双级展开式圆柱斜齿轮设计说明书

机械设计课程设计计算说明书

华中科技高校

机械学院机制0703

题目：双级绽开式圆柱齿轮减速器

专业：机械设计制造及其自动化

姓名：叶健

学号：U200710671

指导老师：陈永府

目录

第一部分设计任务书..................................3

其次部分减速器的总体方案设计........................3

一、传动方案设计......................................3

二、选择电动机...................................4

三、计算总传动比和支配传动比.....................4

四、传动装置的运动和动力参数的计算...............5

第三部分传动零件的参数设计和轴系零部件的初步选择……6

一、减速器外部传动一一滚子链传动的参数设计.......6

二、减速器内部传动一一齿轮传动的参数设计.........7

三、初算轴的直径.................................12

四、选择联轴器...................................13

五、选择滚动轴承.................................13

第四部分减速器装配图设计.........................14

一、轴的结构设计.................................14

二、轴、滚动轴承及键联接的校核计算...............15

三、箱体的结构及减速器附件设计...................24

四、润滑密封设计.................................26

第五部分设计总结.................................27

第六部分参考文献.................................27

计算与说明主要结果

第一部分设计任务书

1、设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。

设计数据及工作条件：

F=4500N;V=0.45m/s;F=4500N;

D=400mm；Ai=±4%；V=0.45m/s

生产规模：中小批量；D=400mm

工作环境：多尘；载荷特性：轻振；Ai=±4%；

工作期限：8年，两班制。

设计留意事项：

1.设计由减速器或者其他机械传动装配图1张

零件图2张，及设计计算说明书一份组成；

2.设计中全部标准均按我国标准接受，设计说明

书应按规定纸张及格式编写；

3.设计图纸及设计说明书必需按进度完成，经指

导老师审查认可后，才能赐予评分或答辩。

其次部分减速器的总体方案设计

一、传动方案设计

依据已知条件计算出工作机滚筒的转速为

nw=60*1000r/(m9)

=60*1000*0.45/(3.14*400)r/min

«21.49r/min

若选用同步转速为1500r/min或lOOOr/min的电动机，则估nw=21.49r/min

算出传动装置的传动比i约为70或47o

可拟定传动方案为：内部双级圆柱齿轮+外部链传动

机构整体布置如图一：

二、选择电动机

1.电动机的类型选择

依据动力源和工作条件，选用Y系列三相沟通异步电

动机

2.电动机的功率

工作机有效功率：

P*=FV/1000=2.025KW

设电动机到工作机之间的总效率为n,并设n“

run”，八分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度

为8级）、滚动轴承、开式滚子链传动。滚筒的效率。查文献

4表2-2可得:n1=0.99,n2=0.97,n3=0.99,n4=0.92,

n5=0.96

225

总效率：n=nin2n3n4n5

=0.992X0.972X0.995X0.92X0.96

=0.7754

电动机所需功率：

Pd=P../n=2.025/0.7754=2.614KW

查文献4表16-1选取电动机的功率为3KWO

3.选择电动机的转速为960r/min。

4.电动机型号确定

由功率和转速，查文献4表16-1,选择电动机型号

为：电动机型号：

Y132S-6,并查表16-2,可得:Y132S-6

中心高H=132mm；外伸轴径D=mm；

轴夕卜伸长度E=80mm；

三、计算总传动比和支配传动比

经计算得内外总的传动比

1'=nm/nw=960/21.49=44.68

减速器总传动比

取链传动的传动比g=3

i=14.89

高速级传动比

减速器的总传动比f=i'/i=44.68/3=14.89

3ii=4.400

双级圆柱齿轮减速器高速级传动比低速级传动比

7,=71737=4.400i2=3.384

低速级的传动比

12=7/7,=3.384

四、传动装置的运动和动力参数的计算

1、各轴的转速计算

n।=nm=960r/min

r)n=ni/ii=960/1.4r/min=218.18r/min

niii=nu/i2=64.47r/min

r)N=nm=64.47r/rnin

2、各轴的输入功率计算

P,=P(ln,=2.614X0.99KW=2.588KW

Pn=Pin2n3=2.588X0.97X0.99KW=2.485KW

%=P"n2n3=2.485X0.97X0.99KW=2.386KW

Piv=Pmn3n产2.386X0.99X0.99KW=2.339KW

3、各轴的输入转矩计算

Ti=9550Pi/m=9550X2.588/96O=25.745N•m

T2=9550P2/n2=9550X2.485/218.18=108.771N•m

T3=9550R3/n3=9550X2.386/64.47=353.440N•m

T4=9550P4/n4=9550X2.339/54.47=346.478N•m

上述数据归纳总结为表一。

表一：

转速输出功率输出转矩传动比

轴号

(r/min)(kW)(N,m)i

高速轴I9602.58825.745

中间轴n218.182.485108.7714.400

低速轴in64.472.386353.4403.384

滚子链轴1

64.472.339346.478

IV

第三部分传动零件的参数设计和轴系零部件的

初步选择

一、减速器外部传动一一滚子链传动的参数设计

1、选择小链轮齿数

选取小链轮齿数Zi=25大链轮齿数

大链轮齿数Z=75

Z=iZ、=75<1202

2小链轮齿数Zi=25

故合适

2、初定中心距即，确定链节数4

由于a=(3O~5O)p,取4)=40p,则有

2

2a()Zi+Z2屋1+Z2Ip

Lp=---+--------1-----...-链节数L=132

p2[2n\a()P

=131.58

圆整为整数，取.=132（偶数）

3、计算所需额定功率。确定链的型号和节距

取工况系数KA=1.3（轻冲击，电动机驱动），则

计算功率：PC=KAPIV=1.3X2.339KW=3.401KW;

4、确定节距P

查文献3表5-12得小链轮齿数Kz=1.34

查文献3表5-17得链长系数KL=1.08

选单排链，得多排链系数KP=1.0

Pc3.041

故所需传递的额定功率Po=KzKcKp=（1.34X1.08X1.0）KW=2.101KW

查表5-15,选择滚子链型号为20A,链节距P=31.75

5、计算链长L和中心距a

链长£=PLp/1000=31.75*132/1000=4.191加

中心距

a=-%；4)+J”,__8(/(4]:

=j--F

/25—75、2

8o(-------)mm

2〃

安装中心距:

=1276.8/77/77

1213.3mm

实际安装中心距

M=a-/\a=a—2p=1276.Rmm-2X31.75mm

=1213.3mm

6、计算平均链速v和压轴力必

平均链速V=mvZip由0000=0.8529m/s

工作压力F=1000Piv/v=2742.4N

取压轴力系数KQ=1.2,

压轴力FQ=KQF=1.2X2742.4=3290.9N

7、选择润滑方式

由链速v=1.8529m/s,链节距P=31.75mm

可选择滴油润滑方式。

即所得的链传动为：

滚子链型号：2OA-1X132GB1243.1-83;

链轮齿数：Z.=25,Z2=75;

中心距a=1213.3mm,压轴力FQ=3290.9N；

二、减速器内部传动一一齿轮传动的参数设计

1、高速级传动齿轮的设计

高速级主动轮输入功率2.588kW,转速960r/min,齿数比=

传动比=4.4,单向运转，有略微振动的载荷，每天工作16

小时，预期寿命8年，电动机驱动。

（1）选择齿轮的材料及热处理方式

小齿轮：45钢,调质，齿面硬度23OHBS;

大齿轮：45钢,正火，齿面硬度190HBS。

（2）确定许用应力

0

A.确定极限应力。Hlim和Flim

许用接触应力。Hiimi=58OMPa,。Hiim2=550MPa；

许用弯曲应力。Fiimi=22OMPa,OFiim2=210MPao

B.计算应力循环次数N,确定寿命系数Z.,4

M=60功〃11=2.212x1（）9

N2=N\/h=5.027x108

查图表得，Z%=1,Z%=1,%=1,友=1

C.计算许用应力

平安系数：

SHlim=1.0,SFlim=1.4

onp\=6iim.Zvi/SHmin=580物%

07肥？=07/lim2ZN2/Sf!min=550/1#^

6，P、=6MYN、ISF、=314.2SMPa

<JFPZ=6'ZYSTYN.JSr?=ZQQMPa

(3)初步确定齿轮基本参数和主要尺寸

A.选择齿轮类型

选用较平稳、噪声小、承载实力较强的斜齿圆柱齿轮传动。

B.初步选用8级精度

C,初选参数

初选参数：0=YT,Zi=25,Z2=Z,u=25X4.4=110,

Zi=25,

4=42=°，齿宽系数-=0.9,

Z,2=110

D.初步计算齿轮主要尺寸

由于工作平稳，取KA=1,

因转速不高，取Kv=1.05,

非对称布置，刚度小，取KB=L13,K”=1.2,

K=KAKVK6K„=1.424;

节点区域系数Z”=2.45.，

重合度系数Zc=0.8.»

螺旋角系数ZB=[cos。=0.989.

弹性系数=189.8VMPO.

ZEI

J12KAM+1

di=3----•——•——----=35.500mm

\y/d〃IOUP)

模数%=d\cosp/Z\=389切加

取标准模数〃％=2mm,则中心距mn=2mm

a=140mm

a=+/2)=138.02/77/Z?,圆整取中心距a=140mm。

2cos0

调整螺旋角：

p=arcco{-2+22))=i5?[32''3=15O21'32,,

计算分度圆直径：

d\=mZ\/cosp=51.852Z77ZZZ

dz—mZi/cos0—228.148/zzzz/

di=51.852mm

计算圆周速度：d2=218.148mm

V=7Td\n\/(60X1000)=2.606//s

计算齿宽：

大齿轮：bi=b=+疝1=1x51.852zzw=46.67物?，

取b2=48mm

小齿轮：A=4+(5~10)〃加=54切勿；

bi=54mm

E.验算轮齿的弯曲乏累强度b2=48mm

计算当量齿数：

Zv\=—^―=27.88

cos2p

Zs=%；=122.68

cos2(3

查图得，

齿形系数：YF„>=2.60

匕皿=2.18

应力修正系数：比,=1.62

心2=1.83

取｝>=。9,匕=0.7

B.计算弯曲应力

2KT\

6、=----・及小小»哙%=38.485^a<ori

b\dmimi

^Fa?Xsa2

°F2=%1丫厂M「36.7878<51加2

齿根弯曲强度足够。

齿顶圆直径=小+=60.582即

daz-237.148/zzw

齿根圆直径由=d\-2hr=42.482/zw

dci=di-2hr=219.148/TW

高速级齿轮设计结果：

Zi=25,Zz—110,

di=51.852mm,d2=218.148mm

bi=54mm,b2=48mm,

m=2mm,P=15°21'32",a=140

2、低速级传动齿轮的设计

低速级主动轮输入功率2.485kW,转速218.18r/min,齿

数比=传动比=3.384,单向运转，有略微振动的载荷，每

天工作16小时，预期寿命8年，电动机驱动。

(1)选择齿轮的材料及热处理方式

小齿轮：45钢调质，齿面硬度230HBS。

大齿轮：45钢正火，齿面硬度190HBS。

(2)确定许用应力

A.确定极限应力。Hlim。Flim

对于小齿轮

许用接触应力。Hiim3=580MPa

许用弯曲应力。Fiim3=220MPa,

对于大齿轮

许用接触应力。Hiim4=550MPa；

许用弯曲应力。Flim4=210MPao

B.计算应力循环次数N,确定寿命系数Zw，9

Ns=60a=60*1*218.18*8*300*16=5.03x108

8

/V3=A/I/U=1.49X10

查图表得，

ZN3=1.LZN4=1Q5；YN3=YN4=1；

c.计算许用应力

平安系数：

SHlim=1.0,SFlim=1.4

6P3=07/limBZN31sHmin=638/J#^

os=07/limAZNJSHm>n=577.5MPa

6F\-6飞YSTYNJSF3-314.28/展

6P\=gYsMTSR、=300/l#6?

(3)初步确定齿轮基本参数和主要尺寸

A.选择齿轮类型

初估齿轮圆周速度v<=2.5m/s,

选用较平稳、噪声小、承载实力较强的斜齿圆柱齿轮传动。

B.初步选用8级精度

C.初选参数

初选参数：1=15。，©=21,Z2=ZIU=71.064,取Z2=71,

%1=72=°，齿宽系数内=0.9,

Z3=21,

D.初步计算齿轮主要尺寸

由于工作平稳，取KA=1,Zi=71

因转速不高，取Kv=1.05,

非对称布置，刚度小，取KR=L13,K«=L2,

K=KAKVKBK«=1.424;

节点区域系数Z〃=2.45

重合度系数Zf=0.8

螺旋角系数为=Jcos0=0.983

弹性系数Zg=189.8jMPa

,J2Klu+1(ZHZ^ZZY

4=3l---------■--------=56.336mm

7y/d〃I(JHP)

模数mn=chcos/?/Z3=2.59勿〃7

取标准模数mn=3.5mm,则中心距

a='+=166.68加加，圆整取中心距a=165mm。

2cos0

调整螺旋角：

(3=arcco{见卷在［=12°38'30''

mn=3mm

计算分度圆直径：a=165mm

(h=mZ3/cosp=75.326曲z7

da-mZ\/cos/3=245.674mm

3=17°52'33"

计算圆周速度：

V=7id\n\/(60x1000)=0.83勿/s

计算齿宽：

大齿轮：b\=b=*03=1x75.326/™=67.8mm，da=61.196mm

取b4=68mmd4=233.804mm

小齿轮：bi=+(5~10)/nm=74mm；

E.验算轮齿的弯曲乏累强度

计算当量齿数：

b3=65mm

私==22.6b4=60mm

cos2p

Zv.=4=76.4

cos2{3

查图得，

齿形系数：及3=2.74,及4=2.25

应力修正系数：氐3=1.57,%”=1.72

取勿=0.9,匕=0.7

B,计算弯曲应力

aKT

g=——-・%眼/匕=48.25,姓<6而，

b\dm

^Fa?Xsa2

OF2—^Fly：y—43.91<07lim2

齿根弯曲强度足够。

齿顶圆直径点=心+2A,=82.326即

da\=261.674%

齿根圆直径心=m一2hf=66.576mm

diy=di-2hr=245.924/zz®

高速级齿轮设计结果：

Z3=21,Z4=71,

d3=75.326mm,d4=254.674mm

b3=74mm,b4=68mm,

m=3.5mm,P=12°38'30",a=165

验算Ai是否在给定范围内：

△i=[3*(110/25)*(71/21)-44.68]/44.68=0.12%

三、初算轴的直径

已知，最小轴径的初算公式为d=C(P/〃)"3

选轴的材料为45钢，调质处理。

A.高速轴：

d=C(。/=115*必2.588/960=16.01/zz/zz

在该轴段有一个键槽，则增大5%,

4>(1+5%)*16.0=16.81mm,

由电机直径D,可得

di=(0.8~1.2)*D=(30.4—45.6)mm

考虑到与联轴器相连，取dimin=32mmdimin=32mm

B.中间轴：

d=。(尸/加"3=H2*42.485/218.18=25.20mm

考虑到与轴承协作，且为了机器整体的协调和美观，

取d2min=45mmd2min=45mm

C.低速轴：

d=C(P]加”3=106*M2.386/64.47=35.32ml

在该轴段有一个键槽，则增大5%,

42(1+5%)*35.32nlm=37.09mm，最终取

d3min=40mm

d3min=40mm

四、选择联轴器

A.电机与高速轴之间的联轴器

由于转速较高，为减小动载荷，缓和冲击，应选择具有

较小惯量和有弹性的联轴器，可选弹性套柱销联轴器。

计算转矩，取K=1.5,

Tca=KTi=38.618N•m

查表，选型号TL6,联轴器1：

即所选的联轴器为：TL6联轴器TL6联轴器

B.低速级与滚子链传动主轴之间的联轴器/B38X60

因为有略微冲击，又因为传递的转矩较大，故可选弹性JB32X60

柱销联轴器。

计算转矩，取K=1.5,

Tca=KTm=530.16N•m

查表，选型号HL3,

即所选的联轴器为：HL3联轴器

五、选择滚动轴承

联轴器2:

传动轻震，轻载转速中等，有轴向和径向载荷，初选HL3联轴器

深沟球轴承，选型号如下表二。/B40X84

JB40x84

表二：轴承代号及其尺寸性能

轴种类d轴承代号B4,DC,Jr

高速轴40620818738022.815.8

中间轴45620919788524.517.5

低速轴50621020839027.019.8

二、轴、滚动轴承及键联接的校核计算

1高速轴的强度校核

Mv

34322N•mm

Mh

M

T

-rni39252N-mm

15.547N•.

McaTITTY^

图五：高速轴受力分析

计算与说明主要结果

如图五所示，则：

(1)对轴进行受力分析

圆周力Ft=2*T/di=993N

径向力Fr=Fttanan/cosB=375N

轴向力F„=F,tan/?=273N

(2)计算支反力

①垂直面上支反力

RvB=(FrLi-Fadi/2)/(Li+L2)=237N

RVA=FR-RVB=138N

②水平面X面上

RHA=L2Ft/(Li+l_2)=261N

RHB=FLRHA=732N

(3)计算轴的弯矩，并画出弯矩图；计算并画出当量弯矩图。

(4)按平安系数法校核

截面a-a轴径最小，b-b有较大弯矩且轴径较小，c-c有最大

弯矩，故均为紧急截面。

A.校核截面a-a

a-a截面上的应力：

弯曲应力幅：oa=M/W=O

扭转应力幅：Ta=T/2WT

=2574V(2*12800)MPa

=1.01MPa

弯曲平均应力：Om=0

扭转平均应力：Tm=1.01MPa

等效系数：o=0.2,,=0.1

截面应力集中系数:K„=1.88,K,=1.58

表面状态系数及尺寸系数：

P=0.94；e,,=0.84,e,=0.78

分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数：

T-1

S

T-XT-68.1

+Wkm

S£

Sea&+§寄68.1>[S]=1.4,故平女。

B.校核截面b-b

b-b截面上的应力：

弯曲应力幅：。a=M/W=3085的733.6=3.17MPa

扭转应力幅：Ta=T/2WT

=2574%(2*19467.2)MPa

=0.66MPa

弯曲平均应力：Om=0

扭转平均应力：Tm=0.66MPa

等效系数:o=0.2,巾，=0.1

截面应力集中系数：K.=1.825,K,=1.625

表面状态系数及尺寸系数：

8=0.94；£.=0.84,£,=0.78

分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数：

0-1

s。一分一

与小九。m40.9

S£

Sea型=36.0>⑸=1.4,故平安。

C.校核截面c-c

C-C截面上的应力：

弯曲应力幅：0a=M/W=38824/7868.9=4.94MPa

扭转应力幅：Ta=T/2WT

=25745/(2*155737.8)MPa

=0.83MPa

弯曲平均应力：Om=0

扭转平均应力：Tm=0.83MPa

等效系数：力“=0.2,11>,=0.1

截面应力集中系数：K„=l,KT=1

表面状态系数及尺寸系数：

；

P=0.94*=0.84,*=0.78高速轴平安

分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数：

0-1

So-K。—

任+九时48.0

SLK1-127.7

+Mm

SaST

Sea=启%=44.9>⑸=1.4,故平安。

综上知，高速轴的强度足够。

Rhaft皿

Mv^rrrrnTTn.........................-

79183130500

^rrrmTrfffnTWTnTnTnTn^

141790

816801341』lOlN.

108771

Tnrrn

156090

1(^5501491701^^

103080rrTiT"

McarTTrffirn

所有力矩的单位均为N•皿

图六：中间轴受力图

计算与说明重要结果

2.中间轴的强度校核

(1)对轴进行受力分析

圆周力Ft2=2*T/d2=954N

Ft3=2*T/d3=2888N

径向力Fr2=Ft2tanan/cosB=360N

Fr3=Ftstanan/cosB=1077N

轴向力Fa2="tan夕=262N

Fa3=Ftstan(3=648N

(2)计算支反力

①垂直面上支反力

RVB=-924N

RVA=207N

②水平面X面上

RHA=1667N

RHB=2175N

(3)计算轴的弯矩，并画出弯矩图；计算并画出当量弯矩图。

(4)按平安系数法校核

截面a-a和b-b分别为齿轮2与3的轴向中心面，分析易知，

它们均为紧急截面。

A.校核截面a-a

a-a截面上的应力：

弯曲应力幅：。a=M/W=7918^9408.6=8.42MPa

扭转应力幅：Ta=T/2WT

=108771/(2*20265.9)MPa

=2.68MPa

弯曲平均应力：om=0

扭转平均应力：Tm=2.68MPa

等效系数:力。=0.2,巾，=0.1

截面应力集中系数：K.,=1.825,K,=1,625

表面状态系数及尺寸系数：

8=0.94；£”=0.84,£,=0.78

分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数：

S0ST

Sea医7星=13.1>⑸=1.4,故平安。

B.校核截面b-b

b-b截面上的应力：

弯曲应力幅：。a=M/W=141790/29541=4.80MPa

扭转应力幅：Ta=T/2WT

=108771/(2*292660)MPa

=1.86MPa

弯曲平均应力：。m=0

扭转平均应力：Tm=1.86MPa

等效系数：中,,=0.2,It,=0.1

截面应力集中系数：K„=l,K,=l

表面状态系数及尺寸系数：

P=0.94；e„=0.81,*=0.76

分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数：

图七：低速轴受力分析

计算及说明重要结果

3.低速轴的强度校核

(1)对轴进行受力分析

圆周力Ft=2*T/di=2776N

径向力Fr=Fttanan/cosP=1035N

轴向力F“=F,tan^=623N

(2)计算支反力

①垂直面上支反力

RvA=(FrL2-Fad/2)/(Li+L2)=149N

RVB二FR-RVA=886N

②水平面X面上

RHA=L2Ft/(LI+L2)=1846N

RHB=FLRHA=930N

(3)计算轴的弯矩，并画出弯矩图；计算并画出当量弯矩图。

(4)按平安系数法校核

截面a-a和b-b分别为齿轮的轴向中心面和右端面，分析易知，

它们均为紧急截面。

A.校核截面a-a

a-a截面上的应力：

弯曲应力幅：。a=M/W=154200/11363=13.57MPa

扭转应力幅：Ta=T/2WT

=108773/(2*26822)MPa

=6.59MPa

弯曲平均应力：Qm=O

扭转平均应力：Tm=6.59MPa

等效系数:0=0.2,,=0.1

截面应力集中系数：K”=1.825,K,=1.625

表面状态系数及尺寸系数：

3=0.94；£“=0.81,£,=0.76

分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数：

0-1

S(j-—9・2

/+WWm

Sr-K,-9.9

+Mm

S05r

Sea屏褐=6.7>[S]=1.4,故平安。

B.校核截面b-b

b-b截面上的应力：

弯曲应力幅：Oa=M/W=0MPa

扭转应力幅：Ia=T/2WT

=353440/(2*25000)MPa

=7.07MPa

弯曲平均应力：Om=0

扭转平均应力：Tm=7.07MPa

等效系数:0=0.2,W，=0.1

截面应力集中系数：K.,=1.88,Kt=1.58

表面状态系数及尺寸系数：

8=0.94；£.=0.81,£,=0.76

分别考虑弯矩或扭矩作用时的完全系数：

T-1

s低速轴平安

r-K-9.5

T+Mm

s£

Sea厨+s尹9.5>[S]=1.4,故平女。

综上知，低速轴的强度足够。

4.滚动轴承的寿命校核计算

(1)高速轴轴承校核

轴承的支撑受力如图八，Fa.

由轴的受力易知：个个

Fa=272N,1FriFr21

Fri=(RHA2+RVA2)*=295Nr———

Fr2=(RHB2+RVB2)W=769N图八

故有：Fal=Fa=273N,Fa2=0N

当量动载荷P：

轴承1：因Fai/Cor=273/158OO=O.O17,插值得e=0.20,

XFai/Fri=273/295=0.93>e,所以，Xi=0.56,Yi=2.20

Pl=/p(XiFri+YiFai)

=1.0(0.56*295+273*2.20)

=766N

轴承2Fa2/Fr2=0,故取X2=l，2=0

Pz—fp(XzFr2+丫2产a2)=769N

计算寿命：P2>P1,故用轴承2计算

106C

L.----Y-Yr

1AnnP

期望寿命为L=300*8*16=38400h<Lh,满足要求

（2）中间轴轴承校核

轴承的支撑受力如图九，Fa2

由轴的受力易知：个

Fa2=262N,Fa3=648NFrlFrnt

Fri=(RHA2+RVA2)侬1680N

图九

Frn=(RHB2+RVB2)皿=2363N

故有：FaI=ON

Fai,=386N

当量动载荷P：

轴承II：因Fai/Cor=38^1755O=O.O22,We>0.19,

又Fai/Fn=38的363=0.16<e,所以，XII=1,YII=O

=2363N

轴承I：Fai/Fr,=O,故取X|=1,Y|=O

=1680N

计算寿命：P“>Pi,故用轴承H计算

106c,

——Y-Yc

AnnP

期望寿命为L=300*8*16=38400h<Lh,满足要求

(3)低速轴轴承校核

轴承的支撑受力如图十，Fa--------->

由轴的受力易知：-A----------------------------------

Fa=623N,।Fr2Fn

Fr2=(RHA2+RVA2)^=1863Nr———

22W

Fri=(RHB+RVB)=1284N图十

故有：Fa2=ON

Fai=623N

当量动载荷P：

轴承1：因Fai/Cor=62)198OO=O.O31,得e<0.26,

又Fai/F“=62夕1475=0.42>e,所以，Xi=0.56,Yi=1.98

PlRXiFn+YiFai)

=1.0(0,56*1284+623*1.98)

=1953N

轴承2：Fa2/Fr2=0，故取X2=l,Y2=0

Pi=fp(XzFr2+^2^«2)=1863N

计算寿命：P1>P2,故用轴承1计算

to6c

Li=-----Y-Yr

16OnP

nD

期望寿命为L=300*8*16=38400h<Lh,满足要求

5.键联接强度校核

(1)中间轴的键联接校核

所选的键为：键14X9GB1096-79(L=40mm)

op=2T/dlk=2*108771/(48*26*4.5)MPa=38.74MPa<[。P]

满足运用要求。

(2)低速轴的键联接校核

所选的键为：键16X10GB1096-79(L=50mm)

。p=2T/dlk=2*353440/(54*34*5)MPa=77.00IVIPa<[«P]

满足运用要求。

三、箱体的结构及减速器附件设计

减速器的箱体接受铸造(HT200)制成，接受剖分式结构。

1.机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增加了轴承座刚度

2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

接受浸油润滑，同时为了避开油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底

面的距离H大于40mm

3.机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为8,圆角半径为R=5。机体外型简洁，拔模便利.

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M6紧固

B油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并支配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：

油标位在便于视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，机体内温度上升，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启盖螺钉：

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定位销：

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：

在机盖上干脆铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

箱体具体各部分的尺寸大小如下表（3）所示：

表（3）

箱座壁厚§6=0.025a+58mm

箱盖壁厚3।6i=0.025a+58mm

箱座凸缘壁厚b=1.5812mm

箱盖凸缘壁厚bi=1.58,12mm

箱座底凸缘壁厚bz=2.5820mm

地脚螺钉直径

df=0.036a+1216mm

地脚螺钉数目a<250,n=66

轴承旁联接螺栓直径

di=0.75df12mm

箱盖与箱座联接螺栓直径d2d2=(0.5-0.6)df8mm

轴承盖螺钉直径

d3=(0.4-0.5)df8mm

窥视孔螺钉直径

d4=(0.3-0.4)df6mm

定位销直径

d=(0.7-0.8)d26mm

轴承旁凸台半径RC2=16mm

大齿顶圆与箱体内壁距离Ai>1.2810mm

齿轮端面与箱体内壁距离△2A2>S10mm

箱体外壁至轴承座断面的距42mm

G+C*2+(5~8)

离△4

m>0.85bm=7

箱座箱盖上的肋板厚

>0.85b1班=7

地直径与数目dj=16

脚

螺n=6

钉通孔直径

d/=20

沉头座直径

2=45

底座凸缘尺寸Gmin=25G=25

Qmin=23C2=23

轴承旁连接螺栓直径0.75%4=12

轴承旁连接螺栓

d'=13.5

通孔直径

轴承旁连接螺栓D=26

沉头座直径

连

轴承旁连接螺栓

接

CJ=20,C2=16

螺凸缘尺寸

栓箱座箱盖的d=(0.5~0.6必J=8

连接螺栓直径22

箱座箱盖的连接螺栓

"=13.5

通孔直径

箱座箱盖的连接螺栓D=18

沉头座直径

箱座箱盖的连接螺栓

£=15，G=12

凸缘尺寸

计算与说明