华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书.doc

华中科技大学机械设计课程设计华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书世纪大坑华中科技大学2011年12月13日目 录一、设计任务书 2二、传动方案的分析与拟定 2三、电动机的选择与计算 3四、传动比的分配 3五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 4六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 5七、联轴器的选择及计算15八、键连接的选择及计算16九、轴的强度校核计算17十、滚动轴承寿命的校核计算27十一、润滑和密封30十二、箱体及附件的结构设计和选择31十三、设计小结33十四、参考资料34计算与说明主要结果一 设计任务书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=4600N; V=0.4m/s; D=400mm； 生产规模：中小批量； 工作环境：多尘； 载荷特性：平稳； 工作期限：5年，两班制。 设计注意事项： 1.设计由减速器装配图1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上大齿轮），以及设计计算说明书一份组成; 2.设计中所有标准均按我国标准采用，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须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。二 传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部V带传动+内部双级圆柱齿轮传动。机构整体布置如图一：图1. 传动方案简图F=4600N; V=0.4m/s;D=400mmnw=19.11r/min计算与说明主要结果三 电动机的选择与计算1 电动机的类型选择 根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。2 电动机的功率 工作机有效功率:Pw = Fv/1000 =46000.4/1000 kW=1.84 kW 设电动机到工作机之间的总效率为，并设1，2，3，4，5 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、V带传动以及滚筒的效率。查文献4表2-2可得： 1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.95，5=0.96，由此可得：总效率： =1223445 =0.990.9720.9940.950.96 =0.8160 电动机所需功率： Pd=Pw/=1.84/0.8160=2.255 kW 查文献4表16-1选取电动机的功率为3.0 kW。3 电动机转速的选择 在常用的同步转速为1500 r/min和1000 r/min两者之间选择。前者的总传动比为75.35，后者的总传动比为50.24，前者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min 的电动机。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：Y132S-6,其满载转速为960 r/min，查表16-2，可得：中心高H=132 mm； 轴外伸轴径D=38 mm； 轴外伸长度E=80 mm.四 传动比的分配 计算得内外总的传动比取V带传动的传动比i1=3则减速器的总传动比因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比总效率：=0.8160电动机型号：Y132S-6计算与说明主要结果低速级的传动比五 传动装置的运动及动力参数的选择和计算1. 各轴的转速计算 n=nm=960 r/min n=n/i1=960/3 r/min=320 r/min n=n/i2=320/4.666 r/min=68.58 r/min n=n/i3=68.58/3.590 r/min=19.10 r/min2. 各轴的输入功率计算 P=Pd =2.255 kW P=P4=2.2550.95 kW=2.142 kW P=P23=2.1420.970.99 kW=2.057 kW P=P23=2.0570.970.99 kW=1.975 kW3. 各轴的输入转矩计算T1=9550P1/n1=95502.255/960 Nm =22.433 NmT2=9550P2/n2=95502.142/320 Nm =63.925 NmT3=9550P3/n3=95502.057/68.58 Nm =286.444 NmT4=9550P4/n4=95501.975/19.10 Nm =987.5 Nm将上述数据归纳总结如下表所示。表1. 各轴的运动和动力参数轴号转速（r/min）功 率（kW）转 矩（Nm）传动比i电动机输出轴9602.25522.43334.6663.590高速轴3202.14263.925中间轴68.582.057286.444低速轴19.101.975987.5减速器总传动比：i=16.75高速级传动比：i2=4.666低速级传动比i3=3.590计算与说明主要结果六 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择1. 减速器外部传动V带传动的设计计算（1）、确定计算功率PC 两班制工作，即每天工作16h，查阅文献3表2-5得工况系数KA=1.1，故 Pc = KAP = 1.12.255 kW =2.481 kW（2）、选择普通V带的型号 根据Pc=2.481 kW、n1=960 r/min，由文献3图2-7初步选用A型带。（3）、选取带轮基准直径dd1和dd2 由文献3表2-6取dd1=125 mm，并取=0.02，则 由文献3表2-6取最接近的标准系列值dd2=375 mm。（4）、验算带速v 因v在525 m/s 范围内，故带速合适。（5）、确定中心距a和带的基准长度Ld 初定中心距a0的取值范围为 初选中心距a0=500 mm。由此计算所需带长为 查阅文献3表2-4，选择基准长度Ld=2000 mm。由此计算实际中心距得（6）、验算小带轮包角1带轮基准直径：dd1=125 mmdd2=375 mm安装中心距：a=592 mm带的基准长度：Ld=2000 mm计算与说明主要结果（7）、确定带的根数已知dd1=125 mm，i=3，v=6.28 m/s，查文献3表2-1得P0=1.37 kW，查文献3表2-2得P0=0.09 kW；因=155.8，查文献3表2-3得K=0.93；因Ld=2000 mm，查文献3表2-4得KL=1.03，因此取z=2根。（8）、确定初拉力F0单根普通V带的初拉力为（9）、计算压轴力FQ（10）、带轮的结构设计A、小带轮的结构设计由于dd1=125mm300mm, 所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径da1=130.5mm2H=264mm，轮毂长度L1=45mmE=80mm，故小带轮1的结构设计合理。B、大带轮的结构设计由于dd2=375mm300mm，所以带轮采用轮辐式结构，其顶圆直径da2=380.5mm，轮毂长度L2=60mm。小带轮包角：1=155.8带的根数：Z=2初拉力：F0=170.7N压轴力：FQ=667.6N小带轮：顶圆直径：da1=130.5mm轮毂长度：L1=45mm大带轮：顶圆直径：da2=380.5mm轮毂长度：L2=60mm计算与说明主要结果2高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮输入功率2.142 kW，转速320 r/min，转矩T2=63.925 Nm，齿数比u=i2=4.666，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命5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,调质处理，齿面硬度230HBS;大齿轮:45钢,正火处理，齿面硬度190HBS。（2）、确定许用应力A. 确定极限应力Hlim和Flim许用接触应力Hlim1=580MPa，Hlim2=550MPa；许用弯曲应力Flim1=220MPa，Flim2=210MPa。B. 计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN，YN查文献3图3-7和图3-9得，ZN1=1，ZN2=1；YN1=1，YN2=2. C. 计算许用应力安全系数：，则：/（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、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B. 选用8级精度C. 初选参数初选参数：，ZZu=304.666140， , 齿宽系数。D. 初步计算齿轮主要尺寸小齿轮1齿数：Z1=30大齿轮2齿数：Z2=140变位系数：齿宽系数：计算与说明主要结果由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1,根据螺旋角查得节点区域系数;弹性系数;取重合度系数;螺旋角系数为：；HP=HP2 =550MPa，因此，有： 故：取标准模数mn=1.5 mm，则中心距圆整后取a=130 mm。调整螺旋角：计算分度圆直径：计算圆周速度：法面模数：mn=1.5 mm中心距：a=130 mm螺旋角：分度圆直径：d1=45.882mm；d2=214.118mm圆周速度：v=0.768 m/s计算与说明主要结果计算齿宽：大齿轮：，小齿轮：;（4）、 验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数:查图得，齿形系数：，；应力修正系数：，。取，则：齿根弯曲强度足够。（5）、齿轮结构设计齿顶圆直径：齿根圆直径：大齿轮齿宽：b2=42mm小齿轮齿宽：b1=47mm齿顶圆直径：da1=48.882mmda2=217.118mm计算与说明主要结果高速级齿轮设计结果： ，d1=45.882 mm , d2=214.118 mmda1=48.882mm , da2=217.118mmdf1=42.132mm , df2=210.368mmb1=47 mm , b2=42mm mn=1.5 mm , , a=130mm ， v=0.768m/s.对于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢调质处理。对于中间轴上的大齿轮2，因为da2200 mm，所以做成腹板式结构，其中，dh=1.6ds=1.6*43mm=68.8mm，=8mm，c=0.3b=0.3*42mm=12.6 mm，d0=131.584 mm，d=31.392mm。具体结构如装配图上所示。3. 低速级传动齿轮的设计计算低速级主动轮输入功率2.057 kW，转速68.58 r/min，转矩T3=286444 Nmm，齿数比u=i3=3.590，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命5年，电动机驱动。（1）、选择齿轮的材料及热处理方式大小齿轮均采用45钢表面淬火，齿面硬度4050HRC，取45HRC。（2）、确定许用应力A确定极限应力Hlim和Flim许用接触应力Hlim3=Hlim4=1120MPa许用弯曲应力Flim3=Flim4=350MPaB计算应力循环次数N，确定寿命系数查图表得，ZN3=1.0, ZN4=1.05; YN3=YN4=1。C计算许用应力安全系数：，故有：齿根圆直径：df1=42.132mmdf2=210.368mm计算与说明主要结果（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、承载能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：，, Z4=Z3u=203.59072，齿宽系数。D初步计算齿轮主要尺寸当量齿数：据此查得：Ysa3=1.56 ,Ysa4=1.75 ;YFa3=2.83 ,YFa4=2.23 ;取Y=0.7，Y=0.9；由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1，则：（因为比大，所以上式将代入）小齿轮3齿数：Z3=30大齿轮4齿数：Z4=140变位系数：齿宽系数：计算与说明主要结果取标准模数mn=3.5 mm（若取标准模数mn=3 mm，则低速轴与齿轮2发生干涉，故此处模数取大一点，取标准模数mn=3.5 mm），则中心距圆整后取a=165mm。调整螺旋角：计算分度圆直径：计算圆周速度：符合估计值。计算齿宽：大齿轮：，小齿轮：;（4）、验算轮齿齿面接触疲劳强度根据螺旋角查得节点区域系数;弹性系数;取重合度系数;螺旋角系数，则：法面模数：mn=3.5 mm中心距：a=165mm螺旋角：分度圆直径：d3=71.739mmd4=258.261mm圆周速度：v=0.258 m/s大齿轮4齿宽：b4=36 mm小齿轮3齿宽：b3=41 mm计算与说明主要结果齿面接触疲劳强度满足要求。（5）、齿轮结构设计齿顶圆直径：齿根圆直径：高速级齿轮设计结果： ， d3=71.739mm , d4=258.261mmb3=41mm , b4=36mmda3=78.739mm , da4=265.261mmdf3=62.989mm , df4=249.511mmb3=41 mm , b4=36mm mn=3 mm , , a=165mm ， v=0.258m/s.对于中间轴上的小齿轮3，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速轴上的大齿轮4，因为da4200 mm，所以做成腹板式结构， 其中，dh=1.6ds=1.6*70mm=112mm，=12mm，c=0.3b=0.3*36mm=10.8 mm，d0=168.7555 mm，d=28.37775mm。具体结构如装配图上所示。4. 初算轴的直径及轴结构的初步设计已知，最小轴径的初算公式为，轴的材料均选用45钢，调质处理，查得其许用应力-1b=60MPa , C=118107。（1）、高速轴因V带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=118，则轴端直径齿顶圆直径：da3=78.739mmda4=265.261mm齿根圆直径：df3=62.989mmdf4=249.511mm计算与说明主要结果在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=23.35mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d2min=24mm。初步设计其结构如下图所示：图2. 低速轴结构设计（2）、中间轴取C=110，则：在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=35.89 mm,再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取d3min=40 mm。初步设计其结构如下图所示：图3. 中间轴结构设计（3）、低速轴取C=110，则：在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=54.21mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d4min=55 mm。初步设计其结构如下图所示：高速轴最小轴颈：d2min=24mm中间轴最小轴颈：d3min=40 mm低速轴最小轴颈：d4min=55 mm计算与说明主要结果图4. 低速轴结构设计5. 初选滚动轴承根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。表2. 轴承代号及其尺寸性能轴种类轴承代号dDTBCCr/kNC0r/kN高速轴30207357218.25171554.263.5中间轴30208408019.75181663.074.0低速轴302136512024.752320120152由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于2m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑脂润滑。七 联轴器的选择及计算1. 低速轴与工作机之间的联轴器由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此选用承载能力较高的刚性可移式联轴器，此处选用GICL型鼓形齿式联轴器。计算转矩，根据文献3表9-1，取工作情况系数KA=1.5，则：查表，选择联轴器型号：GICL3,即所选联轴器为GICL3型联轴器。其主要尺寸如下表所示：表3. GICL3型鼓形齿式联轴器主动端基本尺寸型号轴孔类型键槽类型d1LD2GICL3Y型A型5511295滚动轴承选型结果：高速轴：30207中间轴：30208低速轴：30213低速轴与工作机间联轴器:GICL3联轴器计算与说明主要结果八 键连接的选择及计算1. 大带轮与高速轴间键的设计与计算大带轮与高速轴连接处轴颈d=24 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=8 mm，高度h=7 mm。该轴段长度l=58 mm，故根据标准，可取键长L=40 mm，其有效长度为l=L-b=(40-8)mm=32 mm。高速轴上传递的转矩T2=63.925 Nm，由此可得该键所受挤压应力为：该键满足强度条件，其设计是合理的。2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d=43 mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=12 mm，高度h=8 mm。该轴段长度l=40 mm，故根据标准，可取键长L=32 mm,其有效长度为l=L=32 mm。中间轴上传递的转矩T3=286.444 Nm，由此可得该键所受挤压应力为：故该键满足强度条件，其设计是合理的。3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈d=70 mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=20 mm，高度h=12 mm。该轴段长度l=34 mm，故根据标准，可取键长L=28 mm,其有效长度为l=L=28 mm。低速轴上传递的转矩T4=987.5 Nm，由此可得该键所受挤压应力为：故该键强度过低，由于受到轴段长度限制，该键不适合再作加长处理。考虑采用双键结构，两键按180对称布置。考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中按1.5个键计算。故采用双键结构后，每个键所受挤压应力为：从而满足了强度条件，其设计是合理的。4. 低速轴与工作机间键的设计与计算工作机与低速轴连接处轴颈d=55 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺大带轮与高速轴间键：键8X40 GB/T 1096中间轴与其上大齿轮间键：键B12X32GB/T 1096低速轴与其上大齿轮间键：键B20X28 GB/T 1096计算与说明主要结果寸：宽度b=16 mm，高度h=10 mm。该轴段长度l=110 mm，故根据标准，可取键长L=90 mm，其有效长度为l=L-b=(90-16)mm=74 mm。低速轴上传递的转矩T4=987.5 Nm，由此可得该键所受挤压应力为：该键满足强度条件，其设计是合理的。九 轴的强度校核计算1. 高速轴（1）、计算齿轮受力齿轮1的圆周力：齿轮1的径向力：齿轮1的轴向力：（2）、画受力简图假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度的中点（后面的受力分析均作此假设），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。低速轴与工作机间键：键16X90GB/T 1096齿轮1受力：圆周力：径向力：轴向力：计算与说明主要结果图5. 高速轴的受力分析（3）、计算支反力铅垂面内支反力： 水平面内支反力：高速轴铅垂面内支反力：计算与说明主要结果（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图A铅垂面弯矩齿轮所在截面处弯矩有突变，故：左截面：右截面：支点A处：B水平面弯矩分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图5（c）、（e）所示。C合成弯矩齿轮所在截面左截面：齿轮所在截面右截面：支点A处：由此作出合成弯矩图，如图5（f）所示。画出扭矩图，如图5（g）所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面之间的轴段。（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮所在截面左截面：高速轴水平面内支反力：计算与说明主要结果齿轮所在截面右截面：支点A处：（6）、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=42 mm,其抗弯模量W=0.1d3=（0.1423）mm3=7408.8 mm3。由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。2. 中间轴（1）、计算齿轮受力齿轮2的圆周力：齿轮2的径向力：齿轮2的轴向力：齿轮3的圆周力：齿轮3的径向力：齿轮3的轴向力：（2）、画受力简图 按照前面所作假定，可画出中间轴的受力如下图所示。齿轮2受力：圆周力：径向力：轴向力：齿轮3受力：圆周力：径向力：轴向力：计算与说明主要结果图6. 中间轴的受力分析计算与说明主要结果（3）、计算支反力铅垂面内支反力： 水平面内支反力：（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图A铅垂面弯矩齿轮3所在截面处弯矩有突变，故：左截面：右截面：齿轮2所在截面处弯矩有突变，故：右截面：左截面：B水平面弯矩中间轴铅垂面内支反力：中间轴水平面内支反力：计算与说明主要结果分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图6（c）、（e）所示。C合成弯矩齿轮3所在截面左截面：齿轮3所在截面右截面：齿轮2所在截面左截面：齿轮2所在截面右截面：由此作出合成弯矩图，如图6（f）所示。画出扭矩图，如图6（g）所示，转矩作用于两齿轮所在截面之间的轴段。（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮3所在截面左截面：齿轮3所在截面右截面：齿轮2所在截面左截面：齿轮2所在截面右截面：（6）、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮3所在截面的右截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=48 mm,其抗弯模量W=0.1d3=（0.1483）mm3=11059.2 mm3。由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：又因为齿轮2所在截面的左截面轴颈较小且开有一个键槽，并且该处当量弯矩比较大，故也属于危险截面。此处轴颈d=43 mm，键槽宽度b=12 mm，键槽深度t=5.0 mm，所以其抗弯模量为计算与说明主要结果从而可求得轴上该处所受弯曲应力为显然，轴的强度非常足够，从而该轴的结构设计合理。3. 低速轴（1）、计算齿轮受力齿轮4的圆周力：齿轮4的径向力：齿轮4的轴向力：（2）、画受力简图按照前面所作假定，可画出低速轴的受力如下图所示。齿轮4受力：圆周力：径向力：轴向力：计算与说明主要结果图7. 低速轴的受力分析（3）、计算支反力铅垂面内支反力： 低速轴铅垂面内支反力：计算与说明主要结果水平面内支反力： （4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图A铅垂面弯矩齿轮4所在截面处弯矩有突变，故：左截面：右截面：B水平面弯矩分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图7（c）、（e）所示。C合成弯矩齿轮4所在截面左截面：齿轮4所在截面右截面：由此作出合成弯矩图，如图7（f）所示。画出扭矩图，如图7（g）所示，转矩作用于齿轮4所在截面与工作机所在截面之间的轴段。（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮4所在截面左截面：齿轮4所在截面右截面：（6）、校核弯、扭合成强度 分析可知，齿轮4所在截面的右截面当量弯矩最大，且此轴段开有两个键槽，属低速轴水平面内支反力：计算与说明主要结果于危险截面，此处轴颈d=70 mm,键槽宽度b=20 mm，键槽深度t=7.5 mm，所以其抗弯模量为从而可求得轴上该处所受弯曲应力为显然，轴的强度非常足够，从而该轴的结构设计合理。十 滚动轴承寿命的校核计算1. 高速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：图8. 高速轴上轴承支撑受力 对于30207型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为：两轴承为正装，且S1S2+Fa ，故有：计算与说明主要结果 ， 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有：，故有：又，对于轴承2，有：，故有：因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=54.2kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=10/3，则高速轴上轴承寿命为故，高速轴上所选的30207型圆锥滚子轴承是合用的。2. 中间轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图9所示，由轴的受力易知：图9. 中间轴上轴承支撑受力 对于30208型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为：高速轴上圆锥滚子轴承寿命：计算与说明主要结果两轴承为正装，且S1S2+Fa ，故有： ， 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有：，故有：又，对于轴承2，有：，故有：因，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷Cr=63.0kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=10/3，则中间轴上轴承寿命为故，中间轴上所选的30208型圆锥滚子轴承是合用的。3. 低速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图10所示，由轴的受力易知：图10. 低速轴上轴承支撑受力 中间轴上圆锥滚子轴承寿命：计算与说明主要结果 对于30213型轴承，查得：e=0.4，Y=1.5，由此可求得其派生轴向力为：两轴承为正装，且S2S1+Fa ，故有： ， 因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1 ，对于轴承1，有：，故有：又，对于轴承2，有：，故有：因，故按轴承2计算其寿命。其基本额定负荷Cr=120kN，温度系数取为ft=1，滚子轴承的寿命指数=10/3，则低速轴上轴承寿命为故，低速轴上所选的30213型圆锥滚子轴承是合用的。十一 润滑和密封1. 齿轮的润滑由于齿轮的圆周速度较小，均小于12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低（0.5m/s），浸油深度可达1/61/3的齿轮半径，故主要考虑中间轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm。齿轮齿面硬度为280350HBS，圆周速度小于0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为低速轴上圆锥滚子轴承寿命：计算与说明主要结果266mm2/s(50摄氏度)，由此选择L-CKC460中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）。2. 滚动轴承的润滑由于齿轮圆周速度小于2m/s，故采用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内，每工作36个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工作要求，选用1号通用锂基润滑脂（GB7324-1991）润滑。3. 密封本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈分别选用毡圈30 JB/ZQ 4606和毡圈60 JB/ZQ 4606。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。十二 箱体及附件的结构设计和选择1. 箱体 减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为使机体有足够的刚度在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，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。铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。2. 轴承盖与套杯 均选用凸缘式轴承盖，其具体尺寸（见装配图上所示）依结构而定。3. 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作。根据减速器中心距选择其具体尺寸，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螺钉紧固（具体结构参考装配图）。4. 油面指示器 选用油标尺。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。油标尺中心线与水平面呈45或大于45角，并注意加工游标尺凸台和安装游标尺时，不与箱体凸缘或吊钩相干涉，具体结构见装配图。5. 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。本减速器选用通气罩。6. 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。7. 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。8. 吊钩齿轮油池浸油润滑润滑油型号：L-CKC460中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）滚动轴承脂润滑润滑脂型号：1号通用锂基润滑脂（GB7324-1991）计算与说明主要结果 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.9. 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。 箱体具体各部分的尺寸大小如表4所示：表4. 减速器铸造箱体的结构尺寸箱座壁厚8mm箱盖壁厚18mm箱座凸缘壁厚b12mm箱盖凸缘壁厚b112mm箱座底凸缘壁厚b220mm轴承盖螺钉直径8mm窥视孔螺钉直径6mm定位销直径6mm大齿顶圆与箱体内壁距离1 10 mm齿轮端面与箱体内壁距离2 10 mm箱体外壁至轴承座断面的距离449 mm箱座箱盖上的肋板厚地脚螺钉直径与数目通孔直径=20 mm沉头座直径底座凸缘尺寸连接螺栓连接螺栓轴承旁连接螺栓直径12mm轴承旁连接螺栓通孔直径轴承旁连接螺栓沉头座直径D=26mm轴承旁连接螺栓凸缘尺寸箱座、箱盖的连接螺栓直径箱座、箱盖的连接螺栓通孔直径箱座箱盖的连接螺栓沉头座直径D=18箱座箱盖的连接螺栓凸缘尺寸十三 设计小结纸上学来终觉浅，绝知此事要躬行。经过三个星期的“实战演练”，我收获了很多。也许每个男孩都有一个设计师的梦想，我也是抱着这样一个梦想长大的。然而，想像很美好，现实却很残酷。以前我只看到了设计师表面上的光鲜亮丽，这一次，我终于体会到了那一抹光环背后的凄凉痛苦。在没有任何设计基础的条件下，我们迎来了这次课程设计。整整18天，我都陶醉在这孤独、反复的设计之中，算了又画，画了又改，改了再算，就是在这不断重复的过程中，我对设计有了刻骨铭心的认识，我的设计水平有了很大的提升，也正是这一段辉煌的