绞车二级减速器设计

题院专姓学题院专姓学机械设计专业毕业设计目 二级斜齿轮减速器设计系 机械学院 业 机械设计 名 ******^is学习年限 2008.9月至2011・7月指导教师******2011年6月15日一、毕业设计题目设计“绞车传动装置”（含展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器）二、设计要求1、 减速器二维装配图1张（A1）;2、 主要零件工作图2张（如低速轴及大齿轮，A3）；3、 毕业设计计算说明书1份，约6000~8000字。三、毕业设计目的机械毕业设计是机械工程类专业学生完成本专业教学计划的最后一个极为重要的实践性教学环节，是使学生综合运用所学过的基本理论、基本知识与基本技能去解决专业范围内的工程技术问题而进行的一次基本训练。这对学生即将从事的相关技术工作和未来事业的开拓都具有一定意义。其主要目的：1、 培养学生综合分析和解决本专业的一般工程技术问题的独立工作能力，拓宽和深化学生的知识。2、 培养学生树立正确的设计思想，设计构思和创新思维，掌握工程设计的一般程序规范和方法。3、 培养学生树立正确的设计思想和使用技术资料、国家标准等手册、图册工具书进行设计计算，数据处理，编写技术文件等方面的工作能力。4、 培养学生进行调查研究，面向实际，面向生产，向工人和技术人员学习的基本工作态度，工作作风和工作方法。5、 通过实习，是否发现了学校专业教学中存在问题？什么问题？有何建议？四、毕业设计的内容及步骤设计准备机械传动装置总体设计各级传动零件的主体设计装配草图的设计绘制装配工作图的绘制和总成零件工作图的设计和绘制

编写设计计算说明书。总结和答辩。3211——电动机3212、4——联轴器3——减速器5——绞车卷筒工作条件与技术要求：1、该传动装置用于矿山卷筒绞车的传动系统中。2、 绞车三班制间断工作，工作时间百分率为40%，机器使用年限为10年,3、 工作中有中等冲击，允许速度误差为±5%原始数据：卷筒拉力（KN）：4.8绳速（m/s）：1.25卷筒直径（mm）：500卷筒宽度（mm）：600目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章传动方案的拟定 4\o"CurrentDocument"1.1 方案的特点及应用 4\o"CurrentDocument"设计的主要技术参数工作条件与技术要求 4\o"CurrentDocument"第2章电动机的选择及动力参数的计算 5\o"CurrentDocument"电动机类型 5\o"CurrentDocument"选择电动机功率 5\o"CurrentDocument"确定电动机转速 5\o"CurrentDocument"第3章确定传动装置的总传动比和分配传动比 7总传动比 7分配传动装置传动比 7计算传动装置的运动和动力参数 7\o"CurrentDocument"第4章传动零件的计算 8\o"CurrentDocument"高速级齿轮传动的设计计算 8低速级齿轮传动的设计计算 12\o"CurrentDocument"第5章轴的设计与计算 15\o"CurrentDocument"第一根轴的设计 15\o"CurrentDocument"第二根轴的设计 19\o"CurrentDocument"第三根轴设计计算 22\o"CurrentDocument"第6章滚动轴承的选择和计算 23\o"CurrentDocument"第一根轴上的轴承的选择 23\o"CurrentDocument"第二根轴上的轴承的选择 24\o"CurrentDocument"第7章联轴器的选择 25\o"CurrentDocument"电动机与第一根轴连接处联轴器的选择 25\o"CurrentDocument"第三根轴与绞筒连接处联轴器的选择 26\o"CurrentDocument"第8章键连接的选择和计算 27\o"CurrentDocument"第9章减速器机体结构尺寸 28\o"CurrentDocument"第10章减速器的润滑与密封 30\o"CurrentDocument"齿轮传动的润滑 30润滑油牌号及油量计算 30轴承的润滑与密封 31减速器的密封 31\o"CurrentDocument"设计小结 32\o"CurrentDocument"参考书目 33第1章传动方案的拟定方案的特点及应用结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此要求有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端。这样，轴在转矩作用下产生的弯曲变形可以部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。用于载荷比较平稳的场合。高速级一般做成斜齿。传动装置由电机、减速器、工作机组成。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,其传动方案如下：图1.1方案简图设计的主要技术参数工作条件与技术要求1、该传动装置用于矿山卷筒绞车的传动系统中。2、绞车三班制工作，工作时间百分率为40%，机器使用年限为10年3、工作中有中等冲击，允许速度误差为5%卷筒拉力(KN)绳速(m/s)卷筒直径(mm)卷筒宽度(mm)4.81.25500600表1.2.1主要参数

第2章电动机的选择及动力参数的计算电动机类型按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机选择电动机功率工作机所需的电动机输入功率为PW1000qw所以F所以P二v d1000qqW由电动机至工作机之间的总功率（包括工作机效率）为式中：q、q、q、q、q联轴器、齿轮传动的轴承、齿轮传动、卷筒轴1 2 3 4 5的轴承以及轴筒的效率。取q=0.97、q=0.99、q=0.97、q=0.98、q=0.96,1 2 3 4 5q.q二0.972•0.993•0.97•0.98•0.96二0.83w所以DF 4800x1.257QP二 v——= =7.3kwd1000qq1000x0.83w确定电动机转速卷筒的工作转速为60x1000v4800x1.25.. … •q= = rmin=47.8rminw nd 1000X0.83按推荐合理传动比范围，取齿轮传动比i=3〜5,则合理总传动比的范围为i'=9〜25,故电动机的转速范围可选为

n'=i•n-（9〜25）x76.4r；:mind wn'二（430〜1195）rmind符合这一范围内转速有750rmin、1000rmin，再根据内容计算出容量，由附录8表8.1查出有两种电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况如下表。、，J—万案电动机型号额定功率pe'dKW电动机转速（rmin）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比齿轮1Y160L-87.575072015.0615.062YL160M-67.5100097020.2920.29表2.3.1电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸重量以及减速器传动比比较两个方案可知，方案一电动机转速低于方案二，传动比比较适中，因此，选定电动机的型号为Y160L-8，所选电动机的额定功率P=7.5KW，满载荷转速n二720rmin，总ed m传动比适中，传动装置结构紧凑，所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下图所示。中心高H外型尺寸LX(AC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径D轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD160645x417x385254x2541542X11012X31表2.3.2电动机主要尺寸第3章确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动m比为n——man由传动方案可知，传动装置的总传动比i等于各级传动比i,i,i，…i的乘积,a 123n单级传动比常用值为3~5，最大值为10。分配传动装置传动比i—iXia12式中i,i分别为第一二级斜齿轮的传动比,两级展开式斜齿轮减数器:12i=j（1.3〜1.5）i二€18.252〜.21.06二4.27〜4.591V a根据各原则，查图得高速级传动比为［—4.5,则第二级斜齿轮传动比为:i—15.06—315i4.41计算传动装置的运动和动力参数3.3.1各轴转速:I轴n—n n=720r；minI m III轴n-住-作—-720—160r.miniii i 4.53 -11III轴n n 72160 .■.n——1+—心— —47.76r：mmiii i i・i 3.352 12卷筒轴n—n—47.76rminw III ■3.3.2各轴的输入功率I轴P—P-n —7.3x0.97—7.1KWI d01II轴P—P・n—P・n2・n—7.1x0.992x0.97—6.8KWII I12 I1 3iii轴 p二p•耳二p-n-n-n二6.8x0.992x0.97x0.97二6.3kwIIIII23II1 2 3卷筒轴 p二pn二p-n-n二6.3x0.98x0.96二6.0kwwIII34 III45各轴输入转矩计算电动机的输入转矩Tdp 7.3T=9550-^=9550xN-m=92.5N-md n 750m轴 T二T-n二92.5x1二92.5N-mId01轴 T二T-i-n二T-i-n-n二92.5x4.5x0.95二395.4N-mII I112I123轴T二T-i-n二T-i-n-n-n二395.4x3.35x0.92二1218.6N-mIIIII223II2123卷筒轴T二T-i-n二T-i-n-n二1218.6x1x0.98x0.96二1146.5N-mw III334 III345运动和动力参数的计算结果列下表:参数轴名电动机轴I轴II轴III轴卷筒轴转速n("'min)输入功率pKW输入转矩T(N-m)72072016047.7647.767.57.16.86.36.092.592.5395.41218.61146.5传动比i效率n14.53.3510.970.950.920.94第4章传动零件的计算高速级齿轮传动的设计计算选择齿轮材料及精度等级小齿轮用45钢调质，硬度为220〜250HBS，大齿轮用45钢正火，硬度为170〜210HBS。因为该装置用于矿山绞筒绞车传动系统中，由表10.21选9级精度等级。按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为刚质齿轮，可用式（10.36）求出d值，确定有关参数与系数。11）转矩T1p 7.1T二9.55x106 二9.55x106x N-m二9.42x104N-mi n 72012） 载荷系数K查表10.11取K=1.13） 齿数z、螺旋角0和齿宽系数屮d=1.11因为是软齿面传动，取z=25，则1z=iz=25x4.5=11321初选螺旋角0=140。当量齿数z 二25二27.35沁27v1cos30 cos314z二Z2 二113二123.6沁124v2cos30 cos314由表10.13查得齿形系数Y二2.59,Y二2.15F1 F2由表10.14查得应力修正系数Y=1.6，Y=1.81s1 F2b由表10.20选取屮d=—=0.8d14）许用接触应力9]H由图10.24查得b =560MPa，b =530MPa。Hlim1 Hlim2由表10.10查得S=1.H

N二60njL=60x720xlx(10x365x24x40%)二1.51x1091hN=N/I=1.51x109/4.5=3.4x1082I查图10.27得，ZNT厂1，Znt2=】・05由式（10.13）可得\KT(u土1)(3.17\KT(u土1)(3.17Z)IQ]、Hyd>3 1-1 屮u,'1.1x9.42x104x5.5(3.17x189.8=3 0.8x4.5 %[—560—丿2=56.7mmdm—1=z156.7=2.27mm由表10.3取标准模数m=由表10.3取标准模数m=2.5mmn5）确定中心距a以及螺旋角卩6)传动中心距a为m(z+z)2.5x(25+113)a=—n_1 —= mm=177.8mm2cosP 2cosl4o取a=178mmm(z+z) 2.5x(25+113)确疋螺旋角为P=arccos—n+2=arccos =13°5022a 2x178此值与初选卩相差不大，故不比重计算计算主要尺寸1）分度圆直径dmz——=cosP2.5xmz——=cosP2.5x25

cosl3o50'2〃=64.4mmmz—n22cosP2.5x113

cosl3o50'2〃=291.2mmZa1x560Q]——NT1_Hlim1:— —560MPaH1S1HZa1.01x530Q]——NT2_Hlim2— 561MPaH2S1H2）齿宽bb=屮d]=0.8x64.4mm=51.52mm取b=55mm，b=60mm213）齿数比uu=i=2）齿宽bb=屮d]=0.8x64.4mm=51.52mm取b=55mm，b=60mm213）齿数比uu=i=4.5按齿根弯曲疲劳强度校核由式（心7）得出cF，如-F<C］，则校核合格F确定有关系数由图10.25查得c =210MPaFlim1C =190MPa。Flim2由表10.10查得Sf=L3由图10.26查得Y=Y=1NT2NT1由式（10.14）可得C]F1YcNT1―FlimlSF罟MPa=162MPa故CF1C]F2YCNT2_Flim2SF190MPa=146MPa1.31.6ktyyF1S1bmdn11.6x1.1x9.42x1°4x2.59x1.6=76MPa<162MPa60x2.5x65CF2=1.6x1.1x9.42x1°4x2.15x1.8=16MPa<146MPa55x2.5x291齿根弯曲强度校核合格验算齿轮的圆周速度v兀dnv= ^-1-60x1000=Kx弘4x720=2.43ms60x1000由表10.22可知，选9级精度是合适的。低速级齿轮传动的设计计算选择齿轮材料及精度等级齿轮材料及精度等级同第一级斜齿轮，小齿轮用45钢调质，大齿轮用45钢正火，选9级精度等级。按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为刚质齿轮，可用式（10.36）求出d值，确定有关参数与系数。11）转矩T1T二9.55xl06匕=9.55x106x竺N-m二4.06x105N-m1 n 16012） 载荷系数K=1.13） 齿数Z、螺旋角0和齿宽系数屮d1因为是软齿面传动，取z=30，则1z=iz=30x3.35=10121初选螺旋角0=150。当量齿数 z 二30二33.3沁34v1cos30 cos3151A1z二厶二 二112.2沁113v2cos30 cos315齿形系数Y二2.46,Y二2.14TOC\o"1-5"\h\zF1 F2应力修正系数Y=1.66，Y=1.88s1 F2b选取屮d= =0.8d14）许用接触应力[q]H由图10.24查得q =560MPa，q =530MPa。Hlim1 Hlim2

由表10.10查得S二1.HN=60njL=60x160x1x(10x365x24x40%)二3.36x1081N二N/1二3.36x108/3.35二1082I查图10.27得，Z二1.05,Z二1.15NTINT2可得查图10.27得，Z二1.05,Z二1.15NTINT2可得H]1ZQ—NT1_Hlim1=SH1.05x560=588MPaZQ—NT2_Hlim2SH小5530610MPaIKT(u土1)(3.17Z) EIQ]'Hyd>3 1—1 屮u=3【1.1x4・06x105x4・35x[3""眇8]588丿0.8x3.3590.5mmdd90.5= =3mmz301取标准模数m=2.5mmn5）确定中心距a以及螺旋角卩取标准模数m=2.5mmn5）确定中心距a以及螺旋角卩传动中心距a为)=2a=代乂+Z2)=3x(30+101)mm=204.7mm2cosP2cosl5。取a=205mm确定螺旋角为卩=arccosmn《+z2)=arccos3x(30+101)=15。56,4"2a 2x205此值与初选卩相差不大,故不比重计算计算主要尺寸1计算主要尺寸1）分度圆直径dmz=——

cosmz=——

cosP3x30= =93.9mmcosl5o56'4〃3x101d= 2= =316.1mm2cosB cos15o56'4"2）齿宽bb=屮d]=0.83x101d= 2= =316.1mm2cosB cos15o56'4"2）齿宽bb=屮d]=0.8x93.9mm=75.12mm取b=75mm，b=80mm213）齿数比uu=i=3.35按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数与参数D许用弯曲应力Lf]c=210MPa，Flim1c =190MPa。Flim2SF=1.3YNT1=Y =1NT2c]=F1YcNT1_Flim1=SF肖Mpa=162MPaF1c]F2YcNT2_Flim2SF=製MPa=146MPa1.31.6KTyybmdF1s1

n11.6xUxI。6x105x2.59x1.6=33MPa<162MPa75x3x94cF2=1.6x1.1x4.06x10x2.15x1.8=9.42MPa<146MPa80x23x316齿根弯曲强度校核合格验算齿轮的圆周速度v=Kx=Kx94x160=0.79msv= 1-^60x1000 60x1000选9级精度是合适的。第5章轴的设计与计算第一根轴的设计确定参数斜齿圆柱齿轮减速器的主动轴（I轴），传递的功率为7.1KW，主动齿轮转速720rmin，分度圆直径d=65mm，齿轮轮毂宽度60mm.2T圆周力：F=一1二2898.5Nt1d1径向力：F二F空号n二2989.5xtan20°二1087.5Nr1 T1COSp COS14O轴向力：F二Ftanp二2898xtanl4o=724.5Na1 t1选择轴的材料，确定需用应力由已知条件知减速器的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并调质处理，由表14.7查得强度极限b二650MPa，再由表14.2得许用弯曲B应力为L]=60MPa。-16按扭转强度估算直径：根据表14.1得C=107〜118，又由式（14.2）得d>G；-二（107〜118》：卫mm二22.9〜25.3mm

n 720考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%〜5%，取为23.6~26.6mm，由设计手册取标准直径d=25mm。1由于设计的是二级减速器，将齿轮布置在箱体内部远离电动机侧，轴承安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。1） 确定轴上零件的位置和固定方式，要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式，由于是主动齿轮，齿轮直径大小与轴的直径相差不大，故轴与齿轮作为一体，轴承采用轴肩定位，周向采用过盈配合固定。2） 确定各轴段的直径，如图5.1.1所示；轴段①（外伸端）直径最小，d二25mm，考虑到要对安装在轴段①上的联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩,

同时为能顺利地在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准故取轴段②的直径d2为30mm；轴段③、④的直径，考虑到轴承的安装，可查出7206AC型角接触轴承的安装最小直径为36mm，所以d=d=36mm。343） 确定各轴段的长度。齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应有一定的间距，该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座中（轴承的宽度为16mm）并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体距离为5mm，所以轴段③长度为20mm，轴承支点距离l=202mm，l'=80mm，查阅相关联轴器手册取I"为70mm，在轴段①上加工出槽，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到，详见14.6节。4） 选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。按弯矩合成强度校核轴径1） 画出轴的受力图。2） 作水平面内弯矩图。支点反力为F=F=F=竺8=1449NHAHB22I-I截面处的弯矩为202M=1449x N-mm=146349N-mm，HI 2II-II截面处的弯矩为M=1449x122N-mm=176778N-mm，HII3）作垂直面内的弯矩图，支点反力为FVAF-d(FVAF-d(1087 724x65■a!2l2x202)N=-427.01NF=F-F=[1087-(-427.01)]N=1514.01NVB r1VAI-I截面左侧弯矩为M=FL=-427.01x竺=-43128N-mmvi左 va2 2I-I截面右侧弯矩为M=FL=1514.01x202=152914N-mmvi右 vb2 2

n-n截面处的弯矩为M二F・122二1514.01x122二184708N-mmTOC\o"1-5"\h\zVII VB合成弯矩图M=、；M2+M2

'H VI-I截面M=jM2+M2=.431282+1463492N-mm=152571N-mmI左'VI左 HIM=.:M2 +M2=*1529142+1463492N-mm=2116618N-mm\o"CurrentDocument"I右'VII右 HIIII-II截面M=:M2+M2=、.4847082+1767782N-mm=255670N-mmII VII HII求转矩图7.1T=9.55x106x N-mm=94173N-mm720求当量弯矩因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。I-I截面M='：M2+(aT)2=*2116112+(0.6x94173)2N-mm=211737N-mmeI I右II-II截面M=、：M2+(aT)2=\2556702+(0.6x94173)N-mm=261839N-mmeII'II确定危险截面及校核强度8）因为I-I和II-II轴径相同，且II-II处所受的M更大，因而只需对截面eIII-I进行校核。eI-eI齐茹"Pa=45MPa因为Q]=45MPaQ<[a]，故有足够的强度。-1b eII -1bADFnvLjab)Ma二F&D/2d)MeFwl_=FaPrh2^wi卩:ffV2^NVlTTTTnrTrT~^ADFnvLjab)Ma二F&D/2d)MeFwl_=FaPrh2^wi卩:ffV2^NVlTTTTnrTrT~^图5.1.1轴的受力图Fr第二根轴的设计选择的材料，确定的许用应力与第一根轴相同，传递的功率为中小功率，选用45钢经调质处理，强度极限b二650MPa，许用弯曲应力为b］二60MPa。B -1b按扭转强度估算轴径IJ） If：Qd>C3：T=（107〜118）3：—=37.45〜41.3mm

n 1.62考虑到最小轴径处要安装滚动轴承，取标准轴径d=40mm1设计轴的结构1） 确定轴上零件的位置和固定方式，确定装配图的简图取齿轮距离内壁距离a=15mm，两齿轮端面之间的距离c=15mm，轴承端面距箱体内壁距离为5mm，齿轮从轴的左右两端装入，齿轮的一端用轴肩定位,另一端用套筒定位；齿轮的周向固定采用平键连接，轴承一端用套筒定位，另一端用端盖定位。2） 确定格轴段直径两段轴径最小，d=40mm;考虑到齿轮的安装，取安装齿轮端的轴径为145mm；齿轮一侧用轴肩定位，取中间轴段的直径为50mm。3） 确定各轴段的长度高速级齿轮轮毂宽度为55mm，为了保证齿轮固定可靠，取该轴段长度为52mm，同理取低速轴段长度为77mm；由于两齿轮端面之间距离c=15mm，因而中间轴段的长度为15mm，又因为齿轮距箱体内壁距离a=15mm，且轴承端面距箱体内壁距离为5mm，假定两端采用型号为7208AC角接触球轴承，轴承宽度为18mm；因为左端轴段长度为41mm，右端轴段长度为39mm，两轴承支点间的距离202mm。按弯扭合成强度校核轴径1）画出轴的受力图根据齿轮传递的功率和转速，算出齿轮

F=FF=F=

t1 t2=2989N

dFr1二Fr2=Ftanat1二2898xtan20。二1055NFr1二Fr2=Ftanat1二2898xtan20。二1055N2TFt332x9.55x106x冬 2x9.55x106x竺n 160~z^~—453808NF=Fr3r4=Ftanar3二3808xtan20。N二1386N2）作水平面弯矩图支点反力FHBFxl+Fx（l+1）=—121 13 112898x55土3808x136N2022643NFFHA=F+F-F=2898+3808-2643=4063Nt2 t3 HBI-I截面处的弯矩为M=4063x55N・mm=223465N・mm,HIII-II截面处的弯矩为M=2643x69N・mm=182367N・mm，HII3） 作垂直面内的弯矩图，支点反力为646N厂Fx（l+1）-Fx7 1386x136—1055x646NF= 12 ——1N=—VB1202F=F+F-F=（1055+645-1386）N=314NVAr2VBr3I-I截面处弯矩为M=314x55=17270N・mmVIII-II截面处弯矩为M=-645x69=-44505N・mmVII4） 合成弯矩图M=*；M2+M2人H VI-I截面M=、〕M2+M2=£172702+2234652N-mm=224131N-mm\VI Hn-n截面M=-M2+M2=',445052+1823672N-mm=187718N-mmVII HII求转矩图6.8T=9.55x106x N-mm=405875N-mm160求当量弯矩因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。I-I截面M=、.：M2+(aT)2=\；12241312+(0.6x405875)2N-mm=330966N-mmeI“III-II截面M=jM2+(aT)2=J18771182+(0.6x40875)N-mm=189313N-mmeII I咗确定危险截面及校核强度因为I-I和II-II轴径相同，且II-II处所受的M更大，因而只需对截面I-IeI进行校核。g=也-330966MPa-36.3MPaeI W 0.1x453因为Q]=60MPaQ<Q]，故有足够的强度。-1b eI -1b

图5.2.2轴的受力图第三根轴设计计算轴的材料选用45钢并调质处理，按扭转强度估算轴径d>44〜50mm，取标准直径d］二50mm。轴上零件的位置和固定方式为:齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒定位，齿轮的周向固定采用平键连接。确定个轴段

的直径，轴段①（外伸端）直径最小，q二60，要对安装在轴段①上的联轴器进行定位，轴段②上应该有轴肩，同时为能很顺利地在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，故取轴段②的直径d2=65mm，为了方便拆卸轴承，可查出7213AC型角接触轴承的安装高度取d=69mm，d=70mm，d=65mm，345d二60mm，确定各轴段长度，齿轮轮毂宽度为75mm，为了保证齿轮固定可靠,6轴段③的长度应略短于齿轮轮毂的长度，取为73mm，齿轮端面与内壁距离仍取间距15mm，轴承安装于轴承座孔中（轴承宽度为29mm），轴承端面距离箱体内壁的距离为5mm，轴段④的长度取为70mm，轴承支点距离l=202mm，取l=75mm,l"-70mm。第6章滚动轴承的选择和计算第一根轴上的轴承的选择计算轴承的轴向力F、Fa1 a2由表15.16查得7206AC轴承内部轴向力的计算公式为F=0.68FSr则 F=0.68F=0.68x(—427)N=—290NTOC\o"1-5"\h\zS1 r1F=0.68F=0.68x1514N=1029NS2 r2因F+F=1029+724=1753N>FS2A S1所以轴承1为压紧端，故有F=F=1029N

a1 S2F=F—F=(1029—724)N=305Na2 S2 A计算轴承的当量载荷P、P12由表15.13查得7206AC轴承的e=0.68，而F―alFF―alFr11029"427=24>eF―a2F―a2Fr23051514二0.20<e查表15.13可得，X二0.41,Y二0.87,X二1,Y二0，根据15.12取f二1.4,1122p则轴承的当量载荷为P二f(XF+YF)=1.4x(0.41x427+0.87x1029)N二1070NP1r1 1a1P二f(XF+YF)=1.4x(1x1514+0x305)N二2119NP2r2 2a2计算轴承寿命L10h因两个轴承的型号相同，所以其中当量载荷大的轴承寿命短，因P>P，所12以只需计算轴承的寿命查手册得7206AC轴承的C二22000N，取£=3，f二1，则由式（15.5）得rTL10h106L10h106(fC60nvPe106 (1x22000\= x60x7202119丿3h=25879h由此可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命，所选轴承合适。第二根轴上的轴承的选择计算轴承的轴向力F、FTOC\o"1-5"\h\za1 a2由公式F二0.68F， 得SrF二0.68F二0.68x1055N二633NS1 r1F二0.68F二0.68x1386N二942.5NS2 r2因F+F二942+776二1718N>FS2A S1所以轴承1为压紧端，故有F二F二942N\o"CurrentDocument"a1 S2F二F-F=(942-776)N二166Na2 S2A计算轴承的当量载荷P、P12由表15.13查得7206AC轴承的e=0.68，而

Fi二竺二0.893<eF1055£2二 二0.12<eF1386查表15.13可得，X二0.41,Y二0.87,X二1,Y二0，根据15.12取f二1.4,1122p则轴承的当量载荷为P二f(XF+YF)=1.4x(0.41x1055+0.87x942)N二1754N1P1r1 1a1P二f(XF+YF)=1.4x(1x1386+0x166)N二1940N2P2r2 2a2计算轴承寿命L10h因两个轴承的型号相同，所以其中当量载荷大的轴承寿命短，因P>P，所21以只需计算轴承的寿命查手册得7208AC轴承的C二35200N，取£=3，f二1，则由式（15.5）得rTL10h10L10h106(fC60nvP£ 106= x60x7201940丿由此可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命，所选轴承合适。第三对轴承也按第一、二对轴承的计算方法选择轴承7211AC型角接触轴承,型号合适，此处不写计算步骤。第7章联轴器的选择电动机与第一根轴连接处联轴器的选择选择类型为了缓和冲击和减轻震动，选用弹性柱销联轴器。计算转矩P 7.1T=9550—=9550x N-m=133N-mn 720由表16.1查得，工作情况系数K二1.4，计算转矩AT二KT=1.4x95N・m二133N・mCA确定型号由标准中选取弹性柱销联轴器HL2。它的公称扭矩C即许用转矩为315N-m，半联轴器材料为钢时，许用转速为5600rmin，允许的轴孔直径为25~28，故所选联轴器合适。第三根轴与绞筒连接处联轴器的选择仍选用弹性柱销联轴器计算转矩P 6.3T=9550=9550x N-m=1260N-mn 47.76由表16.1查得，工作情况系数匕二1.9，计算转矩AT二KT=1.9x1260N-m二2393N-mCA确定型号由标准中选取弹性柱销联轴器HL。它的公称扭矩C即许用转矩为63150N-m，半联轴器材料为钢时，许用转速为2800rmin，允许的轴孔直径为60~80，故所选联轴器合适。图7.2.2HL3型弹性柱销联轴器型号公称扭矩许用转速轴孔直径轴孔长度DHL3(N•m)(r/min)(mm)(mm)(mm)630500025112160转动惯量许用补偿量(kg・m2)轴向径向角向0.6±10.15<0°30'表7.2.1联轴器的外形及安装尺寸第8章键连接的选择和计算根据减速器所设计情况选择普通平键GB/T1095（A型）平键连接工作时的主要失效形式组成的键、轴和轴毂中强度较弱材料表面的压溃，极个别情况下会出现键被剪断的现象。通常只需按工作面上的挤压强度计算，根据平键的受力情况，假设载荷沿键的长度方向是均布的，平键挤压强度条件为：4Tb=—W[b]jydhljy4x94173高速轴外伸端键：b=— =39.14MPa<45MPajy25x7x55故合格，其它轴段上键的校核与上面相同，得如下表：键位轴颈D公称尺寸bxh公称尺寸b一般键连接深度键长l轴N9毂Js9轴t毂[高速轴外伸端258—780-0.036+0.0184.03.355中间轴大齿轮键4514—9140-0.043+0.02155.53.850中间轴小齿轮键4514—9140-0.043+0.02155.53.850低速轴大齿轮键6518—11180-0.043+0.02157.04.480低速轴外伸端键6018—11180-0.043+0.02157.04.460表8.1普通平键GB/1095（A型）参数第9章减速器机体结构尺寸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H7配合.i6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，其表面粗糙度为Ra6.3机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.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M6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：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F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.G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b二0.025a+3n88箱盖壁厚C1b=0.02a+3>8i8箱盖凸缘厚度bib=1.5bi i12箱座凸缘厚度bb=1.5b12箱座底凸缘厚度b2b=2.5b220地脚螺钉直径dfd=0.036a+12fM18地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径did=0.72di fM12机盖与机座联接螺栓直径d2d=（0.5〜0.6）d2 fM10轴承端盖螺钉直径d3d=（0.40〜.5）d3 f10视孔盖螺钉直径d4d=（0.