电动机通过联轴器输入到双级圆柱齿轮减速器，其中高速级采用圆柱斜齿轮，低速级采用圆柱斜齿轮。然后低速级通过联轴器，锥齿轮传动输入到磨盘上。2.3电动机的选择由公式p*w=t*n/9550=1800X10/9550=1・885kw根据课程设计指导书表2-3得锥齿m=0・95；圆柱齿n2=0・98；联轴器耳3=0.99；滚动轴承n4=0・99。2 50.95x0.98x0.99=0.842总效率n=p Pn电动机所需的功率P0=-n=2.232kw电动机同步转速750r/min与1000r/min两种比较方案如下:方案电动机型号额定功率kw满载转速r/min传动比—一Y160m-6397097二Y1601-8372072根据比较选电动机Y160L-8,其参数如下：1)额定功率：3KW启动转矩：2.0N.m同步转速：750r/min满载转速：720r/min伸出端直径：42mm⑹伸出端安装长度：110mm中心高度：160mm外形尺寸：600*2330*3852.4传动装置的总传动比的确定与传动比的分配总传动比的确定原始数据给出准齿轮的传动比为4.5,总传动比为720/10=72则减速箱的总传动比为i=16。传动比的分配对于二级圆柱齿轮减速器，i=(1・3~1・5)i由此计算得：12又i总=(i2*i锥i=4.7i=3・4122.5计算传动装置的运动和动力参数⑴各轴的转速碾盘转轴：n=ni=10X4.5=45r/min3 4*33轴：n=n=45r/min22轴：n=ni==153.2r/min12*11轴：n=n=720r/min1m(2)各轴的输入功率pi=p0*耳3=3x0.99=2.97kwp2二p1*n4*n2二2.852kwp3二p2*n4*n2二2・7389kw碾盘p4=p3*耳4*耳3=2.6844kwp=p4*耳4*耳］=2.5246kw电动机输出转矩以及各轴的输出转矩T二9550*匕二39.79N•Mn1-3轴T产9550*虽二39.39N•Mn2T2二9550*星二177.79N•Mn2T3二9550*P3二581.26N•Mn3整理得运动和动力参数整理如下表:轴名转矩/N・m转速(r/min)功率/Kw输出电机轴1.515.24940高速轴1.41915.09940中间轴1・36275.32183.75低速轴1.280247.7952.5磨盘轴1.178797.90153传动零件的设计计算3・1高速级齿轮的设计•选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱斜齿轮）材料选择.小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS务lim二700MPQFE二600MP,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBSohlim二558MPQFE二470MP，二者材料硬度差为40HBS。3） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4） 选小齿轮齿数Z=20,大齿轮齿数Z=i・Z=4.7X20=94,取Z=94。121125） 选取螺旋角。初选螺旋角0=162.按齿面接触强度设计八 “ ,'2kTu+bZZ按式(11-，即d1>3一・ (HE3①u [a'd H1)确定公式内的各计算数值（1）试选K=1.6(2)由图10—30，选取区域系数Z=2.433H（3）由图10—26査得£a广°78 °87£=£+£二1.65a al a2（4）计算小齿轮传递的转矩=37829.9N.mm(5)由表11—6选取齿宽系数°8(6)由表11-4査得材料的弹性影响系数Ze-189-8MP(7)由图11-1d按齿面硬度査得小齿轮的接触疲劳强度极限bhlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限。hUm2二55叽(8)由图10—19査得接触疲劳强度寿命系数Khn1=0.90Khn2=0.95(9)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1,由式10—12得1KQ]=—HN1_Hliml=0.9x600MPa=540MPaH1 S[a]=Khn2bHIim2=0.95x558MPa=530.MPaH2 S选2]=530MP(10)计算抗疲劳强度用应力[OF1]=KHN1bFE=0.9x600MPa=540MPaSIK[bF2] =0.95X470MPa=446.5MPa

2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得==62・4mm丿、pkTu+1/ZZZr、d>3 1- (H==62・4mm1f 3①u [b]1d H（2）计算圆周速度60x1000=1.44m/s（3）计算齿宽b及模数mnt=49.92取B1=50B2=45dcos^2.99mm根据标4-1取Mn=3（4）计算纵向重合度邛Sp=0.318①〃Z]tanR=0.318x1x24xtan14°=1.903、 a=叫(Z1+Z2)=177.89⑸计算中心距 2cosp将中心距圆整为178mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角〔召十乙)佻{3=arccos ——-=2&16.012因p值改变不多，故参数sa、kp、zh等不必修正。3）计算分度圆直径Zm20x3d= 1n=62.4mm1cospcos16。32.63mmZm94x3d= 2n=293.3mm2cospcos16。名称符号计算公式计算结果•詡絲粽胞锻漳(IdWOL寸V寸.SHQvIz・g地如“ZHwenr-冒上管：豊占吴兰盘9:6HeqeeHqgsooqesooM駕.gycqoo52oooo6zooLQooLnVLnC>288.0500g寸g«£CMi-H0652寸&9coLQooLnc©Ln■o寸009gt-H•t-Hgsoo<IIZ-pF1—<pKqh=hz+hfc=hf-hada=d+2hadf=d-2hfa=(dl+d20/2IIqOzII-pBzp•s»—tpEqJqqo2p•*pp•>cpq4fn~y恤昌4H£]2）材料选择.小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为28OHBS◎Hlim=700MPqfe二600MP,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS%lim=558MPqfe二470MP，二者材料硬度差为40HBS。（3） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（4）选小齿轮齿数Z=24，大齿轮齿数Z=i・Z=3.4X24=81.6。取Z2=82实际1211传动比i=3.41（5） 初选螺旋角0=17按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式d>321-凹（）2t3①u [b]Vd H 进行计算1） 确定公式各计算数值（1） 试选载荷系数K=1（2） 计算小齿轮传递的转矩（3） 由表11—6选取齿宽系数08（4） 由表11—4査得材料的弹性影响系数ZE=198.8Mp（6） 由图10—19査得接触疲劳强度寿命系数Khn1=0.96Khn2=1.05（7） 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10—12得[bH1]」HN1Hlim1=0.96x600MPa=576MPaS[bH2]=KHN2Hlim2=1.05x550MPa=577.5MPaH2 S（8）计算抗疲劳强度用应力Kb[bF1]= =0.9x600MPa=540MPaQfJ=KO―HN2_FES=0.95X470MPa=446.5MPa2)计算, 2kTu+1ZZZR试算小齿轮分度圆直径d1td>3 1-——(he■，卩)21it3①u [o]d H=54.34计算圆周速度v60x1000=2.35m/s计算齿宽b=80计算模数m二空0岂=3.36zi根据表4-1去m=4大齿轮的分度圆直径d2=代三=3432cos0校核螺旋角込+右叫{3=arccos ——-=2己 17.02因0值改变不多，故参数、k0、zh等不必修正。算中心距a=(dl+d2)/2=(58+202)/2=222计算齿宽臼二=80B1=80mmB1=75mm名称符号计算公式计算结果齿小轮大齿轮瑞面模数mtMncos04.184.18螺旋角1717

分度圆直径d,d12d=mz1t100.4343齿顶高Hah=man44齿根高hfhf=1.25mn55全齿高hh=hz+hf99顶隙cc=hf-ha11齿顶圆直径d,da1 a2da=d+2ha108.4351齿根圆直径d,df1 f2df=d-2hf90.4333中心距aa=(d1+d20/2222齿宽b80755.验算Z1 =27.44C0SZ1 =27.44C0S3卩当量齿数Z7一2一9376Z2:C0S3P：心6•査表11-8和11-9得;：：:；：二舄bdImn7.bF1:2KTW:bdImnF2- 一544<470MP合适四、减速器轴及轴承装置、键的设计号轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计1•输入轴上的功率Pl=2.97Kwnl=720r/min转矩Tl=39.39n.m2.求作用在齿轮上的力坷1999.14N755.66N=厂：壮L厂=547.65N初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表14-2，取A=112（以下轴均取此值），于是由式15-2初步估算轴的最小直径d■=A. =17.96mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dl为了使所选的轴直径dl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Tca=KATi,査表14-1,考虑到转矩的变化很小，故取KA=1.3,则，A1 ATca=KATi=51.727N.m査《机械设计手册》选用TL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300000N・mm。半联轴器的孔径d1二20mm故取d1二20mm半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=44mm。轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图）2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，1轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h=0.07〜O.ld，故取2段的直径d2二22mm;12二24mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=44mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面1上，故1的长度应该比L略短一点，现取1]=42mm111（2） 初步选择滚动轴承参照工作要求并根据d2二22mm，初选型号7005c角接触轴承，其尺寸为d*D*b=25*47*12，基本额定动载荷Cr=11.5kn基本额定静载荷Cr0=7.45kn，故轴段3与7的直径与轴承直径相同,故取d3=d7二25mm7段的长度I7=32mm（3） 轴段6上安装齿轮,为便于齿轮的安装，d6应略大与d7，可取d6二27mm.齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段6的长度-应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b=50mm,故，取14=48皿。齿轮右端用肩固定，由此可确定轴段5的直径，轴肩高度h=0.07〜0.1d,取d5=31mm,15=1.4h,故取15=5mm为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸，轴段4的直径应根据7005c角接触轴承的定位轴肩直径d确定，即d4=da=30mm,14=85.5mma（4）取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L1=50mm;L2=130.5mm

(6)参考表15—2,取轴端为lx450，各轴肩处的圆角半径见CAD图。输入轴的结构布置4RLT■i1■e1R5.50LT4RLT■i1■e1R5.50LTClaCl000!22受力分析、弯距的计算计算支承反力在水平面上F严b553.83N七-J1445.31N553.83NFay=547・65N在垂直面上YA=0FdFl2-2F= —=447NaZL+L21故J=「一厂=308.66N

总支承反力FB= \■2 +FBx2 =837.81NFaFa=*Fz2+FX2+ FAy2 = 1512.85N6.选用键校核键连接:b联轴器的校核：由式6—1, 戸E'32.825MP查表6—2,得kp]=6.选用键校核键连接:b联轴器的校核：由式6—1, 戸E'32.825MP查表6—2,得kp]=100〜120MPabp<Qp]，校核安全b齿轮：N心：：=16.578MP查表6—2,得[bp]=100~120MPa bp7联轴器的校核联轴器的计算转矩Tca=KH，査表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.7,A1 A贝u.<Qp],键校核安全Tca=KAT1=1-7=66963N-叫63000N.M8•校核轴承7005c和计算寿命1）校核轴承7005c的A端和计算寿命径向载荷144531.69轴向载荷厂心二匚二=547.65NF、a二=0.0762机械设计基础表11—6在0.056—0.087之间而e值在0.43—0.46Cor之间Y值在1.30-1.23之间用插值法的e=0.451,Y=1.25安表16—9fp=1・0-1・2取fp=1・1因为为恋"，故x=0.44,y=i.25Z,联轴器：选单圆头平键（B型）bxh=6mmx6mmL=39mm齿轮：选普通平键（A型）bxh=8mmx7mmL=45mm则，A轴承的当量动载荷 -疔」c=11500N校核安全。该轴承寿命该轴承寿命36994.397>23360h2）校核轴承B和计算寿命径向载荷 634.N当量动载荷P二fXF=697.4N<Cr二11500NpR校核安全為=為=该轴承寿命该轴承寿命故安全。4.2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1.输入轴上的功率P[=2.852.1Kw叫=153r/min转矩T]=177.79N.M2•求作用在齿轮上的力高速大齿轮：1927.26N728.4N二】=J⑸]门二529.4N低速小齿轮:=9023.27Nf2=f严ar2t2cosB=3436.63NFa2=FtitanB二3410.3N3•初定轴的最小直径选轴的材料为45钢调质根据表14-2，取A二112，于是由式15—2初步估算轴的最小直径4：：-.=-V^r=29.69mm;.这是安装轴承处轴的最小直径d14.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初选型号7206c角接触球轴承参数如下d*D*B=30*62*16d=36mm;D=49mma a轴承的寿命计算基本额定动载荷Cr=23.0kN基本额定静载荷Cor=15kn故d1=d5=30mm轴段1的长度Ll=38.5mm(2)轴段2上安装低速级小齿轮，为便于齿轮的安装,d2应略大与dl,可取d2=34。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段2的长度12应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b]=45mm;取12=43mm，小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径,轴肩高度h=0.07〜O.ld，取d3=37mm,〈=1-4h，故取13=5mm轴段4上安装高速级大齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大与d5，可取d4二34mm。齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上，即靠紧，轴段4的长度15应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b=80取14=78mm。取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L1=52mm;L2=65.5mm;L3=67mm参考表15-2，取轴端为1x45，各轴肩处的圆角半径见CAD图中间轴的结构布置43 _览_ 7A *P&DCIL_l1—I-U|T'J■Jl~r-1・)028. 5.轴的受力分析、弯距的计算1)Fax计算支承反力：在水平面上=Ft2L3Ft1-(L2+L3)=-730.07N方向向外L1+L2+L3Fbx叽+Fax-化二666-12F=F1=529.4NAy a1FB=2=3410.3NBya2在垂直面上:Faz=榔L2+L3)+Fr2L3+Fa2纟一◎纟=515.93Na2L1+L2+L2—总支承反力：FA=xFZ2+FX2二893.91N1175.15N2）计算弯矩在水平面上：MAx1二Faxl1=-37960Max2-FtL2-FA1(L1+L2)-44644.67Mx2=FBXL3=-4464467在垂直面上：Maz1=FAZL]=26828.366N.mmFdMaz2=Faz(L1+L2)+2=140899.4N・mmMBZ1=FBZL3=64864-043）计算转矩并作转矩图T_T=W=23049476.作受力、弯距和扭距图7.选用校核键1）低速级小齿轮的键由表6—1选用圆头平键（A型）bxh-10x7L=73mmk=0.5h=4mm l=L-b=44mm2TB=—-=由式6-1, 26.8Mpa査表6—2，得[bp]=100〜120MPaap<Qp]，键校核安全2）高速级大齿轮的键由表6—1选用圆头平键（A型） bxh=10x7 L=38MMk=0.5h=4mm l=L-b=24mm27；= =kdl由式6—1, ― 33.5Mpa查表6—2，得[bp]=100~120MPabp<[bp],键校核安全8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式15—5，并取a=0.6%=訥宀（吃『心31.2Mpa%=訥宀（吃『心31.2Mpa由表15—1査得［a-1］=60MPa，b<Q］，校核安全。丄 2a -19•校核轴承和计算寿命1）校核轴承A和计算寿命径向载荷 ' 893・9n轴向载荷厂二--547.65NFa由于=0.3651根据机械设计基础表16-11得e值在0.39-0.44之间，Y值在Cor1.02—0.00之间,X=0.44，用插值法的e=0.555Y=1.005,根据表16-9fp在1.0—1.2之间取fP=1.1计算当量动载荷p=fp（xf+YF）=633.566N<Cor=23000NR a）校核安全。该轴承寿命该轴承寿命 八-二：369234.397h》23360h

2）校核轴承B和计算寿命径向载荷 10187・72N轴向力Fa=FAy=529・4NFa由于 二0.364根据机械设计基础表16-11得e值在0.39-0.44之间，Y值在1.02-0.00Cor之间,X=0.44，用插值法的e=0.555Y=1.005,根据表16-9fp在1.0-1.2之间取fp=1.1当量动载荷P=fp(XFr+YFa)=905.289N< 校核安全Cor—23000N為=该轴承寿命该轴承寿命10為=该轴承寿命该轴承寿命10660^282481.75h》23360h校核安全4.3轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1•输入轴上的功率P3=2.7385Kwn3=45r/min转矩T3=581.26N.M2. 第三轴上齿轮受力◎ 3875.1NFtana“Fr=志厂1410.42NFa=Ftan^=1184.7N3.初定轴的直径与圆锥的联轴器：选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15—3,取A=112（以下轴均取此值），于是由式15—2初步估算轴的最小直径44.1mm联轴器的计算转矩Tca=KAT1,査表14-1,考虑到转矩的变化很小，故取KA=1.7,则，A1 ATCa=KAT3=1.7=988° 142N.fflm査《机械设计手册》，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N・mm。半联轴器的孔径d=48mm，故取d=48mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm°4•轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图）2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，1轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h=0.07〜O.ld,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm.,为了保证轴端挡圈1只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故l的长度应该比L略短一点，现取11li=105mm3） 拟定轴的结构和尺寸（见下图）4） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段3和轴段7用来安装轴承，根据d2=52mm，初选型号7011c角接触球轴承，参数基本：d*D*b=55*90*18da=62mm;Da二83基本额定动载荷Cr=37.2kn基本额定静载荷Cor=30.5KN。由此可以确定：d3=d7=55mm;13=28mm（2） 为减小应力集中，并考虑左右轴承的拆卸，轴段4的直径应根据7011c角接触沟球轴承的定位轴肩直径d确定，即d4二62mm为了保证拆装的方便以及齿轮与箱壁有a 4足够的空间14=58mml7=40.5mm（3） 轴段6上安装低速级大齿轮，为便于齿轮的安装,d&应略大于d7,可取d6=62mm齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上，即靠紧，轴段6的长度16=应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b=75mm，取】6=73m。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段5的直径，轴肩高度h=0.07〜O.ld，取d5二68;/5二5mm（4） 取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L=122,5mm;L2二68mm.（5） 参考表15-2,取轴端为1.2x450,各轴肩处的圆角半径见CAD图输出轴的结构布置5-轴的受力分析、弯距的计算计算支承反力在垂直面上Fad2—F2L2Faz2二二541.5NL+FazFBZ=Fr-FAz=933.37N在水平面上F[F=亠=1383.24NAXL1+L2故Fbx=卩厂FaX=2491-86计算弯矩水平面弯矩1)水平面弯矩在A处， Max=FaxL1=169446.在B处，Mbx=FbxL2=169446.492)垂直面弯矩在A处MAZ=FazL]=66333.75B处MBZ=FbzL3=63469.16合成弯矩图在C处 =181968.1794N.MM在B处，址二=180943.2155n.mm

（4）计算转矩，并作转矩图TT=W26781MM⑸危险当量弯矩轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数Q=0.6M='.M2+aT2二17068.22N.MMe\a（6） 弯矩图・r「「TTT~Hi~n~nTI丨l~IT丨丨-tTTTfTTf~rT~r■-T-i-r-.- [丨|~「「「「TT-「T..r「TFTT「TTTTI「「「IT「「丨rrrmTrnnnTTT〕川1「「［厂「1丁「一1Jlli-I-I1IT1~「「「111I[[J———L厂厂———■■ITTTmTnTrrTTTTTT~rrT~^r.i一^■，十1丁「「打i~r「「IT［丨丨丨］一tTTTt"T~TT_---■“I丁T--,-p-[~r—j—__—-p—~ i—r-__—-rr=T~T—1-_—.r-p_6选用校核键1）低速级大齿轮的键由表6—1选用圆头平键（A型）bxh二18x11L=43MMk=0.5h=5mm l=95.5mm中间齿轮由6-1选用圆头平键（A型）bxh=18x11L=68MM由式6—1,2迟kdl由式6—1,2迟kdl58.2Mpa査表6—2，得Qp]=100〜120MPaap<Qp]，键校核安全2）联轴器连接的轴上的键：根据的di的轴的直径，可选键B形为bxh=14x101键长度可取90.5mm根据式由式6—1^ 62.8Mpa査表6—2，得Qp]=100~120MPaap p]，键校核安全校核，键安全。8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式15—5，并取a=0.654.5Mpa叽=莎兀帀匹=54.5Mpa由表15—1査得[a_1]=60MPa，a<[a]，校核安全。丄 2a _19联轴器的校核Tea%—,査表14-1,考虑到转矩的变化很小，故取KA=1.7,则,A1 ATea=KT=1.7=988.142N.mm《1254000n.mm校核安全A110•校核轴承7011C和计算寿命1）校核轴承A和计算寿命径向载荷3984.4N径向载荷3984.4NFa=1184.7NFa由于 =0.039根据机械设计基础表16-11得该Cor值在0.029-0.056之间e值在0.40-0.43之间Y值在1.40-1.30之间,X=0.41,用插值法的e=0.402Y=1.39,根据表16-9fp在1.0-1.2之间取fP=1.1当量动载荷p=fp（xf+YF）=1494.6822N<Cr=37200NR a）校核安全。该轴承寿命该轴承寿命142691.707h》23360h该轴承寿命该轴承寿命142691.707h》23360h1） 校核轴承B和计算寿命2) Fr=.^FBX2+FBX2=2660.93N当量载荷p=fpXFR=2927.02N<Cr=37200N校核安全匸Bk该轴承寿命该轴承寿命匸Bk该轴承寿命该轴承寿命132795.777h》23360h校核安全5箱体及减速器附件说明◊箱体说明：箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度和良好的工艺性。箱壳多数用HT150或HT200灰铸铁铸造而成，易得道美观的外表，还易于切削。为了保证箱壳有足够的刚度，常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。当轴承采用润滑时，箱壳内壁应铸出较大的倒角，箱壳接触面上应开出油槽，一边把运转时飞溅在箱盖内表面的油顺列而充分的引进轴承。当轴承采用润滑脂润滑时，有时也在接合面上开出油槽，以防润滑油从结合面流出箱外。箱体底部应铸出凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。◊减速器附件说明：1） 视孔和视孔盖箱盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、垫片和螺钉封死。视孔和视孔盖的位置和尺寸由査表得到。2） 油标采用油池润滑传动件的减速器，不论是在加油还是在工作时，均续观察箱内油面高度，以保证箱内油亮适当，为此，需在箱体上便于观察和油面较稳定的地方，装上油标油标已标准化。3） 油塞在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和封油圈封死。油塞用细牙螺纹，材料为235钢。封油圈可用工业用革、石棉橡胶纸或耐油橡胶制成。4）吊钩、吊耳和吊环螺钉为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩、吊耳或在箱盖上安装吊环螺钉。起调整个减速器时，一般应使用箱体上的吊钩。对重量不大的中小型减速器，如箱盖上的吊钩、吊耳和吊环螺钉的尺寸根据减速器总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。5）定位销为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置,再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。圆锥销的位置不应该对称并尽量远离。直径可大致取凸缘连接螺栓直径的一半，长度应大于凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。第二章装配图设计（一） 装配图的作用作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。（二） 、减速器装配图的绘制1、装备图的总体规划：（1） 视图布局：选择3个基本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。选择俯视图作为基本视图，主视和左视图表达减速器外形，将减速器的工作原理和主要装配关系集中反映在一个基本视图上。布置视图时应注意：A・整个图面应匀称美观，并在右下方预留减速器技术特性表、技术要求、标题栏和零件明细表的位置。各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。（2） 尺寸的标注：特性尺寸：用于表明减速器的性能、规格和特征。如传动零件的中心距及其极限偏差等。配合尺寸：减速器中有配合要求的零件应标注配合尺寸。如：轴承与轴、轴承外圈与机座、轴与齿轮的配合、联轴器与轴等应标注公称尺寸、配合性质及精度等级。外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外形尺寸表明装配图中整体所占空间。安装尺寸：减速器箱体底面的长与宽、地脚螺栓的位置、间距及其通孔直径、外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。（3） 标题栏、序号和明细表：说明机器或部件的名称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以及设计者姓名等内容。装备图中每个零件都应编写序号，并在标题栏的上方用明细表来说明。（4） 技术特性表和技术要求：技术特性表说明减速器的主要性能参数、精度等级、表，布置在装配图右下方空白处。技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。2、绘制过程：（1）画三视图：①绘制装配图时注意问题：先画中心线，然后由中心向外依次画出轴、传动零件、轴承、箱体及其附件。先画轮廓，后画细节。3个视图中以俯视图作基本视图为主。剖视图的剖面线间距应与零件的大小相协调，相邻零件剖面线尽可能取不同。E・对零件剖面宽度5<2mm的剖视图，剖面允许涂黑表示。F・同一零件在各视图上的剖面线方向和间距要一致。②轴系的固定：A.轴向固定：滚动轴承采用轴肩和闷盖或透盖，轴套作轴向固定；齿轮同样。B•周向固定：滚动轴承采用内圈与轴的过渡配合，齿轮与轴除采用过盈配合还采用圆头普通平键。润滑与密封•润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度v<12ms，所以釆用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。•密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度v<10ms，所以采用毡圈密封。•润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，査机械设计手册可选用工业齿轮油N200(SH0357-92)