一级圆柱直齿减速器课程设计452.3%1.5%400%150.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计452.3%1.5%400%150
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计452.3%1.5%400%150,减速器课程设计
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邵 阳 学 院 机械设计课程设计 课 题 名 称 带式输送机传动装置 学 生 姓 名 吕 凯 军 学 号 0540718066 系 、 专 业 机械设计制造及其自动化 指 导 教 师 邓 清 芳 职 称 2007 年 12 月 30 日 nts 1 前 言 机械设计课程设计是培养学生具有设计能力的技术基础课。机械设计课程设计则是机械设计课程重要的实践性教学环节。通过课程设计实践，可以树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和有其他先修课程的理论与生产实际知识去分析及解决机械设问题的能力。 机械设计工作，可以分为计算和结构设计两部分，它们是紧密相关、互相联系的。机械设计完成的图纸表示的是机械的结构，按图纸加工出 的机器，应具有使用者要求的性能。所以，机械设计和加工者直接接触的是机械的结构。为了使机械结构具有要求的性能、工作可靠、经济实用，在很多情况下要进行计算。计算做为结构设计的依据，而计算数据必须以机械结构为对象，如强度计算必须知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必须知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交叉、反复进行的。 nts 2 目 录 第 1 章 设计任务书 3 第 2 章 电动机的选择 4 第 3 章 传动装置的运动和动力参数 5 第 4 章 皮带轮传动的设计计算 7 第 5 章 齿轮传动的设计计算 9 第 6章 轴的设计计算 13 第 7章 滚动轴承的选择与校核 22 第 8章 键的选择与校核 24 第 9章 箱体的设计 25 第 10章 润滑和密封的设计 27 第 11章 设计总结 28 第 12章 参考文献 29 nts 3 第 1 章 设计任务书 1.1 设计带式输送机的传动装置 原始数据： 输送带工作拉力： F=2300 F/N； 输送带工作速度： v=1.5m/s； 滚筒直径： D=400mm； 每日工作时数： T=24h； 传动工作年限： a=5； 注：传动不可逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的 1.25 倍，输送带速度允许误差为 5%。 设计工作量： 1设计说明书 1 份； 2.减速器装配图 1 张（ A0 或 A1）； 3零件工作图 13 张。 nts 4 第 2 章 电动机的选择 2.1 电动机的选择 2.1.1 选择电动机的类型。 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相异步电动机。 2.1.2 选择电动机的容量 ： 标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的 功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。 2.1.2.1 工作机的有效功率为 ： 3 . 4 52 3 0 0 1 . 5 /1 0 0 0 1 0 0 0w kwF v N m sP 2.1.2.2 电动机到工作机输送带间的总效率为： = 123345 1、 2、 3、 4、 5 分别为带、轴承、齿轮、联轴器、滚筒的传动效率。 查表得 1=0.96 ， 2=0.98 ， 3=0.97， 4=0.99， 5=0.96。 所以 =0.96 0.983 0.97 0.99 0.96 =0.85 2.1.2.3 电动机所需工作功率为 ： 3 . 4 5 4 . 0 60 . 8 5wdpP k w 2.1.2.4 确定电动机的转速 取齿轮传动一级减速器传动比的范围 i1=3 6。取 V 带传动比 i2=2 4。 则总的传动比 i= i1 i2=6 24。 nts 5 工作机卷筒的转速为： 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 5 7 1 . 6 / m i n 7 2 / m i n400wvn r rd 电动机转速的可选范围为： 6 2 4 7 2( 4 3 2 1 7 2 8 ) / m i ndwn i nr 符合这一范围的同步转速有 720r/min， 1000r/min 和 1500r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000r/min 的电动机。 根据电动机的类型，容量，转速，由课程设计指导书表 14.1 选定电动机型号为 Y132M-6，其主要性能如下： 电动机型号 额定功率 /kw 满载转速/(r/min) 起动转矩 /额定转矩 最大转矩 /额定转矩 Y132-6 5.5 960 2.0 2.0 第 3 章 传动装 置的运动和动力参数 3.1 计算传动装置的总传动比 i 并分配传动比。 3.1.1 总传动比 i 为： 960 1 3 . 3 372mwnin 3.1.2 分配传动比：因为当传动装置由普通 V 带传动和齿轮减速器组成时，带的传动比不宜过大，否则会使大带轮的外圆半径大于齿轮减速器的中心高，造成尺寸不协调或安装不方便。初选齿轮的传动比为 i1=5。 则 V 带的传动比为：211 3 . 3 3 2 . 6 6 65iii 3.2 计算传动装置各轴的运动和动力参数 nts 6 3.2.1 各轴的转速。 轴： 1 9 6 0 / m i nmn n r 轴： 122960 3 6 0 . 9 / m i n 3 6 . 1 / m i n2 . 6 6nn r ri 轴： 32 3 6 0 . 1 / m i nn n r 轴： 3413 6 0 . 1 7 2 . 0 2 / m i n 7 2 / m i n5nn r ri 滚筒轴： 4 7 2 / m i nwn n r 3.2.2 各轴的输入功率： 12 1 1324 3 2 3244 . 0 64 . 0 6 0 . 9 6 3 . 8 9 7 6 3 . 9 03 . 9 03 . 9 0 0 . 9 8 0 . 9 7 3 . 7 13 . 7 1 0 . 9 8 0 . 9 7 3 . 5 3dP P k wP P k w k wP P k wP P k wP k w 卷 4=P3.2.3 各轴的输入转矩为： 电动机输出转矩为： 6 6 44 . 0 69 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 4 . 0 4 1 0960ddmPT N m mn 轴： 1 44 . 0 4 1 0dT T N m m 轴： 2226 6 53 . 99 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 0 3 1 03 6 0 . 1PT N m mn 轴： 32 51 . 0 3 1 0T T N m m 轴： 6 6 54 3 . 7 14 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 4 . 9 2 1 04 7 2PT N m mn 滚筒轴： 424554 . 9 2 1 0 0 . 9 8 0 . 9 9 4 . 7 7 1 0TTN m m 卷 将上述计算结果汇总于下表，以备查用： nts 7 第 4 章 皮带轮传动的设计计算 4.1 由任务书知选择普通 V 带进行传动 由课本表 5-8 查得 V 传动的工作情况系数 KA为： KA=1.18+0.2=1.38 PC= KA P=1.38 5.5=7.59kw 由 PC=7.59kw， nm=960r/min.和课本图 5-10 得：应选用 A型 V带。 4.2 确定带轮基准直径。 由课本表 5-10 知 A 型 V 带的最小直径为 75mm，则初选 dd1=100mm。 4.3 验算带速。 1 9 6 0 1 0 0 5 . 0 3 /6 0 0 0 0 6 0 0 0 0mdndv m s v 在 5-25m/s 之间，满足带速要求。 4.4 计算从动带轮的基准直径。 22 2 12 . 6 6 6 0 . 0 2(1 ) (1 0 . 0 2 ) 2 . 6 6 6 1 0 0 2 6 1 . 2 6 8ddid i d m m 取 按带轮基准直径系列取 dd2 =265mm，则实际传动比为： 22265 2 . 7(1 ) (1 0 . 0 2 ) 1 0 0ddi 轴名 功率 P/kw 转矩 T/(Nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i 电动机 4.06 4.04 104 960 1 轴 4.06 4.04 104 960 2.666 轴 3.90 1.03 105 360.1 1 轴 3 .90 1.03 105 360.1 5 轴 3.71 4.92 105 72 1 滚筒轴 3.53 4.77 105 72 nts 8 传动比误差相对值为： 2222 2 . 7 2 . 6 6 6 1 . 2 8 %2 . 6 6 6iiii V 因为 1.28%1200,所以满足要求。 4.7 确定 V 带的根数： 00()clPzP P k k 由课本表 5-6 得： P0=0.95 由课本表 5-9 得： P0=0.11 由课本表 5-11 得： k=0.0.96 nts 9 由课本表 5-12 得： kl=1.01 7 . 5 9 7 . 3 7( 0 . 9 5 0 . 1 1 ) 0 . 9 6 1 . 0 1z 取 z=8 根。 4.8 计算带的张紧力和压轴力。单根带的张紧力为： 0 22 . 55 0 0 ( 1 )cPF q vv z k 由课本表 5-2 得 q=0.10kg/m 027 . 5 9 2 . 55 0 0 ( 1 ) 0 . 1 ( 5 . 0 3 )5 . 0 3 8 0 . 9 61 5 3 . 4 3FN 带轮的压轴力为： 10 02 s i n 2 8 1 5 3 . 4 3 s i n 8 2 . 2 2 2 4 3 2 . 2 82F z F N 第 5 章 齿轮传动的设计计算 5.1 选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数。 由工作条件及课本表 6-5，表 6-6。选择小齿轮的材料为 40Cr 调质处理，硬度241286HBS， B=686MPa， S=490MPa；大齿轮的材料为 45 钢，调质处理，硬度 197255HBS， B=608MPa， S=314MPa； 由课本，表 6-3 和表 6-4 选 7 级精度。 取小齿轮齿数 z1=20，则大齿轮齿数为： z2=i1 z1=5 20=100 实际从动轴的速度为： 20 3 6 0 . 1 7 2 . 0 2100n 转速相对误差为 | | | 7 2 7 2 . 0 2 | 0 . 0 3 % 5 %72nnn nts 10 合格。 5.2 按齿面接触疲劳强度设计。 112314 1 . 62EHd HK T u Z Z Zd 转矩 T1=1.03 105 Nmm 由课本表 6-10，软齿面齿轮，对称安装，查得齿宽系数 d=0.81.4，取 d=1.0。由表 6-7 查得使用系数 KA =1.00。由图 6-8，按齿轮在两 轴承中间对称布置，取K =1.07 。 由 表 6-8 ， 按 齿 面 未 硬 化 ， 直 齿 轮 ， 7 级精度。 / 1 0 0 / , 1 . 01 . 0 0 1 . 1 5 1 . 0 7 1 . 01 . 2 3AtAVK F N M M KK K K K K 初步确定节点区域系数 ZH=2.5，重合度 Z =0.9,由表 6-9 确定弹性系数 ZE=1 齿面接触许用应力为： l i mH N WHHZZS 由图 6-22，查取齿轮材料疲劳极限应力： Hlin1=780MPa, Hlim2=550MPa.小齿轮应力循环次数 N1=60n1rtn=60 360.1 1 24 365 5=9.46 108 大齿 轮应力循环次数 N2=60n2rtn=60 72.02 1 24 365 5=1.89 108 由表 6-11 求得接触疲劳强度计算的寿命系数 ZN 1112990 . 0 5 7 0 . 0 5 78990 . 0 5 7 0 . 0 5 781 0 1 0( ) ( ) 1 . 0 0 39 . 4 6 1 01 0 1 0( ) ( ) 1 . 1 0 01 . 8 9 1 0NNZNZN 由图 6-23 查取工作硬化系数 ZW=1.15。由表 6-12 查取安全系数 SH=1； l i m 1 1 11 7 8 0 1 . 0 0 3 1 . 1 5 8 9 9 . 71H N WHHZZ M P aS nts 11 l i m 2 22111122535 5 0 1 . 1 0 0 1 . 1 56 9 5 . 7 5 .11005201 . 2 3 1 . 0 3 1 0 5 1 1 2 . 5 0 . 94 1 . 61 2 6 9 5 . 7 54 8 . 5 51 . 0 4 8 . 5 5 4 8 . 5 5H N WHtdtHZZM P aSzuzdmmbb d m m 取小齿轮宽度 b1=55mm,大齿轮的宽度 b2=50mm； 114 8 . 5 5 2 . 4 320tdm m mz 取 m=2.5mm 强度足够。 齿轮分度圆直径： d1=mz1=2.5 20=50mm； d2=mz2=2.5 100=250； 按计算结果校核前面的假设是否正确： 齿轮节圆速度： 1111155 0 3 6 0 . 10 . 9 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 00 . 9 4 2 00 . 1 9 / 6 61 0 0 1 0 02 2 1 . 0 3 1 04120501 . 7 5 4 1 2 01 3 1 . 1 / 1 0 0 /55Adnv m svzmsTNdK F tN m m N m mb 由 图 查 得 Kv=1.01Ft=原假设合理。 K=1.0 ，由： nts 12 121521 . 0 0 1 . 1 5 1 . 0 7 1 . 01 . 2 312 6 8 . 41 . 2 3 1 . 0 3 1 0 5 12 6 8 . 4 1 2 . 5 0 . 95 5 5 0 56 3 5 6 9 5 . 7 5AVH E HK K K K KK T uZ Z Zb d uM P a M P a 齿轮接触疲劳强度安全。 5.3 按齿根弯曲疲劳强度校核。 计算公式按课本（ 6-11） 112F F a S a FKT Y Y Yb d m 由图 6-18 查得，小齿轮齿形系数 YFa1=2.9 大齿 轮齿形系数 YFa2=2.22。由图 6-19查得，小齿轮应力修正系数 YSa1=1.56，大齿轮应力修正系数 YSa2=1.8。由图 6-12查得 a1/z1=0.038， a2/z2=0.0085。代入 z1=20， z=100 得： a1=0.76 ， a2=0.85 ， a= a1+ a2=0.76+0.85=1.61 由图 6-20 查得：重合度 Y=0.7。 计算弯曲疲劳许用应力 F l i mF N X S TFFY Y YS 按图 6-24 查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力： Flim1=320MPa, Flim2=250MPa。由表 6-13： 1120 . 0 2 0 . 0 26680 . 0 2 0 . 0 26683 1 0 3 1 00 . 8 99 . 4 6 1 03 1 0 3 1 00 . 9 22 1 . 8 9 1 0NNYNYN 由图 6-25 查取尺寸系数 YX=1，由式（ 6-14）取 YST=2。弯曲疲劳强度安全系数SF按表 6-12 取 SF=1.23。 nts 13 l i m 1 1l i m 2 211221 1 2 21212123 2 0 0 . 8 9 1 24 5 5 . 6 81 . 2 52 5 0 0 . 9 3 1 23681 . 2 52 . 9 1 . 5 60 . 0 0 9 94 5 5 . 6 82 . 2 2 1 . 80 . 0 1 0 9368F N X S TFF N X S TFF a S aF a S aF a S a F a S aFFFFFFY Y YM P aSY Y YM P aSYYYYY Y Y Y Q比 较应按大齿轮校核齿轮的弯曲疲劳强度。 2 2 21512 2 1 . 2 3 1 . 0 3 1 0 2 . 2 2 1 . 8 0 . 75 0 5 0 2 . 5F F a S aKT Y Y Yb d m 21 1 3 . 4 3 6 8FM P a M P a 故弯曲疲劳强度足够。 5.4 计算齿轮传动的中心距 a。 1211 2 . 5 2 0 1 0 0 1 5 022a m z z m m 5.5 计算齿轮的圆周速度 v 11213 . 1 4 5 0 3 6 0 . 1 0 . 9 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv v v m s 第 6 章 轴的设计计算 6.1 输入轴的设计计算 6.1.1 按扭矩初算轴径。 选用 40 Cr，调质处理，硬度 241286HBS，材料力学性能数据为： b=735MPa， s=539MPa。 nts 14 根据课本公式（ 2-44） 3 PdCn查表，取 C=115，则： 3 3 . 9 01 1 5 2 5 . 4 43 6 0 . 1d m m 考虑到有键槽，将直径增大 5%，则： d=(1+5%) 26.72mm。 取 d=30mm。 6.1.2 轴的结构设计。 根据轴的受力，选取 6 型滚动轴承，为便于装配，取装轴承处的直 d1=35mm，装齿轮处的轴径 d2=40mm，考虑到小齿轮分度圆的直径 d1=50mm。故将轴改做成齿轮轴。初选滚动轴承为 6307，其宽度 B=21mm。 根据结构要求，先选定 d1=32mm， d2=36mm， d3=d5=38mm， d6=d2=36mm， d4处的分度圆直径为 50mm。 6.1.3 轴上受力的分析，如图所示：下页图一 6.1.3.1 轴传递的转矩： T1=1.03 105Nm 齿轮的圆周力 1152 2 1 . 0 3 1 0 412050tTFNd 6.1.3.2 画出水平面的受力图，计算支点反力。画出水平弯矩图，如图一所示： 支点反力： 07 0 1 4 0 1 1 0 6403140AHtFFFN 4 1 2 0 2 4 3 2 6 4 0 3 1 4 9CH B 点弯矩 MBH =149 70=10430Nmm A 点弯矩 MAH =2432 110=267520Nmm nts 15 图一 6.1.3.3 画出垂直面的受力图，计算支点反力。画 出垂直弯矩图，如图二所示： 0t a n 4 1 2 0 t a n 2 0 1 4 9 9 . 6 1 5 0 07502C V A VrtrF F NFF F N B 点弯矩： MBV=750 70=52500Nmm nts 16 6.1.3.4 合成弯矩： MA=MAH=267520 Nmm 2 2 2 21 0 4 3 0 5 2 5 0 0 5 3 5 2 6B B H B VM M M N m m 6.1.3.5 画出转矩图。 6.1.3.6 计算 A、 B 的当量弯矩，画出当量弯矩图。 1122 2 2 522 2 2 52 6 7 5 2 0 0 . 6 1 . 0 3 1 02745655 3 5 2 6 0 . 6 1 . 0 3 1 081757AABBM M TN m mM M TN m m 6.1.3.7 校核轴的强度，根据弯矩大小及轴的直径选定 A、 B 两截面进行校核。 45 钢 B=650MPa,按表 2-7 用插值法 -1b=88.6MPa。 A 截面当量弯曲应力： 132274565 5 8 0 . 1 0 . 1 3 6AAAbMM M P aWd B 截面当量弯曲应力： 1381757 7 0 . 1 5 0BBbMW nts 17 A、 B 两截面均安全。 6.1.3.8 安全系数校核：由于该减速机轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的切应力。 弯曲应力幅： a = A=58MPa 弯曲平均应力 m=0MPa 查有关手册得： k=2.62 =0.92 =0.88 由式（ 2-21）得： 1662 7 0 1 0 1 . 4 42 . 6 2 5 8 1 00 . 9 2 0 . 8 8mS k 切应力幅： 531 . 0 3 1 0 5 . 5 22 2 0 . 2 3 6mT M P aWp 查有关手册得： k =1.89 =0.92 =0.2 =0。 88 由式（ 2-21）得： 16661 5 5 1 0 111 . 8 9 5 . 5 2 1 0 0 . 2 5 . 5 2 1 00 . 9 2 0 . 8 8S k 复合安全系数由式（ 2-31）得： 22 2 21 . 4 4 1 1 1 . 4 41 . 4 4 1 1SSSSS 查表得： S=1.3 SS 该轴 A 截面安全。 经相同的计算可得 B 截面安全。 故轴的强度安全。 6.2 输出轴的设计计算 6.2.1 按扭矩初 算轴径。 nts 18 选用 45 钢，调质处理，硬度 217255HBS，材料力学性能数据为： b=650MPa， s=360MPa， -1=270MPa， -1=155MPa， E=2.15 105MPa。 根据课本公式（ 2-44） 3 PdCn查表，取 C=115，则： 3 3 . 7 11 1 5 4 2 . 8 07 2 . 0 2d m m 考虑到有键槽，将直径增大 5%，则： d=(1+5%) 42.8=44.94mm 取 d=50mm。 6.2.2 轴的结构设计 。 6.2.2.1 单级减速器中，可以将齿轮 安排在箱体的中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒定位，周向定们采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定们则用过渡配合。 6.2.2.2 确定轴的各段直径和长度。 根据轴的受力，初选 6 型轴承，为了便于装配，取装轴承处的直径 d1=55mm，装齿轮处的直径 d2=60mm，由输入轴知 a=b=70mm。 初选 6311 型轴承，其宽度 B=29mm。 6.2.3 选择联轴器： 考虑到起动时的过载，联轴器工作情况系数 K=1.5，则联轴器计算转矩为： 551 . 5 4 . 9 2 1 0 7 . 3 8 1 0 7 3 8T c K T N m m N m 根据工作要求选取柱销联轴器，由 d=50 和 Tc=738Nm 选取联轴器的型号为（指导书 P132 表 13.1） HL4 联轴器 5 0 1 1 25 0 8 4TCJB其允许的最大转矩 Tp=315Nm 6.2.4 轴的结构图及受力分析图： nts 19 图二 6.2.4.1 轴传递的转矩： T2=4.92 105 Nmm=492Nm； 齿轮的周向力：2522 2 4 . 9 2 1 0 3936250tTFNd 6.2.4.2 画出水平面的受力图，计算支点反力。画出水平弯矩图 支反力： 19682A H C HtFF F N B 点弯矩： MBH=-1968 70=137760Nmm 6.2.4.3 画出垂直面的受力图，计算支点反力。画出垂直弯矩图； nts 20 0t a n 3 9 3 6 t a n 2 0 1 4 3 2 . 67 1 6 . 32C V A VrtrF F NFF F N B 点弯矩： MBV=716.3 70=50141Nmm 6.2.4.3 合成弯矩： 2 2 2 21 3 7 7 6 0 5 0 1 4 1 1 4 6 6 0 1 . 3B B N B VM M M N m m 6.2.4.4 画出转矩图。 6.2.4.5 计算 B 的当量弯矩，画出当量弯矩图。 2 22 2 2 51 4 6 6 0 1 . 3 0 . 6 4 . 9 2 1 03 2 9 5 9 8 . 2BBM M TN m m 6.2.4.6 校核轴的强度，根据弯矩大小及轴的直径选定 B 截面进行校核。 45 钢 B=650MPa,按表 2-7 用插值法 -1b=60MPa。 B 截面当量弯曲应力： nts 21 因 B 截面处有键槽，故查课本附录表 7 可得抗弯截面系数 W 和抗扭截面系数WT计算公式及计算结果为： 223 3 3( ) 1 8 7 ( 6 0 7 )6 0 1 8 2 4 5 . 5 53 2 2 3 2 2 6 0b t d tW d m md 3 3 3( ) 1 8 7 ( 6 0 7 )6 0 3 9 4 4 0 . 11 6 2 1 6 2 6 0T b t d tW d m md 按轴直径 d=60mm 由手册查键槽尺寸，初选 b=18, t=7； B 截面的当量弯曲应力： 1 3 2 9 5 9 8 . 2 1 8 . 1 1 8 2 4 5 . 5 5BBbMW 故 B 截 面安全。 6.2.4.7 安全系数校核：由于该减速机轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的切应力。 弯曲应力幅： a = B=18.1MPa 弯曲平均应力 m=0MPa 查有关手册得： k=2.62 =0.92 =0.81； 由式（ 2-21）得： 1662 7 0 1 0 4 . 2 52 . 6 2 1 8 . 1 1 00 . 9 2 0 . 8 1mS k 切应力幅： 54 . 9 2 1 0 1 2 . 53 9 4 4 0 . 1m TT M P aW 查有关手册得： k =1.89 =0.92 =0.2 =0。 88 由式（ 2-21）得： 16661 5 5 1 0 4 . 71 . 8 9 1 2 . 5 1 0 0 . 1 1 2 . 5 1 00 . 9 2 0 . 8 1S k nts 22 复合安全系数由式（ 2-31）得： 22 2 24 . 2 5 4 . 7 3 . 1 54 . 2 5 4 . 7SSSSS 查表得： S=1.5 SS 故轴的强度安全。 第 7 章 滚动轴承的选择与校核 7.1 正常情况下，轴承的寿命： 由工作需要的要求得：轴承的使用时间为 Lh =5 365 24=43800h 轴承 1；查课本表 (9-8)，取载荷系数 fp=1.2。 根据已知条件，预选轴承 6307： 现将计算步骤和结果列于下表： 计算步骤及内容 计算结果 1 查手册查出 Cr 值 (GB/T276-1994) 2 FCH=149N FAH=6403N FCV=750N FCH=750N 3计算： 22 6 4 4 6 . 8A A H A VF F F N 4由课本公式（ 9-7）当量载荷 P=fpFr 得： P=6446.8 1.2=7736.2N 5转速 n=360r/min 6由式（ 9-10）计算轴承的寿命： 103166701 6 6 7 0 3 3 4 0 037263 6 0 7 7 3 6 . 2hCLnP 7结论：因为 372643800 符合要求。 Cr=62000N P=7736.2N 47699.443800 轴承 1；查课本表 (9-8)，取载荷系数 fp=1.2。 根据已知条件，预选轴承 6311： 计算步骤及内容 计算结果 1查手册查出 Cr 值 (GB/T276-1994) 2 FCH=149N FAH=6403N FCV=750N FCH=750N 3计算： 22221 9 6 8 7 1 6 . 3 2 0 9 4 . 3A B A H A VF F F FN 4由课本公式（ 9-7）当量载荷 P=fpFr 得： P=2097.3 1.2=2513.2N 5转速 n=72r/min Cr=71600N P=2513.2N nts 24 6由式（ 9-10）计算轴承的寿命： 103166701 6 6 7 0 7 1 6 0 053537867 2 2 5 1 3 . 2hCLnP 7结论：因为 535378643800 符合要求。 535378643800 第 8 章 键的选择与校核 在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式为： 2p pTd l k 8.1 输入轴上键的选择及校核。 输入轴的输入端要求与大带轮联接。根据轴径 d=30mm。初选 A 型平键。 b =8mm,h=7mm,L=50mm。即：键 8 100 GB/T1096。 L=L-b=50-8=42mm. K=0.5h=0.5 7=3.5mm 查课本表 13-1，得轻微冲击载荷时，键联接的许用挤压应力 p=100 120MPa。 522 1 . 0 3 1 04 6 . 7 3 . 5 4 2 3 0ppTd l kM P a 所以键的挤压强度足够。 8.1.1 输出轴上键的选择及校核。 输出轴上开有两个键槽，分别与齿轮及联轴器联接 。 8.1.1.1 与齿轮联接的键，选择 C 型，根据轴径 d=60mm。查手册得 b h=18 11,即键宽为 18，键宽为 18，键高为 11，取标准长度为 L=40mm，所以nts 25 l=L-b=40-18/2=31mm。 k=0.5h=0.5 11=5.5mm。 522 4 . 9 2 1 09 6 . 2 5 . 5 3 1 6 0ppTd l kM P a 所以键的挤压强度足够。 8.1.1.2 与联轴器联接的键，选择 C 型，根据轴径 d=50mm。查手册得b h=14 9, 即键宽为 14，键宽为 9，取标准长度为 L=100mm，所以l=L-b=100-14/2=93mm。 k=0.5h=0.5 9=4.5mm。 522 4 . 9 2 1 09 6 . 2 4 . 5 9 3 5 0ppTd l kM P a 所以键的挤压强度足够。 第 9 章 箱体的设计 9.1 箱体的基本结构设计。 箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工 艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 9.2 箱体的材料及制造方法：选用铸铁，砂型铸造。 9.3 箱体各部分的尺寸： 箱体参数表 1： nts 26 名 称 称 号 一级齿轮减速器 计算结果 机座壁厚 0.025a+1mm 8mm 8 机盖壁厚 1 0.02a+1mm 8mm 8 机座凸缘厚度 b 1.5 12 机盖凸缘厚度 b1 1.5 12 机座底凸缘厚度 p 2.5 地脚螺钉直径 df 0.036a+12mm 20 地脚螺钉数目 n a 250mm 4 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75 df 16 机座与机盖连接螺栓直径 d2 (0.50.6) df 12 连接螺栓 d2 的间距 l 150200mm 轴承端螺钉直径 d3 (0.40.5) df 10 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.30.4) df 8 定位销直径 d (0.70.8) d2 9 df、 d1 、 d2 至外机壁距离 c1 见表 2 d1 、 d2 至缘边距离 c2 见表 2 轴承旁凸台半径 R1 c2 凸 台高度 h 根据低速轴承座外径确定 50 外机壁到轴承端面距离 l1 c1+ c2+(58)mm 50 内 机壁到轴承端面距离 l2 + c1+ c2+(58)mm 58 大齿轮齿顶圆与内机壁距离 1 1.2 10 齿轮端面与内机壁的距离 2 机盖、机座肋厚 m1、 m m1 0.85 1， m 0.85 7 轴承端盖外径 D2 轴承座孔直径 +(55.5) d3 110 / 130 轴承端盖凸缘厚度 e (11.2) d3 10 轴承旁连接螺栓距离 s 尽量靠近，以 Md1 和 Md3 不发生干涉为准 nts 27 表 2：连接螺栓扳手空间 c1 、 c2 值和沉头座直径 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 c1min 13 16 18 22 26 34 40 c2min 11 14 16 20 24 28 34 沉头座直径
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