设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器.doc

1 课程设计任务书1.1 题目 设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器设计参数运输带工作拉力:F(N): 2500N运输带工作速度:V(m/s):1.1m/s卷筒直径:D(mm):250mm工作条件 连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘； 运输带速度允许误差土5； 两班制工作，3年大修，使用期10年。(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑) 。加工条件 生产20台，中等规模机械厂，可加工 78级齿轮。设计工作量 1减速器装配图1张(A0或A1)； 2零件图13张；3设计说明书1份。2.1 传动装置总体设计确定传动形式2.2.1 选择电动机 电动机的类型和结构形式 电动机的容量 -资料：各传动机构效率概略值 确定电动机的转速 2.2.2 计算传动装置得总传动比和分配各级传动比在双级齿轮减速器中，通常应使各级大齿轮直径相近；以便各级齿轮都能得到充分润滑，以避免某一级大齿轮浸不到油，而另一级大齿轮又浸油过深而增加搅油损失。对展开式减速器，在两级齿轮配对的材料性能及齿宽系数大致相同情况下，可取高速级传动比传动装置的实际传动比由于受到如齿轮齿数、标准带轮直径等因素的影响，因而与要求的传动比常有一定的误差。一般情况下，所选用的传动比应使工作机的实际转速与要求转速的相对误差在(35)范围内即可。2.2.3传动装置的运动和动力参数 计算各州的转速 计算各轴的扭矩 计算各轴的传动功率2.2.4 绘制传动装置简图2.3 传动件的设计和计算1箱外传动件的设计和联轴器的选择皮带传动的设计计算（ 带传动型号,根数 带轮直径和宽度,带长度,传动中心距,皮带张紧后对轴的作用力） 联轴器的选择 2 箱内传动件的设计 齿轮传动设计2.4 减速器装配工作图的设计 减速器工艺结构设计 轴零件的工艺设计和强度设计计算 各轴承的工艺设计和强度设计计算 减速箱体的结构及工艺设计 绘制减速箱装配底图2.5 装配底图的检查和完成装配工作图,绘制部分零件图2.6 编写设计说明书,课程设计答辩2 传动方案设计2.1 电动机的选择2.1.1 选择电动机的类型 按工作要求选用Y系列全封闭自扇式知笼型异步电动机，电压380伏。2.1.2选择电动机的容量Pc工作机所需电动机的工作功率 P0工作机所需的工作功率 其中 =2.75(kw) 查表可知v带的传动效率1=0.96;滚动轴承传动效率（一对）2=0.99闭式齿轮传动效率3=0.97;联轴器传动效率4=0.99;传动滚筒的传动效率5=0.96。=1243245 =0.96*0.994*0.972*0.99*0.96 =0.825 又由于时机的额定功率应略大于PC,故取4Kw2.1.3电动机的转速 滚筒的转速nw=84.03(r/min)又V带的传动比为ia=1.52.5,二级圆柱齿轮减速器的传动比为840总传动比i=12100则电动机的转速nc=inw=(12100)84.03=1008.368403（r/min）符合条件的有1500r/min,3000r/min;现以同步转速3000r/min,1500r/min二种方案进行比较.现将查得的数据列于下表以供比较.方案电动机型号/kw同步转速/满载转速n/r/min质量/kg价格/元1Y112M-23000/2890452Y112M-41500/144047综合考虑故选用Y112M-4型电动机。带式运输机传动装置简图2.2 分配传动比2.2.1总传动比 ia=2.2.2分配传动装置各级传动比 取v带的传动比为i0=1.5，则减速器的传动比i为： i=11.425取i12=1.3i23 i12i23=11.425解之得：i12=4 i23=2.8562.2.3传动装置的运动和动力参数 0轴（电动机轴） P0=Pc=3.333(kw) n0=nm=1440 (r/min) T0=9550=9550=22104(Nmm) 1轴（高速轴）P1=P01=3.3330.96=3.2(kw)n2=n0/i01=1440/1.5=960(r/min)T2=9550=9550=31833(Nmm) 2轴（中间轴） P2=P123=3.20.990.97=3.073(kw) n2=n1/i12=960/4=240(r/min) T2=9550=9550=122280(Nmm) 3轴（低速轴） P3=P223=P223=3.0730.990.97=2.951(kw) n3=n2/i23=243/2.856=84.03(r/min) T3=9550=9550=335381(Nmm) 4轴（滚筒轴） P4=P334=P324=2.9510.9930.99=2.892(kw) n4=n3/i34=84.03/1=84.03(r/min) T4=95502=9550=328651(Nmm)将以上各轴运动和动力参数的计算结果加以汇总如下:轴名功率(P/kw)转矩(Nmm)输入输出输入输出转速(r/min)传动比i效率0轴3.3332210414401轴3.2003.16831833315159721.50.962轴3.0733.04212228012105724040.963轴2.9512.92133538133202784.032.8650.964轴2.8922.86332865132536484.0310.983 传动零件设计3.1 皮带传动的设计和联轴器的选择3.1.1 皮带传动的设计计算计算项目计算内容工作情况系数KA由表11.5计算功率PCPC=KAP0=3.3331.2选带型号由图11.15小带轮直径D1由表11.6大带轮直径D2D2=(1-0.01)901.5 (=1%)=133.65mm大带轮转速n2n2=(1-)D1=(1-0.01)90 =972r/min求DmDm=(D1+D2)/2求=(D1-D2)/2初选中心距a0由0.7(D1+D2)a02(D1+D2) 155.4a0444带长LL=* Dm +2a+2/a =*100+2*330+202/350 =1009.9mm基准长度Ld由图11.4得实际中心距aa= =325.0mm验算小轮包角=180-(D2-D1)/ a*57.3 =180-(132-90)/325.0*57.3 =172.6带速v传动比i求带根数Z由表11.8 P0=1.06kw由表11.7 K=0.98由表11.12 KL=0.89由表11.10 P=0.13kw张紧力F0(由表11.4得:q=0.10Kg/m)轴上载荷FQ3.1.2 联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证加速器正常工作，输出轴选用弹性套柱销联轴器，考虑到转矩变换很小，取KA=1.3，则Tca=KaT3=1.3335500.60=436150.78Nmm=436.15Nm按计算抓举小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-1984,选用TL7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm,孔径d=40mm,L=112mm,L1=84mm,须用转速为3600r/min1400 r/min,故适用。3.2 齿轮传动的设计3.2.1 高速级齿轮传动设计已知P=3.168KW;小齿轮转速n1=972r/min;传动比i=4;载荷有轻微振动.双班制.预期寿命10,每年300个工作日.因传动尺寸无严格限制,批量较小,故改用40Gr,调质处理,硬度241HB286HB,平均取为260HB.大齿轮用45钢,调质处理,硬度229HB286HB,平均取为240HB.结构见图，计算步骤如下:计算项目计算内容1.齿轮接触疲劳强度计算 ： 初步计算转矩T1 齿宽系数dAd值初步计算的许用接触应力初步计算的小齿轮直径d1初步齿宽b2.校核计算:圆周速度v齿数Z1模数m螺旋角使用系数KA动载荷系数KV齿间载荷分配系数K齿向载荷分布系数K载荷系数K弹性系数节点区域系数ZH重合度系数螺旋角系数Z接触最小安全系数S总工作时间tH应力循环系数接触寿命系数Z许用接触应力验算:3.确定传动主要尺寸中心距a实际分度圆直径d1齿宽b齿根弯曲疲劳强度验算:齿形系数应力修正重合度系数螺旋角系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数K 弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数弯曲寿命系数尺寸系数许用弯曲应力验算:T1=9.550106(3.168/972)由表12.13,取d=0.8由表112.16,估计15取Ad=85H10.9=0.9710 式12.15H20.9=0.9580d1Ad=85=47.9v=取Z1=21,Z2=iZ1=421=84mt= d1/ Z1=55/21=2.619由表12.13,取mn=2.5=arccosmn/mt=arccos2.5/2.619由表12.9由表12.9Ft=2T1/d1231126/55=1132NKAFt/b=1.251.132/80=32.2N/mm100N/mm=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos (式12.6)= 1.88-3.2(1/21+1/84)cos13.9306=bsin/mn=44sin13.9306/1.25 由表12.8=+=1.61+1.67a=arctantan/cos=arctan(tan20/ cos13.9306)=20.8629cos= cos cos /cos= cos13.9306cos20/cos20.8629=0.96由此得:K=1.61/0.962=1.75由表12.11, K=A+B(b/d1)2+c103b=1.30K=1.251.11.751.30由式12.12由图12.16由式12.31,因取=1,故= (式12.32) 由表12.14tH=1036082=60rntH=60197248000= /i=2.810/4由图12.18 式(12.11) (式12.29)a=因中心距未做圆整,故分度圆直径不会改变,即：d1=2a/(i+1)=55mmd2=id1=455=220mmb=24由图12.12由图12.22 (由式12.18) (式12.36)(当计算时，按计算) 由表12.10,注, =3.28/(1.61*0.71)=2.87前已求得 故取=1.75由图12.14 b/h=44/2.252.5=7.8 =1.25K=KKKK=1.251.11.751.25由图12.23c由表12.14由图12.24由图12.25 =3.2.2 低速级齿轮传动设计已知P=3.042KW;小齿轮转速n1=243r/min;传动比i=2.893;载荷有轻微振动.双班制.其余和高速级齿轮相同，小齿轮仍用40Gr,调质处理,硬度241HB286HB,平均取为260HB.大齿轮用45钢,调质处理,硬度229HB286HB,平均取为240HB.结构见零件图，计算步骤如下:计算项目计算内容1.齿轮接触疲劳强度计算 ： 初步计算转矩T1 齿宽系数Ad值初步计算的许用接触应力初步计算的小齿轮直径d1初步齿宽b2.校核计算圆周速度v齿数Z1 模数m和螺旋角使用系数KA动载荷系数KV齿间载荷分配系数KH齿向载荷分布系数K载荷系数K弹性系数节点区域系数ZH重合度系数螺旋角系数Z接触最小安全系数 S总工作时间tH应力循环系数N接触寿命系数Z许用接触应力验算:3.确定传动主要尺寸中心距a按圆整后的中心距修正螺旋角实际分度圆直径d1齿宽b齿根弯曲疲劳强度验算:齿形系数应力修正重合度系数Y螺旋角系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数K弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数弯曲寿命系数尺寸系数许用弯曲应力验算:T1=9.550106(3.042/243) 由表12.13,取d=1由表112.16,估计15取Ad=85H10.9Hlim1=0.9710H20.9Hlim2=0.9580(式12.15)d1Ad=85=85v=取Z1=33,Z2=iZ1=2.89333=95.469mt= d1/ Z1=85/33=2.5758由表12.13,取mn=2.5=arccosmn/mt=arccos2.5/2.5758由表12.9由表12.9Ft=2T1/d12*119552/85=2813NKAFt/b=1.25*2813/85=51.7N/mm由表12.10,注, =4.31/(1.700.69)=3.67前已求得 故取=1.81由图12.14 b/h=85/2.252.5=15.1 =1.35K=KKKK=1.251.11.811.35由图12.23c由表12.14由图12.24由图12.25 =4 轴的设计4.1 轴的基本参数4.1.1求高速轴的功率P1，转速n1，和转矩T1P1=P01=3.3330.96=3.2(kw)n2=n0/i01=972(r/min)T2=9550=9550=31440.33(Nmm)4.1.2 求作用轴上的作用力其分度圆直径为d1=55,d2=220Ft1=1143.28NFr1=435.95NFa1= Fttan=1143.28tan172017=356.93N齿轮2： Ft2= Ft1=1143.28N Fr2= Fr1=435.95N Fa2= Fa1= Fttan=1143.28tan172017=356.93N齿轮3： Ft3=2841.65NFr3=1083.51N Fa3= Fttan=2841.65tan172017=887.12N4.1.3初步确定轴的最小直径按式（15-2）估算轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表15-3，取A0=102。 高速轴：d1min=A0=102=15.2 mm，因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则：d1min= d1min(1+7%.)=16.264mm,取为整数d1min=20mm. 中间轴：d2min=A0=102=23.8mm,因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值d2min=25mm。 低速轴：d3min=A0=102=33.41 mm，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：d3min= d3min（1+7%）=35.7mm，参见联轴器有选择，取为科轴器和孔径，d3min=40 mm。4.2 减速轴装配草图的设计根据轴上零件和结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，参考表，初步设计减速器装配草图，如下图所示：4.3轴的结构设计4.3.1 高速轴的设计 a各轴段直径的确定d11:最小直径,安装大带轮的外伸轴段, d11=20mmd12:密封处轴段,根据大带轮的轴向定位要求,定位高度为h=(0.070.1) d11,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封), d11=23mmd13:滚动轴承处轴段, d13= 25mm ，滚动轴承选取 6205 ，其尺寸为dDB=25mm52mm15mmd14:过渡轴段,由于各级齿轮传动的线速度均大于2 m/s ，滚动轴承采用油润滑,考虑到密封的因素, d14=30 mm齿轮处轴段:由于小齿轮直径较小,采用齿轮轴结构.所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样,均为40Cr,调质处理.d15:滚动轴承处轴段, d15=25 mmb 各轴段长度的确定L11:由大带轮的毂孔宽度B=40 mm ，确定L11=38mmL12:由箱体结构,轴承端盖,装配关系等确定L12=81mmL13:由滚动轴承,挡油盘及装配关系确定, L13=35mmL14:由装配关系, 箱体结构等确定, L14=100mmL15:由高速级小齿轮宽度B1=50mm, 确定, L15=50mmL16:由滚动轴承,当油盘及装配关系等确定, L16=35mmc细部结构设计由表查出高速级大带轮处键bh-L=6mm6mm-28mm(t=3mm,r=0.2mm)，齿轮轮毂与轴的配合选为20H7/r6;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差为20H7/k6;详细的图见高速轴的零件图。4.3.2中间轴的结构设计a各轴段直径的确定d21:最小直径,滚动轴承处轴段, d21=25mm，滚动轴承选取6305，其尺寸为dDB=25mm62mm17mmd22:低速级小齿轮轴段, d22=35mmd23:轴环,根据齿轮的轴向定位要求, d23=40mmd24:高速级大齿轮轴段, d24=35mmd25:滚动轴承处轴段, d25= d21=25mmb各轴段长度的确定L21:由滚动轴承,挡油盘及装配关系等确定, L21=42mmL22:由低速级小齿轮的毂孔宽度B3=90mm，确定, L22=88mmL23:轴环宽度, L23=10mmL24:由高速级大齿轮的毂孔宽度B2=44mm，确定, L24=42mmL25:由滚动轴承,挡油盘及装配关系等确定, L25=42mmc细部结构设计由表查出高速级大齿轮处键bh-L=10mm8mm-32mm(t=5mm,r=0.5mm);低速级小齿轮处键bh-L=10mm8mm-80mm(t=5mm,r=0.5mm)；齿轮轮毂与轴的配合选为25H7/r6;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差为25H7/k6;详细的图见中间轴的零件图。4.3.3低速轴的结构设计a各轴段直径的确定d31:滚动轴承处轴段, d31=50 mm 滚动轴承选取 6210 其尺寸为dDB=50mm90mm20mmd32:低速级大齿轮轴段, d32=54mmd33:轴环,根据齿轮的轴向定位要求, d33=64 mmd34: 滚动轴承处轴段过渡轴段, d34=d31=50mmd35密封处轴段,根据联轴器的轴向定位要求,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封), d35=47mmd36最小直径,安装联轴器的外伸轴段, d37= d3min=40mmb各轴段长度的确定L31:由滚动轴承,挡油盘及装配关系等确定, L31=47.5mmL32:由低速级大齿轮的毂孔宽度B4=85mm 确定, L32=83mmL33由装配关系,箱体结构等确定, L33=54mmL34:由滚动轴承,挡油盘及装配关系等确定, L34=45.5mmL35由箱体结构,轴承端盖,装配关系等确定, L35=74mmL36由联轴器的毂孔宽度L1=84mm 确定, L36=82mmc细部结构设计由表查出低速级大齿轮处键bh-L=16mm10mm-70mm(t=6mm,r=0.5mm);联轴器处键bh-L=16mm10mm-70mm(t=6mm,r=0.5mm)；齿轮轮毂与轴的配合选为25H7/r6;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差为25H7/k6;联轴器与轴的配合选为40H7/m6;详细的零件图见低速轴的零件图。4.4轴的校核 4.4.1高速轴的校核 a轴的力学模型的建立轴上力的作用点、位置和支点跨距地确定齿轮对轴的作用点按简化原则则应在齿轮宽度中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置，轴上安装的7207C，从表12-3可知它的负荷作用中点到轴承外端面的距离a=8.5mm,故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸，支点跨距l=299mm,高速级小齿轮力作用点o到左支点A的距离L2 = 143.5mm,带轮力作用点到支点A距离l1=99mm,高速级小齿轮力作用点A到右支点B距离L3 = 56.5mm.轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮为右旋，根据要求的传动速度方向，绘制轴力学模型图见图a. b 轴的校核计算项目计算内容齿轮受力：圆周力径向力轴向力画小齿轮受力图计算支反力水平面反力垂直面支反力水平面（xy）受力图垂直面（xz）受力图画轴弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图画轴转矩图转矩图许用应力许用应力值应力校正系数画当量弯矩图当量转矩当量弯矩校核轴径齿根圆直径轴径Ft=1143.28NFr=435.95NFa= Fttan=1143.28tan172017=356.93N见图bFR1=FR2FR1 +FR2=1143FR152.5= FR2152.5见图c见图e见图d Mxy图见图f Mxz图见图h用插入法由表16.3查得：a= 0b/ -1baT=0.6231440 见图h在小齿轮中间截面处MIV= 在右轴径中间截面处MI-II=df1=d1-2(ha+c)mn=55-2(1+0.25)3dIV=dI-II=4.4.2 中间轴校核a轴的力学模型的建立轴上力的作用点、位置和支点跨距地确定齿轮对轴的力作用点，按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定在中间轴上两齿轮力的作用点的位置，轴上安装的6305轴承，低速小齿轮的力作用点C到左支点的距离L1=76.5mm.;两齿轮作用点之间距离L2=77mm,高速级大齿轮作用点D到右支点B距离L3=53.5mm.轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋，根据中间轴所受轴向力最小要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动方向，绘制的轴力学模型图见图ac 计算轴上的作用力齿轮2： Ft2= Ft1=1143.28N Fr2= Fr1=435.95N Fa2= Fa1= Fttan=1143.28tan172017=356.93N齿轮3： Ft3=2841.65NFr3=1083.51N Fa3= Ft*tan=2841.65tan172017=887.12Nd计算变应力垂直面支反力（XZ平面）参看图b由绕支点B的力矩得： FAV=942.23N 方向向下同理，由绕点A的力矩得：FBV=294.65N 方向向上由轴上的合力等于0，校核 FAV+FBV+Fr2+Fr3=0,计算无误水平面支反力（XY平面）参看图d由绕支点B的力矩得： FAH（L1+L2+L3）=Ft2L3+Ft3L1(L2+L3)即得 方向向上由绕支点B的力矩MAH=0得:FBH（L1+L2+L3）=Ft2(L1+L2)+Ft3L1 FBH=1897.97N 方向向上由轴上的合力等于0，校核：FAH+ FBHFt2-Ft3=0,计算无误 A点总支反力 B点总支反力FB=1920.71Ne绘制转矩图、弯矩图垂直面内的弯矩图，参看图CC处弯矩： D处弯矩：水平面内的弯矩图参看图e C处弯矩：D处弯矩：合成弯矩图，参看图fC处： D处：转矩图，参看图g当量弯矩图，参看图h因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环应力，折算系数 C处： D处： f弯矩合成强度校核进行校核时，通常先校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面）的强度是： 根据选定的轴的材料40Cr处理，由所引用教材表15-1查得， 故强度足够。4.4.3低速轴校核a轴的力学模型的建立轴上力的作用点、位置和支点跨距地确定齿轮对轴的力作用点，按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定在中间轴上两齿轮力的作用点的位置，轴上安装的6210轴承，低速大齿轮的力作用点C到左支点的距离L1=78mm.;两齿轮作用点之间距离L2=132mm,联轴器的作用点D到右支点B距离L3=125mm轴的力学模型图初步选定低速大齿轮为右旋，根据要求的传动方向，绘制的轴力学模型图见图a ：b 计算轴上的作用力齿轮4： c计算变应力垂直面支反力（XZ平面）参看图b由绕支点B的力矩得： FAV=205.99N 方向向上同理，由绕点A的力矩得：FBV=887.52N 方向向上由轴上的合力等于0，校核 FAV+FBV+Fr2+Fr3=0,计算无误水平面支反力（XY平面）参看图d由绕支点B的力矩得： FAH（L1+L2+L3）=Ft2L3+Ft3L1(L2+L3)即得 方向向下由绕支点B的力矩MAH=0得:FBH（L1+L2+L3）=Ft2(L1+L2)+Ft3L1 FBH=1055.47N 方向向下由轴上的合力等于0，校核：FAH+ FBHFt2-Ft3=0,计算无误 A点总支反力=1798.02N B点总支反力FB=1732.61Nd绘制转矩图、弯矩图垂直面内的弯矩图，参看图CC处弯矩： 水平面内的弯矩图参看图e C处弯矩：合成弯矩图，参看图fC处： 转矩图，参看图g当量弯矩图，参看图h因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环应力，折算系数 C处：f弯矩合成强度校核进行校核时，通常先校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面）的强度 根据选定的轴的材料40Cr处理，由所引用教材表15-1查得， 故强度足够.5 键的选择与校核5.1高速轴上的键的选择与校核由高速轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处键bh-L=6mm6mm-28mm(t=3mm,r=0.2mm)标记：键628 GB/T1096-2003，带轮轴段d=20mm;键的工作长度为：l=L-b=28-6=22mm,键的接触高度为：k=0.5h=0.56=3mm,传递的转矩T2=31833Nmm. 查表得：键的静联接时的挤压许用应力p=100Mpa p=48.23 Mpap 故键联接强度足够。5.2 中间轴上的键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处键bh-L=10mm8mm-32mm(t=5mm,r=0.3mm)标记：键1032 GB/T1096-2003；低速级小齿轮处键bh-L=10mm8mm-80mm(t=5mm,r=0.3mm)，标记：键1080 GB/T1096-2003；由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短的键即可。齿轮轴段d=35mm;键的工作长度为：l=L-b=32-10=22mm,键的接触高度为：k=0.5h=0.58=4mm,传递的转矩T2=120770.6Nmm. 查表得：键的静联接时的挤压许用应力p=100Mpa p=78.42 Mpap 5.3低速轴上的键的选择与校核由低速轴的细部结构设计，选定：低速级大齿轮处键1:bh-L=16mm10mm-70mm(t=5mm,r=0.3mm)标记：键1670 GB/T1096-2003；联轴器处键2:bh-L=12mm8mm-70mm(t=5mm,r=0.3mm)，标记：键1270 GB/T1096-2003。对于键1：轴段d=35mm;键的工作长度为：l=L-b=70-16=54mm,键的接触高度为：k=0.5h=0.510=5mm,传递的转矩T2=335500.6Nmm.查表得：键的静联接时的挤压许用应力p=100Mpap=46.02 Mpap 对于键1：轴段d=35mm;键的工作长度为：l=L-b=70-12=58mm,键的接触高度为：k=0.5h=0.58=4mm,传递的转矩T2=335500.6Nmm.p=72.3 MpaP2，故只须校验轴承1查表可得温度系数ft=1,=3.轴承预期寿命与整机寿命相同为1030016=48000h。=7734P2，故只须校验轴承1查表可得温度系数ft=1,=3.轴承预期寿命与整机寿命相同为1030016=48000h。=6250448000h 故轴承寿命满足条件6.3 低速轴上滚动轴承的选择与校核 6.2.1根据载荷及速度情况，拟定选用深沟球轴承，由低速轴的结构设计根据d=50mm,选取6210，其参数查表可得Cr=35kw,C0r=23.2kw,D=90mm,B=20mm6.2.2滚动轴承的校核a 径向载荷Fr 根据轴的分析，可知A点的总支反力Fr1=FA=1798.02N B点的总支反力Fr2=FB=1372.61N b轴向载荷Fa Fa=Fa4=887.12N相对的轴向载荷为，查表的e=0.24轴承1： 故取X=0.56，Y=1.8再由表13-6，取fP=1.0 当量载荷P1=1.0（0.56Fr+1.8Fa） =1.0（0.561798.02+1.8887.12）=1.02603.71=2603.71N轴承2： 故取X=0.56，Y=1.8再由表13-6，取fP=1.0当量载荷P1=1.0（0.56Fr+1.8Fa） =1.0（0.561372.61+1.8887.12） =2365.48Nc 验算轴承寿命 因P1P2，故只须校验轴承1查表可得温度系数ft=1,=3.轴承预期寿命与整机寿命相同为1030016=48000h。=48194348000h 故轴承寿命满足条件7 箱体结构设计减速器箱体是支撑和固定轴系部件,保证传动零件正常啮合,良好润滑和密封的基础零件,因此,应具有足够的强度和刚度.为了便于轴系部件的安装和拆卸,箱体多做成剖分式,由箱座和箱盖组成,剖分面多取轴的中心线所在平面,箱座和箱盖采用普通螺栓联接,圆锥销定位.剖分式箱体的设计要点如下:7.1轴承座的结构设计为了保证减速器箱体的支撑刚度,箱体轴承座处应有足够的厚度,并且设置加强筋.箱体的加强筋有外筋和内筋两种结构形式,内筋结构刚度大,箱体外表面光滑,美观,但会增加搅油损耗,制造工艺也比较复杂,故多采用外筋结构或凸壁式箱体结构(参见装配图及箱体与箱盖图)7.2轴承旁联接螺栓凸台的结构设计为了提高箱体轴承座孔处联接刚度,应使轴承座孔两侧的联接螺栓尽量靠近轴承,但应避免与箱体上固定轴承盖的螺纹孔及箱体剖分面上的的油沟发生干涉.通常取两联接螺栓的中心距S=D2(D2为轴承盖外径)为提高联接强度,在轴承座旁联接螺栓处应做出凸台,凸台的高度h由联接螺栓直径所确定的扳手空间尺寸C1和C2确定(见装配图).由于减速器上各轴承盖的外径不等,为使于制造,各凸台高度应按最大轴承盖直径D2所确定的高度为准.凸台的尺寸由作图确定,画凸台结构时应按投影关系,在三个图上同时进行.7.3 箱盖圆弧半径的确定通常箱盖顶部在主视图上的外轮廓由圆弧和直线组成,大齿轮所在一侧箱盖的外表面圆弧半径R=147.46mm.在一般情况下轴承旁螺栓凸台均在圆弧内部,按有关尺寸画出即可.画小齿轮一侧的外表面圆弧半径应根据结构作图确定.小齿轮轴承旁螺栓凸台位于圆弧之内,RR1.当主视图上小齿轮端箱盖结构确定后,将有关部分投影到俯视图上,便可画出箱体内壁,外壁及凸缘等结构.7.4箱体凸缘的结构设计为了保证箱盖与箱座的联接刚度,箱盖与箱座联接凸缘应有较大厚度b1和b,箱座底面凸缘的厚度B应超过箱座的内壁,以利于支撑.7.5箱体凸缘联接螺栓的布置为保证箱体密封,除箱体剖分面联接凸缘要有足够的宽度及剖分面要经过精刨或刮研加工外,还应合理布置箱体凸缘联接螺栓.通常对于中小型减速器,螺栓间距取100150mm;对于大型减速器取150200mm.尽量对称均匀布置,并注意不要与吊耳,吊钩和定位销等发生干涉.7.6油面位置及箱座高度的确定当传动零件采用浸油润滑时,浸油深度应根据传动零件的类型而定.对于圆柱齿轮,通常取浸油深度为一个齿高;圆锥齿轮浸油深度为0.51个齿宽,但不小于10mm;对于多级传动中的低速级大齿轮其浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3.为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于3050mm.为保证润滑及散热的需要,减速器内应有足够的油量.单级减速器每传递1Kw的功率,需油量为V0=0.350.7L，多级减速器则按级数成比例增加。V0的小值用于低粘度油，大值用于高粘度油。应使油池容积VV0，油池容积越大，则润滑油的性能维持越久，润滑效果越好。综合以上各项要求即可确定出箱座高度。7.7油沟的结构形式及尺寸7.7.1输油沟当轴承利用传动零件飞溅起来的润滑油润滑时，应在的剖分面上开设输油沟，使溅起的油沿箱盖内壁经斜面流入输油沟内，再经轴承盖上的导油槽流入轴承，见箱盖图。输油沟有铸造油沟和机加工油沟两种结构形式，机加工油沟容易制造，工艺性好，故用得较多，其结构尺寸见装配图。7.7.2回油沟为提高减速器箱体的密封性，可在箱座的剖分面上制出与箱内沟通的回油沟，使渗入箱体剖分面的油沿回油沟流回箱内。回油沟的尺寸与输油沟相同，其结构见箱座图。当传动零件转动速度较低时，不能靠飞溅的油满足轴承润滑，而又需要利用箱体内的油润滑时，可在靠近传动零件端面处设置刮油板。刮油板的端面贴近传动件端面，将油从轮上刮下，通过输油沟将油引入轴承中。7.8 箱体结构应具有良好的工艺性7.8.1铸造工艺性为便于造型，浇铸及减少铸造缺陷，箱体应力求形状简单，壁厚均匀，过渡平缓，不要过薄，不宜采用形成锐角的倾斜肋和壁；要避免出现狭缝，铸件表面沿起模方向应设计成1/101/20的起模斜度。在起模方向上应尽量减少凸起结构，必要时可设置活块。有多个凸起结构时，应尽量连成一体，以减少活块数量。7.8.2加工工艺性设计时尽量减少箱体的加工面积，所以箱体上加工面与非加工面必须分开，如箱体底座面结构。又如轴承座端面与轴承盖，窥视孔与视孔盖，螺塞及吊环螺钉的支撑面处均应作出凸台或沉头座，铣平或锪平。减速器附件设计为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮，轴，轴承组合和箱体的结构设计应给予足够重视外，还应考虑为减速器润滑油池注油，排油，检查油面高度，检修，拆装时上下箱的精确定位，吊运等辅助零部件的合理选择和设计。a视孔和视孔盖视孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态，接触斑点及齿侧间隙，还可