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两级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书【T=690,V=0.8,D=320】.doc

两级展开式圆柱齿轮减速器设计【T=690，V=0.8，D=320】【1张CAD图纸+说明书】

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两级展开式圆柱齿轮减速器设计【T=690，V=0.8，D=320】【1张CAD图纸+说明书】.rar

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关键词：: 两级展开式圆柱齿轮减速器设计 cad图纸说明书圆柱齿轮减速器

资源描述：

两级展开式圆柱齿轮减速器设计【T=690,V=0.8,D=320】

28页 5100字数+论文说明书+1张CAD图纸【详情如下】

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两级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书【T=690,V=0.8,D=320】.doc

设计任务书…………………………………………………2

第一部分传动装置总体设计……………………………4

第二部分 V带设计………………………………………6

第三部分各齿轮的设计计算……………………………9

第四部分轴的设计………………………………………13

第五部分校核……………………………………………19

第六部分主要尺寸及数据………………………………21

设计任务书

一、课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：

数据编号35710

运输机工作转矩T/(N.m)690630760620

运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9

卷筒直径D/mm320380320360

工作条件：

连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为。

二、课程设计内容

1）传动装置的总体设计。

2）传动件及支承的设计计算。

3）减速器装配图及零件工作图。

4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

1）部件装配图一张（A1）。

2）设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：

第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。

运输机带速V/(m/s) 0.8 。

卷筒直径D/mm 320 。

已给方案：外传动机构为V带传动。

减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分传动装置总体设计

一、传动方案（已给定）

1）外传动为V带传动。

2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

3）方案简图如下：

二、该方案的优缺点：

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

参考文献：

《机械设计》徐锦康主编机械工业出版社

《机械设计课程设计》陆玉何在洲佟延伟主编

第3版机械工业出版社

《机械设计手册》

设计心得

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

内容简介：: 第 - 1 -页目录设计任务书 2 第一部分传动装置总体设计 4 第二部分 V带设计 6 第三部分各齿轮的设计计算 9 第四部分轴的设计 13 第五部分校核 19 第六部分主要尺寸及数据 21 nts 第 - 2 -页设计任务书一、课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：数据编号 3 5 7 10 运输机工作转矩 T/(N.m) 690 630 760 620 运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直径 D/mm 320 380 320 360 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 10 年，小批量生产，单班制工作（ 8小时 /天）。运输速度允许误差为 %5 。二、课程设计内容 nts 第 - 3 -页 1）传动装置的总体设计。 2）传动件及支承的设计计算。 3）减速器装配图及零件工作图。 4）设计计算说明书编写。每个学生应完成： 1）部件装配图一张（ A1）。 2）设计说明书一份（ 60008000字）。本组设计数据：第三组数据：运输机工作轴转矩 T/(N.m) 690 。运输机带速 V/(m/s) 0.8 。卷筒直径 D/mm 320 。已给方案：外传动机构为 V带传动。减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 nts 第 - 4 -页第一部分传动装置总体设计一、传动方案（已给定） 1）外传动为 V带传动。 2）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3）方案简图如下：二、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作nts 第 - 5 -页可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。计算与说明结果三、原动机选择（ Y 系列三相交流异步电动机）工作机所需功率：Pww=0.96 (见课设 P9) m i n. 14832.014.3 8.0 RDVn 传动装置总效率： a（见课设式 2-4） 87654321 a 99.01 99.02 99.03 97.04 99.05 97.06 99.07 95.08 （见课设表 12-8） 85.095.099.097.099.097.099.099.099.0 a 电动机的输出功率： Pd（见课设式 2-1） KwaWdPP 23.485.06.3 取 KP wd 5.5 选择电动机为 Y132M1-6 型（见课设表 19-1）技术数据：额定功率（ Kw） 4 满载转矩（ minr ） 960 额定转矩（ mN ） 2.0 最大转矩（ mN ） 2.0 Y132M1-6电动机的外型尺寸（ mm）：（见课设表 19-3） A： 216 B： 178 C： 89 D： 38 E： 80 F： 10 G： 33 H：132 K： 12 AB： 280 AC： 270 AD： 210 HD： 315 BB： 238 nts 第 - 6 -页 L： 235 四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配 1、总传动比： ia（见课设式 2-6） 2048960 nni ma2、各级传动比分配：（见课设式 2-7） iiiia 321 5.207.362.220 ia初定 62.21 i07.32 i5.23i第二部分 V带设计外传动带选为普通 V 带传动 1、确定计算功率： Pca 1）、由表 5-9查得工作情况系数 1.1KA 2）、由式 5-23（机设） kKP wAca P 65.55.51.1 2、选择 V 带型号查图 5-12a(机设 )选 A 型 V带。 3.确定带轮直径 da1 da2 （ 1）、参考图 5-12a（机设）及表 5-3（机设）选取小带轮直径 mmd a 1121 Hda 2 1 （电机中心高符合要求） nts 第 - 7 -页（ 2）、验算带速由式 5-7（机设） smdnV a 1111 63.51 0 0 060 1129601 0 0 060 （ 3）、从动带轮直径 da2 mmdid aa 24.29311261.212 查表 5-4（机设）取 mmd a 2802 （ 4）、传动比 i 5.211228012 ddaai （ 5）、从动轮转速 m i n 112 3 8 05.29 6 0 Rnn i 4.确定中心距 a 和带长 Ld （ 1）、按式（ 5-23机设）初选中心距 ddadd aaaa 21021 27.0 7874.274 0 a 取 mma 7000 （ 2）、按式 (5-24机设 )求带的计算基础准长度 L0 mmmmdddd ddddaL1960)7004)112280()280112(27002(2)()(2222212100查图 .5-7(机设 )取带的基准长度 Ld=2000mm (3)、按式 (5-25机设 )计算中心距 :a mmmma LLa d 20.7)2 19602000700(2 00 nts 第 - 8 -页 (4)、按式（ 5-26机设）确定中心距调整范围 mmmma La d 780)200003.0720(03.0m a x mmmma La d 690)2000015.0720(015.0m i n 5.验算小带轮包角 1 由式 (5-11机设 ) 1 2 01 6 6601 8 0 121 a dd dd 6.确定 V带根数 Z (1)、由表（ 5-7 机设）查得 dd1=112 n1=800r/min 及n1=980r/min时，单根 V带的额定功率分呷为 1.00Kw和 1.18Kw，用线性插值法求 n1=980r/min 时的额定功率 P0值。 KwKwP 16.1)800960(800980 00.118.100.1(0 (2)、由表（ 5-10 机设）查得 P0=0.11Kw (3)、由表查得（ 5-12机设）查得包角系数 96.0k (4)、由表 (5-13机设 )查得长度系数 KL=1.03 (5)、计算 V带根数 Z，由式（ 5-28机设） 49.403.196.0)11.016.1(56.5)(00KKPPPLcaZ取 Z=5根 7计算单根 V 带初拉力 F0，由式（ 5-29）机设。 NqVZ vKPF aca 160)15.2(500 20 q由表 5-5 机设查得 nts 第 - 9 -页 8计算对轴的压力 FQ，由式（ 5-30机设）得 NNZ FF Q 1588)2160s i n16052(2s i n2 10 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径 dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径 dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。第三部分各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，都采用 45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则Z2=Z1i=34 2.62=89 2.设计计算。（ 1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（ 2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（ 7-9） 3 1112uudKHtZZZd aEZHt T1=9.55 106 P/n=9.55 106 5.42/384=134794 N mm 由图（ 7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 nts 第 - 10 -页 HILim=580 HILin=560 由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210 应力循环次数 N由式（ 7-3）计算 N1=60n, at=60 (8 360 10)=6.64 109 N2= N1/u=6.64 109/2.62=2.53 109 由图 7-8查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9查得弯曲； YN1=1 YN2=1 由图 7-2查得接触疲劳安全系数： SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选Kt=1.3 由式 (7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 PZS aNHHm M6381m inlim PZS aNHHH M5822m i nl im2 PYS Y aNFSTlinFF K3281m i n11 PYS Y aNF STlinFF M3002m i n22 将有关值代入式 (7-9)得 10.6512)(31221 uudtHEUtTKZZZd则 V1=( d1tn1/60 1000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3 (34/100)m/s=0.44m/s 查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4nts 第 - 11 -页查得 K =1.08.取 K =1.05.则 KH=KAKVK K =1.42 ,修正 mmtdd 68.663.1 42.1311 M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6取标准模数： m=2mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2 34=68mm d2=mz2=2 89=178mm a=m(z1 z2)/2=123mm b= ddt=1 68=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18查得， YFS1=4.1， YFS2=4.0 取 Y =0.7 由式 (7-12)校核大小齿轮的弯曲强度 . 1323211 53.407.01.4234113678437.122FadF PMmZK 21212 54.391.40.453.40FaFSFSFF PYY M 二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1选取，都采用 45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 nts 第 - 12 -页则 Z2=Z1i=34 3.7=104 2.设计计算。（ 1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（ 2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（ 7-9） 3 1112uudKHtZZZd aEZHt T1=9.55 106 P/n=9.55 106 5.20/148=335540 N mm 由图（ 7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=580 HILin=560 由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210 应力循环次数 N由式（ 7-3）计算 N1=60n at=60 148 (8 360 10)=2.55 109 N2= N1/u=2.55 109/3.07=8.33 108 由图 7-8查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9查得弯曲； YN1=1 YN2=1 由图 7-2 查得接触疲劳安全系数： SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3 由式 (7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 PZS aNHHm M5 8 01m inlim PZS aNHHH M5862m i nl im2 nts 第 - 13 -页 PYS Y aNFSTlinFF K3281m i n11 PYS Y aNF STlinFF M3002m i n22 将有关值代入式 (7-9)得 mmuudtHEUtTKZZZd 43.7012)(3 1221 则 V1=( d1tn1/60 1000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55 (34/100)m/s=0.19m/s 查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4查得 K =1.08.取 K =1.05.则 KH=KAKVK K =1.377 ,修正mmtdd 8.713.1 37.1311 M=d1/Z1=2.11mm 由表 7-6取标准模数： m=2.5mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2.5 34=85mm d2=mz2=2.5 104=260mm a=m(z1 z2)/2=172.5mm b= ddt=1 85=85mm 取 b2=85mm b1=b2+10=95 3.校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18查得， YFS1=4.1， YFS2=4.0 取 Y =0.7 由式 (7-12)校核大小齿轮的弯曲强度 . 1323211 9.1277.01.45.23413 3 5 5 4 037.122FadF PMmZK nts 第 - 14 -页 21212 8.1241.40.49.127FaFSFSFF PYY M 总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5 第四部分轴的设计高速轴的设计 1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢 ,调质处理 . 2.初估轴径按扭矩初估轴的直径 ,查表 10-2,得 c=106至 117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用 .取 c=110 则 : D1min= 1103 npc 27mm38442.53 D2min= 1103 npc 36mm14820.53 D3min= 1103 npc 52mm4800.53 3.初选轴承 1 轴选轴承为 6008 2 轴选轴承为 6009 3 轴选轴承为 6012 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为 : nts 第 - 15 -页 D1=40mm D2=45mm D3=60mm 4.结构设计 (现只对高速轴作设计 ,其它两轴设计略 ,结构详见图 )为了拆装方便 ,减速器壳体用剖分式 ,轴的结构形状如图所示 . (1).各轴直径的确定初估轴径后 ,句可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 .该轴轴段 1 安装轴承 6008,故该段直径为 40mm。 2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为 4.5mm，取 3段为 53mm。 5段装轴承，直径和 1 段一样为 40mm。 4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取 4 段为 42mm。 6 段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用 JB/ZQ4606-1986中 d=36mm的毛毡圈，故取 6段 36mm。 7段装大带轮，取为 32mmdmin 。（ 2）各轴段长度的确定轴段 1的长度为轴承 6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上 2mm， l1=32mm。 2 段应比齿轮宽略小 2mm，为 l2=73mm。 3 段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去 l3=6mm， 4 段： l4=109mm。 l5 和轴承 6008 同宽取l5=15mm。 l6=55mm， 7段同大带轮同宽，取 l7=90mm。其中 l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距 L1=52.5mm，nts 第 - 16 -页 L2=159mm， L3=107.5mm。（ 3） .轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 16*63 GB1096-1979及键 10*80 GB1096-1979。（ 4） .轴上倒角与圆角为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1*45。 5.轴的受力分析（ 1）画轴的受力简图。（ 2）计算支座反力。 Ft=2T1/d1= N37 8468 65.12 82 Fr=Fttg20。 =3784 N13773639.0 FQ=1588N 在水平面上 FR1H= NlllF r 9665.521535.523784323 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 FR1V= NlllF t 3 5 25.521 5 35.521 3 7 7323 Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N （ 3）画弯矩图 nts 第 - 17 -页在水平面上， a-a剖面左侧 MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N m a-a 剖面右侧 MAh=FR2Hl2=411 153=62.88 N m 在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=352 153=53.856 N m 合成弯矩， a-a剖面左侧 MMM AVAHa 22 mN 7 3 . 9 78 5 6.537 1 5.50 22 a-a 剖面右侧 mN 8 2 . 7 98 5 6.5388.62 2222 MMM aVaHa 画转矩图转矩 2/dT F t 3784（ 68/2） =128.7N m 6.判断危险截面显然，如图所示， a-a 剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面； b-b 截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑， a-a，b-b 截面右侧均有应力集中，且 b-b 截面处应力集中更严重，故 a-a 截面左侧和 b-b 截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。 7.轴的弯扭合成强度校核由表 10-1查得 M P ab 601 MPab 1000 6.01 0 06001 bba (1)a-a剖面左侧 nts 第 - 18 -页 dW 1.0 3=0.1 443=8.5184m3 5 1 8 4.86.0( 7.1 2 874) 2222 WaTMe =14.57 MPa （ 2） b-b截面左侧 dW 1.0 3=0.1 423=7.41m3 b-b 截面处合成弯矩 Mb: 5.525.4215379.825.42Mb32 llMa =174 N m 41.76.0( 7.128174) 2222 WaTMe =27MPa 8. 轴的安全系数校核 : 由表 10-1 查得1.0,02,155,300,650 11 M P aM P aM P aB (1)在 a-a截面左侧 WT=0.2d3=0.2 443=17036.8mm3 由附表 10-1 查得 ,63.1,1 KK 由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 76.0,81.0 ;轴经磨削加工 , 由附表 10-5 查得质量系数 0.1 .则弯曲应力 M P aWMb 68.85184.8 97.73 应力幅 M Paba 68.8 平均应力 0m 切应力 M P aTW TT 57.70 3 6 8.17 7.1 2 8 MPaTma 79.3257.72 安全系数 nts 第 - 19 -页 2802.068.881.00.1 13001 maKS22.1879.31.079.376.00.1 63.11551 maKS27.1522.1828 22.1828 2222 SS SSS查表 10-6 得许用安全系数 S =1.3 1.5,显然 SS ,故 a-a剖面安全 . (2)b-b截面右侧抗弯截面系数 dW 1.0 3=0.1 533=14.887m3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 533=29.775 m3 又 Mb=174 N m,故弯曲应力 MPaWM bb 7.118 8 7.14 1 7 4 M Paba 7.11 0m 切应力 M P aTW TT 32.47 7 5.29 7.1 2 8 M P aTma 16.22 由附表 10-1 查得过盈配合引起的有效应力集中系数1.0,2.0,0.1,76.0,81.0,89.1,6.2 KK 。则 nts 第 - 20 -页 74.3702.07.1181.00.1 6.23001 maKS74.2716.21.016.276.00.1 89.11551 maKS36.2274.2774.37 74.2774.37 2222 SS SSS显然 SS ,故 b-b截面右侧安全。（ 3） b-b截面左侧 WT=0.2d3=0.2 423=14.82 m3 b-b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力 MPaWM bb 48.2341.71 7 4 M P aba 48.23 0m 切应力 MPaTW TT 68.882.14 7.1 2 8 M P aTma 34.42 （ D-d） /r=1 r/d=0.05，由附表 10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 36.1,48.1 KK 。由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 78.0,83.0 。又 1.0,2.0,0.1 。则 nts 第 - 21 -页 16.702.048.2383.00.1 48.13001 maKS38.19349.41.034.478.00.1 36.11551 maKS72.638.1916.7 38.1916.7 2222 SS SSS显然 SS ,故 b-b截面左侧安全。第五部分校核高速轴轴承 Nll lF r 9665.52153 5.523 7 8 4 F R 1 H323 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N Nll lF t 3525.52153 5.521377F R 1 V323 Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 轴承的型号为 6008， Cr=16.2 kN 1） FA/COr=0 2）计算当量动载荷 FFfP ARPr YX 查表得 fP=1.2径向载荷系数 X和轴向载荷系数 Y为 X=1， Y=0 FFfP ARPr YX =1.2（ 1 352） =422.4 N 3）验算 6008的寿命 nts 第 - 22 -页 2 8 8 0 02 4 4 8 4 8 63841 6 6 6 74.42216200 33Lh 验算右边轴承 2 8 8 0 09 9 1 7 73841 6 6 6 7 10252.1 16200 33 L h键的校核键 1 10 8 L=80 GB1096-79 则强度条件为 M P alk dTp 5.33003.008.0 032.0/65.1282/2 查表许用挤压应力 MPap 110 所以键的强度足够键 2 12 8 L=63 GB1096-79 则强度条件为 M P alk dTp 95.30003.0063.0 044.0/65.1282/2 查表许用挤压应力 MPap 110 所以键的强度足够联轴器的选择联轴器选择为 TL8型弹性联轴器 GB4323-84 减速器的润滑 1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度 12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约 0.7 个齿高，但不小于 10mm，低速nts 第 - 23 -页级齿轮浸入油高度约为 1个齿高（不小于 10mm）， 1/6齿轮。 2滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V 1.5 2m/s所以采用飞溅润滑，第六部分主要尺寸及数据箱体尺寸 : 箱体壁厚 mm10 箱盖壁厚 mm81 箱座凸缘厚度 b=15mm 箱盖凸缘厚度 b1=15mm 箱座底凸缘厚度 b2=25mm 地脚螺栓直径 df=M16 地脚螺栓数目 n=4 轴承旁联接螺栓直径 d1=M12 联接螺栓 d2的间距 l=150mm 轴承端盖螺钉直径 d3=M8 定位销直径 d=6mm df 、 d1 、 d2至外箱壁的距离 C1=18mm、 18 mm、 13 mm df、 d2至凸缘边缘的距离 C2=16mm、 11 mm 轴承旁凸台半径 R1=11mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离 L1=40mm nts 第 - 24 -页大齿轮顶圆与内箱壁距离 1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离 2=10mm 箱盖，箱座肋厚 m1=m=7mm 轴承端盖外径 D2 ：凸缘式端盖： D+（ 5 5.5） d3 以上尺寸参考机械设计课程设计 P17 P21 传动比原始分配传动比为： i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后： i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 各轴新的转速为： n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48 各轴的输入功率 P1=pd 8 7 =5.5 0.95 0.99=5.42 P2=p1 6 5=5.42 0.97 0.99=5.20 P3=p2 4 3=5.20 0.97 0.99=5.00 P4=p3 2 1=5.00 0.99 0.99=4.90 各轴的输入转矩 T1=9550Pdi1 8 7/nm=9550 5.5 2.5 0.950.99=128.65 T2= T1 i2 6 5=128.65 2.62 0.97 0.99=323.68 T3= T2 i3 4 3=323.68 3.07 0.97 0.99=954.25 nts 第 - 25 -页 T4= T3 2 1=954.23 0.99 0.99=935.26 轴号功率 p 转矩 T 转速 n 传动比 i 效率电机轴 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 128.65 384 2.5 0.94 2 5.20 323.68 148 2.62 0.96 3 5.00 954.25 48 3.07 0.96 工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98 齿轮的结构尺寸两小齿轮采用实心结构两大齿轮采用复板式结构齿轮 z1尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75 d1=68 ha=ha*m=1 2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25) 2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d1 2ha=68+2 2=72mm df=d1 2hf=68 2 2.5=63 p= m=6.28mm s= m/2=3.14 2/2=3.14mm e= m/2=3.14 2/2=3.14mm c=c*m=0.25 2=0.5mm nts 第 - 26 -页齿轮 z2的尺寸由轴可得 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1 2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm hf=(1 0.5) 2=2.5mm da=d2 2ha=178 2 2=182 df=d1 2hf=178 2 2.5=173 p= m=

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