二级同轴减速器课程设计41.05%0.75%420.doc
二级同轴减速器课程设计41.05%0.75%420
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减速器课程设计
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二级同轴减速器课程设计41.05%0.75%420,减速器课程设计
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机械设计课程设计 计算说明书 设计题目： 设计带式运输机传动装置 08 机械专业 1 班 设计者 指导老师 2011 年 8 月 31 日 （同济大学浙江学院） nts 目 录 课程设计（论文）评阅表 课程设计（论文）任务书 1、 系统总体方案设计 1 1.1、 电动机选择 1 1.2、 传动装置运动及动力参数计算 1 2、 V 带传动的 设计与计算 3 3、 传动零件的设计计算 4 3.1、 高速级齿轮的设计 4 3.2、 低速级齿轮的设计 8 4、 轴的设计 12 4.1、 高速轴的设计 12 4.2、 中间轴的设计 14 4.3、 低速轴的设计 17 5、 键的设计与校核 20 6、 滚动轴承的选择与校核 22 7、 箱体及各部位附属零件的设计 24 设计总结与参考文献 27 nts 机械设计基础课程设计任务书 姓名： 专业： 08 机械 班级： 1 班 学号： 080202 题号 二 题目 带式运输机传动装置设计 设 计 条 件 及 要 求 工作条件：单向运转，有轻微振动，两班制工作，输送带速度容许误差为 5% 使用年限： 8 年 生产批量：小批量生产 原始数据 原始数据编号： 1 运输机工作轴转矩 T（ N.m） 1050 运输带工作速度 v（ m/s） 0.75 卷筒直径 D（ mm） 420 设计工作量 1. 设计说明书 1 份 2. 减速器装配图 1 张 3. 减速器零件工程图 2 张 nts (1)装配图 (2)齿轮 (3)轴 二、题目 题目：带式运输机传动装置设计 工作条件 ：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，两班制工作，输送带速度容许误差为 5% 使用年限 ： 8 年 生产批量 ：小批量生产 原始数据 ： 运输机工作轴转矩 T=1050 N.m， 运输 带 工作 速度 v=0.75m/s，卷筒直径D=420mm。 传 动 方 案 要 求 如 图 所 示nts 计算与说明 主要结果 1 、系统总体方案设计 1.1 电动机选择 （ 1） 选择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过 35，因此可选用 Y 系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点， B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。 （ 2）确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率： Pw = FV/(1000x0.96) = 1050 0.75/(1000x0.96) (kw)=3.91kw 传动系得总的效率：a= 1 2 4 32 4 =0.852 99.0712.(97.080.99,0.954321联轴器的效率，取）表查，取级精度齿轮传动的效率取滚动轴承效率，取带式输送机的传动效率电机所电动机所需的功率为： kwkw 59.48 5 2.0 91.3PP wd 查得型号 Y132S-4 三相异步电动机参数如下 额定功率 /kW=5.5 满载转速 /(r/min)=1440 1.2 传动装置运动及动力参数计算 （ 1）各传动比的计算 卷筒的转速 m in/08.34m in/)4.014.3/(75.060)/(60 rrdvn www 总传动比 : 25.4208.34/1440/ wm nni取 V带的传动比为 : 3diPw=3.91kw 85.0 2 kwPd 59.4 min/08.34 rn w 25.42i nts 则减速器的传动比为： 08.143/25.42/ diii高速级齿轮传动比： 75.308.141 ii ； 低速级圆柱齿轮传动比 : 2i 1i 7531 i 75.32 i （ 2）各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（ r/min）。 高速轴 48031440 dminn低速轴 12875.3480/ 1 inn滚动轴 13.3475.31 2 8/ 2 inn（ 3）各轴的输入功率（ kw） 高 速轴 32.499.095.059.421 mPPkw 低速轴 15.499.097.032.423 PPkw 滚动轴 99.399.097.015.424 PP kw （ 4）各轴输入扭矩的计算（ mN ） 44.301440/95.49550/9550 md nPTd 95.85480/32.49550/9550 nPT 63.309128/15.49550/9550 nPT45.11 1 613.34/99.395 5 0/95 5 0 nPT 将以上 算得的运动和动力参数列表如下： 项 目 电动机轴 高速轴I 低速轴IIIII 滚筒轴 III 转速（ r/min） 1440 480 128 34.13 功率（ kW） 4.59 4.32 4.15 3.99 转矩（ N m） 30.44 85.95 309.63 1116.45 min/480 rn min/128 rn min/13.34 rn kwP 32.4 kwP 15.4 kwP 99.3 mNT 95.85 mNT 63.309mNT 45.1 1 1 6nts 2、 V 带传动的设计与计算 （ 1） 确定计算功率 Pca 由表 8-7查得工作情况系数 KA=1.1,故 Pca=KAP=1.1 4.59kw=5.05kw （ 2）选择 V带的型号 根据 Pca、 n 由图 8-10选用 A型。 （ 3）确定带轮的基准直径 d1和 d2 并验算带速 初选小带轮的基准直径 d1。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 d1=90mm 验算带速 v。根据式（ 8-13），验算带的速度 V=3.14 d1 n /60 1000=3.14 90 1440/60 1000=6.78m/s 因为 5m/s V 30m/s，故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式（ 8-15a），计算大带轮的基准直径 d2 d2=id1=3 90=270(mm) （ 4） 确定 V带的中心距 a和基准长度 L0 0.7（ d1+d2） a 2（ d1+d2）得 220.5 a 630 根据式（ 8-20），初定中心距 a0=500（ mm）。 由式（ 8-22）计算带所需的基准长度 L0=2a+3.14（ d1+d2） /2+(d2-d1)2/4a =2 500+3.14（ 90+270）/2+（ 270-90） 2/(4 500)=1582（ mm） 由表 8-2选带的基准长度 L=1600mm） 得实际中心 距 : a= a0+（ L- L0） /2=500+（ 1600-1582） /2=509（ mm） （ 5）验算小带轮上的包角 =1800 -（ d2-d1） 57.30 /a =1800 -（ 270-90） 57.30/509=159.70 900 合适。 （ 6）确定 带 的根 数 Z= Pca/（ P0+ P） Ka KL ; 查得 P0=1.064（ kw） P=0.17（ kw） Ka=0.925,KL=0.99 Z=4.7/(1.064+0.17) 0.925 0.99=4.47 取 Z=5根 （ 7）确定初拉力0F和计算轴上的压力QF查得 B型带的单位长度质量 q=0.18 (kg/m) 初拉力 F0=500 Pca（ 2.5/ Ka ） / Ka zv+qv2=500（ 2.5-0.925） 5.05/0.925 5 6.78+0.1 0.782=131(N) （ 8）计算压轴力 KA=1.1 d1=90mm V=6.78m/s d2=270mm L0=1582mm a=509mm =159.70 Z=5 nts QF=2Z F0Sin( /2)=2 5 131 Sin（ 159.70/2） =1289(N) 3、传动零件的设计计算 因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。 对于两级传动的齿轮可设计为： 运输机要求的速度为 1.1m/s，速度不高，故选用 8 级精度的直齿轮。 材料的选择：由 1表 10-1选择两个小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，两个大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 3.1 高速级齿轮的设计 3.1.1试选小齿轮齿数 241 z ，大齿轮齿数为 9075.3242 z ，取 902 z 。精度选为 7级。 3.1.2 按齿面接触强度设计 按式（ 10 21）试算，即 td1 2.32 3 21 HEdt ZuuTK（ 1）确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1.6 计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmNn 451151 10595.8480 4109 5 . 5P109 5 . 5T由表 10 7选取尺宽系数 d 0.6 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa 由图 10 21d 按齿面硬度 查得小齿轮的接触疲劳强度极限6001lim H MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 5502lim H MPa； 由式 10 13计算应力循环次数 1N 60n1jLh 60 480 1 （ 1 8 300 8） 5.53 810 882 1047.175.3 10 5 .5 3 N 由图 10 19查得接触疲劳寿命系数由 1图 10 19查得接触疲劳寿命系数 :1HNK 0.9；2HNK 0.95 Kt 1.6 41 10595.8 T 1N =5.53 810 82 1047.1 N 1HNK 0.9 nts 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 1 H 0.9 600MPa 540MPa 2 H 0.95 550MPa 522.5MPa H = 1 H + 2 H /2=531.25 由图 10-30选取区域系数 433.2zH 由图 10-26 查得 78.01 ， 88.02 66.12 88.007 8 （ 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入 H 中较小的值。 td1 3 21 1232.2 HEdt ZuuTK = 3 2425.5 3 18.1 8 975.3105 9 5.86.1232.2 =64.15 计算圆周速度 v=100060 11 nd t=100060 48015.64 =1.61m/s 计算齿宽 b b= dtd1=64.15 6mm=38.49 mm 计算齿宽与齿高之比 模数 m=11 14coszd t =24 14cos15.64 =2.59mm 齿高 h=2.25m=2.25 2.37mm=5.83mm b/h=64.15/5.83=6.54 计算载荷系数。 根据 v=1.77m/s,7级精度，由图 10 8查得动载系数 vK =1.12； 斜齿轮 FH KK =1.4 由表 10-2查得使用系数 KA=1 由表 10 4查得 7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 2HNK 0.95 V=1.61m/s b=38.49mm m=2.59mm h=5.83mm b/h=11 HK=1.14 K=2.27 1d =72.08mm nts HK=1.45 由 b/h=8.89，HK=1.42 查表 10 13查得FK=1.36 故载荷系数 K=KAKVKH KH =1 1.12 1.42 1.42=2.27 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 1d = 31 / tt KKd= 3 6.1/27.28.58 mm=72.08mm 计算模数 m m11 coszd =24 14cos08.72 mm=2.91mm 3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 5) m 3 212 co s2FSaFadYYzK （ 1）确定公式内的计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 1FE =500Mpa；大 齿轮得弯曲疲劳极限强度 2FE =380MPa 由 10-18查得弯曲寿命系数1FNK=0.85 2FNK=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见表 10-12得 11 FE =（ 11 FEFNK ） /S= 4.1 50085.0 =303.57Mpa 22 FE = （ 22 FEFNK ） /S= 4.1 3809.0 =238.96Mpa 计算载荷系数 K=KAKVKF KF =1.25 1.12 1.4 1.3=2.5 查取应力校正系数 由表 10 5查得 1SaY =2.592； 2SaY =1.596 查取齿形系数 由表 10 5查得 196.21 FaY2FaY =1.778 K=2.5 nts 计算大、小齿轮的并 FSaFaYY加以比较 1 11F SaFaYY=314 595.160.2 =0.01329 2 22F SaFa YY=244 79.118.2 =0.01597 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m 3 201597.065.16.0 88.010000632.65.22 )14( c o s =2.02 对结果进行处理取 m=2.5 1Z =28 大齿轮齿数， 2Z = 11Zi =3.75 28=105 取 2Z =105 3.1.4 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=( 1d + 2d )m/2cos =(28+105) 2/2 cos14=171mm， (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 59.132 )(a r c c o s 21 a mZZ n 计算大、小齿轮的分度圆直径 1d = cos1mZ =28 2/cos14=72.1mm 2d = 2Z m=105 2.5/cos14 =270.1mm (3)计算齿轮宽度 b= d 1d =45 1B =50mm， 2B =45mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 3.1.5 小结 实际传动比为： 46.326901 im=2.5 1Z =28 2Z =105 a=171.34mm 1d =72.1mm 2d =270.1mm 1B =50mm 2B =45mm nts 误差为： %5%01.146.3 425.346.3 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2.5 72.1 50 28 大齿轮 2.5 270.1 45 105 3.1.6 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 3.2 低速级齿轮的设计 3.2.1试选小齿轮齿数 241 z ，大齿轮齿数为 902475.32 z ，取 90。 3.2.2 按齿面接触强度设计 按式（ 10 21）试算，即 td1 2.32 3 21 HEdt ZuuTK（ 1）确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmNn 552251 1043.22.283 2.7109 5 . 5P109 5 . 5T 由表 10 7选取齿宽系数 d 1 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6001lim H MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 5502lim H MPa； 由式 10 13计算应力循环次数 1N 60 2n jLh 60 283.2 1 （ 2 8 500 8） 9.92 810 mmNT 51 1043.2 1N =9.92 910 82 1077.3 N nts 882 1077.363.2 1092.9 N 由图 10 19查得接触疲劳寿命系数由 1图 10 19查得接触疲劳寿命系数 :1HNK 0.999；2HNK 1.05 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 1 H 0.999 600MPa 599.4MPa 2 H 1.05 550MPa 577.5MPa （ 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t td1 3 21 132.2 HEdt ZuuTK= 3 255.5778.18963.2163.2110 =83.78mm 计算圆周速度 v=100060 21 nd t=100060 2.28378.83 =1.24m/s 计算齿宽 b b= dtd1=1 83.78mm=83.78mm 计算齿高与齿高之比 m=11zdt = 2478.83 =3.49 h=2.25m=2.25 3.49mm=7.8525mm b/h=83.78/7.8525=10.67 计算载荷系数。 已知载荷平稳，所以取 AK =1.25 根据 v=1.1382m/s,7 级精度，由图 10 8查得动载系数 vK =1.025；由表 10 4 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时HK的计算公式和直齿 轮的相同 . HK=1.12+0.18(1+0.6 d2 ) d2 +0.23 103 b =1.424 V=1.24m/s b=83.78mm m=3.49 h=7.8525 b/h=10.67 KA=1.25 FK=1.38 K=1.83 d1=93.90 m=3.91 nts 由 b/h=11.56，HK=1.429 查表 10 13查得FK=1.38 由表 10 3查得 FH KK =1。 故载荷系数 K=KAKVKH KH =1.25 1.025 1 1.429=1.83 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 1d = 31 / tt KKd= 3 3.1/83.178.83 mm=93.90mm 计算模数 m m11zd=2490.93mm=3.91mm 3.2.3 按齿根 弯曲强度设计 由式 (10 5) m 3 212 co s2FSaFadYYzK （ 1）确定计算参数 由图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 1FE =500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 2FE =380MPa 由 10-18查得弯曲寿命系数1FNK=0.885 2FNK=0.895 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见表 10-12得 11 FE =（ 11 FEFNK ） /S= 4.1 500885.0 =316.07Mpa 22 FE = （ 22 FEFNK ） /S= 4.1 380895.0 =242.93Mpa 计算载荷系数 K=KAKVFK FK=1.25 1.025 1 1.38=1.768 查取应力校正系数 由表 10 5查得 1SaY =1.58； 2SaY =1.738 查取齿形系数 由表 10 5查得 65.21 FaY256.22 FaY885.01 FNK 2FNK=0.895 11 FE =316.07 22 FE =242.93 K=1.768 1SaY=1.58 ；2SaY=1.738 65.21 FaY 256.22 FaY m=4 1Z =20 2Z =80 nts 计算大、小齿轮的并 FSaFaYY加以比较 1 11F SaFaYY=07.316 58.165.2 =0.013247 2 22F SaFa YY=93.242 738.1256.2 =0.016140 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 m 325 0 1 6 1 4 0.02411043.2768.12 =3.89 对结果进行处理取 m=4 1Z = 1d /m=82.45/4 20 大齿轮齿数， 2Z = 11Zi =3.75 20=75 2Z =75 3.2.4 几何尺寸计算 （ 1）计算大、小齿轮的分度圆直径 1d = 1Z m/cos =82.45mm 2d = 2Z m/cos = =309.18mm （ 2）计算中心距 a=( 1d + 2d )/2=196mm （ 3）计算齿轮宽度 b= d 1d =80mm 1B =90mm， 2B =80mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 4 80.45 90 20 大齿轮 4 312.18 85 75 因为减速器为同轴式中心距相等所以高 速轮中心距为 196mm 5.2nm 3275.31c o s1 nm aZ 12075.3322 Z 1d =82.45mm 2d =309.18mm a=196mm 1B =85mm 2B =90mm nts 23.142 )c o s ( 21a mZZar n 因为角度值改变不多。故不必修正 1d = 1Z m/cos =82.45mm 2d = 2Z m/cos = =309.18mm 1B =55mm， 2B =50mm 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2.5 82.45 50 32 大齿轮 2.5 309.18 45 120 4、 轴的设计 4.1 高速轴设计： （ 1）材料：选用 45 号钢调质处理，查表 15-3取 =35Mpa， A=120 （ 2）各轴段直径的确定 由3 npAd ， P=4.32kw,则 mmd 231 mmd 252 mmd 303 mmd 354 mmd 405 mmd 356 mmL 381 nts 88.223 npAd 初选轴承 6008，其内径为 30mm，所以取 mmd 381 ；右起第二段装齿轮，为了便于安装，取 mmd 252 ，左端用轴端挡圈定位；右端轴肩高（ 0.070.1） 1d ，去 4mm，则 mmd 303 ；第四段装轴承，所以 mmd 354 ；初取 mmd 405 ， mmd 356 ； 端盖的总宽为 20，根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，取齿轮距箱体内壁 12mm， 7206 抽承厚 15mm，齿轮宽 70mm，所以初取 mmL 381 ， mmL 702 ， mmL 353 ， mmL 534 mmL 175 ，mmL 176 ， 综上所述：该轴的长度 L=230mm 4.2 中间轴设计 ： （ 1）材料：选用 45 号钢调质处理，查表 15-3取 =35Mpa， A=120 （ 2）各轴段直径的确定： 由3 npAd , p=4.15,n=128则 67.363 nPAdmm, 1d 段要装配轴承，选用 6009轴承， 1d =40mm， 1L =38mm 2d 装配低速级小齿轮，由上边方法判断的 e5，故无需用齿轮轴，且 21dd 取 2d =45mm， 2L =65-2=63mm， 3d 段主要是定位高速级大齿轮，取 3d =500mm， 3L =62mm， 4d 装配高速级大齿轮，取 4d =45mm， 4L =70mm mmL 702 mmL 353 mmL 534 mmL 175 mmL 176 1d =40mm 2d =45mm 3d =50mm 4d =45mm 5d =40mm 1L =38mm 2L =63mm 3L =62mm 4L =70mm 5L =38mm nts 5d 段要装配轴承，取 5d =40mm， 5L =38mm 取齿轮距箱体内壁距离为： 12mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离： 10mm。 故该轴总长为： L=271mm 4.3 低速轴设计 ： （ 1）材料：选用 45 号钢调质处理，查表 15-3取 =35Mpa， A=120 （ 2）各轴段直径的确定： 由3 npAd , 则 mmnPCd 23.5613.3499.3115 33 , 考虑到该轴段上开有键槽，因此取 1d =60mm， 1L =107mm。 2d 装配轴承，选用 6309 轴承 ,取 2d =62。 L2=60mm 3d 靠轴定位 ,取 3d =65mm, 3L =36mm 取 4d =70mm, 4L =83mm d5装配低速级大齿轮 , ,取 ,d5=75mm， L5=12mm 6d 装配轴承 ,选用 6012 取 6d =65mm, 6L =24mm 取齿轮距箱体内壁距离为： 12mm；由于箱体铸造误差 ，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离： 10mm。 所以该轴的总长为： L=322mm （ 3）校核该轴 1l =59.25mm,2l =57.25mm 作用在齿轮上的圆周力为： NdTF t 9.7202310 1045.111622 333 1d =60mm 2d =62mm 3d =65mm 4d =70mm d5=75mm 6d =65mm 1L =107mm L2=60mm 3L =36mm 4L =83mm L5=12mm 6L =24mm NFt 9.7202 NFr 16.2697 nts 径向力为 NFFtr 16.269720t a n9.7202t a n 0 求垂直面的支承反力： Nll FlF rV 43.1 3 2 510)25.5725.59( 1025.5716.2 6 9 7 332121 NFFF VrV 73.137143.132516.269712 求水平面 的支承反力： 由 1 1 2 2()HtF l l F l得 Nll lFF tH 6.35391025.5725.59 1025.579.7202 332121 NFFF HtH 3.3 6 6 36.3 5 3 99.7 2 0 212 N 绘制垂直面弯矩图 mNlFM Vav 53.781025.5773.1371 322 mNlFM Vav 27.811025.5973.1371 311 绘制水平面弯矩图 mNlFM HaH 80.3541025.596.3 5 3 9 311 mNlFM HaH 72.2091025.573.3 6 6 3 322 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 22av aHMM 直接相加 mNMMM aHavam 15.41226.25146.91 2222 求危险截面当量弯矩： 从图可见， m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 0.6 ） mNTMM ame 51.386)45.11166.0(15.412 22232 计算危险截面处轴的直径 因为材料选择 #45 调质，查得 650B M Pa ，查课本 231页表 14-3得许用弯曲应力 1 60b M Pa ，则： mmMd e 6.52601.0 105.3861.0 3 331 mNM am 15.412nts 因为 1d =65d，所以该轴是安全的。 (4)弯矩及轴的受力分析图如下： 垂直面受力扭矩垂直弯矩水平弯矩水平面受力5 键的设计与校核 选择 A型普通键 =100120 5.1 高速轴上键的设计与校核 (1)与 V带轮联接的键 由 d=44mm，查表 6-1 选 b h=8 7， 取 L =32mm 则工作长度 l=L-b=24 k=0.5h=3.5 所以强度 975.8823245.0 10853952102331 M P ak ldT 所以所选键为 : b h l=8 7 32 (2)与齿轮联接的键 由 d=30mm，选 b h=10 8，取 L=50 则 l=40， h=4 所以 32.3035404 1095.892102331 M P ak ldT 所以所选键为 :b h l=10 8 50 b h l=8 7 32 b h l=10 850 nts 5.2 中间轴上键的设计与校核 (1) 与大齿轮联接的键 已知 d=45， 1T =309 参考教材，取 b h=14 9 L=63 则 l=49 k=4.5 根 据 挤 压 强 度 条 件 ， 键 的 校 核 为 ：26.6245495.4 103092102 332 M P ak ldT 所以所选键为 :b h l=14 9 63 (2)与小齿轮联接的键 已知 d=45， 1T =309 参考教材，取 b h=14 9 L=70 则 l=56 h=4.5 17.5445565.4 103092102 332 M P ak ldT 所以所选键为 :b h l=14 9 70 5.3 低速轴上键的设计与校核 (1)与齿轮联接的键 已知 1d =70mm， 1T =1116.45参考教材，取 b h=20 12 L=70 则 l=50 k=6 根 据 挤 压 强 度 条 件 ， 键 的 校 核 为 ：32.10670506 1045.11162102 333 M P ak ldT 所以所选键为 :b h l=18 11 90 (2) 与联轴器联接的键 已知 1d =60mm， 1T =631.0参考教材，取 b h=14 9 L=63 则 l=49 k=4.5 根 据 挤 压 强 度 条 件 ， 键 的 校 核 为 ：46.11450495.4 100.6312102 333 M P ak ldT 所以所选键为 :b h l=14 9 63 b h l=14 963 b h l=14 970 b h l=20 12 70 b h l=14 963 nts 6、滚动轴承的校核 6.1 计算高速轴的轴承： (1)已知 min/970 rn 两轴承径向反力： NFr 5.818 轴向力： 0aFN eFFra 根据表 13-5， X=1 (2)根据表 13-6，pf=1.01.2，有轻微冲击，则取pf=1.1。 初步计算当量动载荷 P， P= arp YFXFf =1.1 1 818.5=900.35N 计算轴承 6008的寿命： 额定寿命 T=2 8 356 10h=56960h 查表得 C=17000N hPCnL h 1 1 5 6 6 135.9 0 01 7 0 0 09 7 060 106010 366 56960 故可以选用 6.2 计算中间轴的轴承 ： （ 1）已知 min/2.283 rn 两轴承径向反力： NFr 45.7852 NF r 47.19003 轴向力：均为 0 eFFra （ 2）初步计算当量动载荷 P，根据 P= arp YFXFf 根据表 13-6，pf=1.01.2，取pf=1.1。 根据表 13-5， X=1 T=56960h nts 所以 P=1.1 1 785.45=864N P=1.1 1 1900.47=2090.52N 计算轴承 6009的寿命： hPCnL h 5965552.2090210002.28360 106010 366 56960h 故可以选用 。 6.3 计算低速轴的轴承 （ 1）已知 min/5.1073 rn 两轴承径向反力： NFr 2.1867 轴向力：为 0 eFFra （ 2）初步计算当量动载荷 P，根据 P= arp YFXFf 根据表 13-6，pf=1.01.2，取pf=1.1。 所以 P=1.1 1 1867.2=2053.92N 计算轴承 6012的寿命： hPCnL h 5366 106.592.2053315005.10760 106010 56960h 故可以选用。 hL h 115661 hLh 59655 hL h 5106.5 7、箱体的设计 及各部位附属零件的设计 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，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，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，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 nts 箱体选用球墨铸铁 QT400 18，0 . 24 0 0 , 2 5 0 , 1 8b a aM P M P ，布氏硬度130 180 HBS 。 7.1 铸造减速箱体主要结构尺寸表 : 名 称 符号 尺寸关系 取 值 箱座壁厚 0 .0 2 5 3 8a m m 10mm 箱盖壁厚 1 0 .0 2 3 8a m m 8mm 箱盖凸缘厚度 1b 11.5 12mm 箱座凸缘厚度 b 1.5 12mm 箱座底凸缘厚度 2b 2.5 20mm 地脚螺钉直径 fd 0.036 12a 18mm 地脚螺钉数目 n a250mm 6 轴承旁联接螺栓直径 1d 0.75 fd 14mm 盖与座联接螺栓直径 2d fd（ 0 . 5 0 . 6） 10mm 联接螺栓的间距 l 150 200 mm 180 视孔盖螺钉直径 4d fd（ 0 . 3 0 . 4） 6mm 定位销直径 d 2d（ 0.7 0.8） 8mm 12fd d d、 、至直外箱壁距离 1C查手册 16mm 12dd、至凸缘边缘距离 2C查手册 14mm 轴承旁凸台半径 1R 2C 14mm 凸台高度 h 30mm 外箱壁至轴承座端面距离 1l 12 5 1 0CC（ ） 38mm 铸造过度尺寸 xy、 查手册 3mm,15mm,R4 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1.2 12mm 齿轮端面与内箱壁距离 2 10mm nts 箱盖 箱座肋厚 1,mm 110 . 8 5 , 0 . 8 5mm1m=m=7mm 轴承端盖外径 2D 3(5 5 .5 )Dd 108 115mm 135mm 轴承旁连接螺栓距离 S 2SD 140 7.2 各部 位附属零件的设计 窥视孔盖与窥视孔： 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔 , 大小只要够手伸进操作可。 以
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