二级直齿减速器课程设计101.3%0.65%350%180%281.doc
二级直齿减速器课程设计101.3%0.65%350%180%281
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计101.3%0.65%350%180%281,减速器课程设计
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第 - 1 -页 目 录 设计任务书 2 第一部分 传动装置总体设计 2 第二部分 V 带设计 6 第三部分 各齿轮的设计计算 11 第四部分 轴的设计 17 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、设计任务： 工作有轻震，经 常满载。空载启动，两班制工作。使用期限为 10 年，减速机小批量生产，输送带速度允许误差为 %5 。传动方案示意图如下图 1 所示： 电动机 V 带传动 两级圆柱齿轮减速器（展开式） 联轴器 运输机 设计 数据 （第一组数据） ： 设计方案编号 滚筒 轴扭矩 T(N m) 运输带速度 V(m s) 滚筒直径 D（ mm） 1 1300 0.65 350 二、设计要求： 1.传动方案的选定与分析 2.选择电动机 3设计计算皮带传动 4.选用联轴器并验算 5.设计两级圆柱齿轮减速器 1）圆柱齿轮的设计 2）轴的设计 3）选用轴承并验算 4）选用键并验算 5）绘制减速器装配图一张（ A0 或 A1） 6）绘制零件工作图 23 张（包括轴、齿轮）】 三、编写设计计算说明书 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 上面图 1 所示： 二、该方案的优缺点： nts 第 - 3 -页 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。 计 算 与 说 明 结果 三、原动机选择 1）根据工作要求及工作条件选用 Y 系列三相交流异步电动机 ，封闭式结构。 2） 工作机所需功率：9550TnP （见课设式 2-3） 电动机所需工作效率：PPd （ 见 课设式 2-1） 传动装置的总效率：5423421 （见课设式 2-4） 按表 2-3（课设）确定： V 带传动效率 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，联轴器传动比 4 =0.99，传动滚筒效率5=0。 96 代入数据得 = 825.096.099.097.099.096.0 24 3）确定电动机转速： 滚筒轴工作机转速 m in49.3535014.3 65.01000606 rn D10000 在上 2）步中9550TnP kw8.49 5 50 49.351 3 00 PPd kw8.5825.0 8.4 因载荷平衡，电动机额定功率edP略大于dP即可，由表 16-1（见课设）可知取 5.7dP。 通常， V 带传动的传动比常用范围为 421 i ；二级圆柱齿轮减速器为4082 i ，则总传动比的范围为 16016 i ，故电动机转速的可选范围n=35.49r/min 总 =0.825 P 工作 =5.8KW nts 第 - 4 -页 为 m in567856849.35)16016( rnin d 符合这一范围的同步转速有 750、 1000、 1500、 3000 minr 。如果没有特殊 要求一般不选用 750、 1000 minr 这两种转速的电动机，现以 同步转速1000、 1500 minr 两种方案进行比较，由表 16-1（见课设）查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 1. 表 1 方案 电动机型号 额定功率edP/kw 电动机转速n/ minr 电动机质量m/kg 参考价格 /元 总传动比 ia 同步 满载 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 78 918 40.6 2 Y160M-6 7.5 1000 970 119 1433 27.3 方案 1 电动机重量轻，价格便宜，但是缺点是总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故相比之下方案 2 比较可行，即选定电动机型号为 Y160M-6。 选择电动机为 Y160M-6 型 （见课设表 19-1） 技术数据：额定功率（ Kw） 7.5 满载转矩（ minr ） 970 额定转矩（ mN ） 2.0 最大转矩（ mN ） 2.0 Y160M-6 电动机的外型尺寸（ mm）： （见课设表 19-3） A： 254 B： 210 C： 108 D： 42 E： 110 F： 12 G： 37 H： 160 K： 15 AB： 330 AC： 325 AD： 225 HD： 385 BB： 270 L：600 四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 1.由式（ 7）（见课设指导书）得总传动比 33.2749.359 70 nni ma2.分配传动装置传动比 由式（ 8）得 iiia 0式中 i0， i 分别为带和减速器的传动比。 为使 V 带外廓尺寸不致过大，初步选取 i0=2.8，则减速器传动比8.98.2 33.270 iii a 3.分配减速器的各级传动 按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图 12（见电动机型号 Y160M-6 i 总 =27.33 据手册得 nts 第 - 5 -页 课设指导书）展开式曲线 得 7.31i， 65.27.3 8.912 iii 五、计算传动装置的运动和动力参数 0 轴（电机轴）： 输入功率： kwPPd 8.50 转速： min9700 rnn m 输入转矩： mNnpT 1.579 5 5 0 000输出功率： kwPP 7.599.08.599.000 输出转矩： mNTT 5.5699.01.5799.0001 轴（高速轴）： 输入功率： kwnPP 6.596.08.5110 转速：min4.3468.297001 rinn 输入转矩： mNnpT 4.1544.3466.595509550111输出功率： kwPP 5.599.06.599.011 输出转矩： mNTT 5.1 5 299.04.1 5 499.011 2 轴（中间轴） 输入功率： kwPP 4.597.099.06.53212 转速：min6.93112 rinn 输入转矩： mNnpT 96.5509550222输出功率： kwPP 3.599.022 输出转矩： mNTT 5.54599.022 3 轴（低速轴）： 输入功率： kwPP 2.597.099.06.53223 7.31i 65.22 i nI=346.4r/min nII=95.6r/min nIII=35.3r/min PI=5.6KW PII=5.4KW PIII=5.2KW nts 第 - 6 -页 转速：m in3.35223 rinn 输入转矩： mNnpT 8.14069550333输出功率： kwPP 1.599.033 输出转矩： mNTT 7.139299.0334 轴（滚筒轴）： 输入功率： kwPP 1.54234 转速：m in3.35134 rnn 输入转矩： mNnpT 4.13799550444输出功率： kwPP 051.599.044 输出转矩： mNTT 4.138099.044 计算结果汇总下表 2 所示： 表 2 轴名 功率P/kw 转矩 T/(N m) 转速n/( minr ) 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 5.4 5.7 57.1 56.5 970 2.8 0.96 1 轴 5.6 5.5 154.4 152.6 346.4 3.7 0.96 2 轴 5.4 4.3 550.96 545.5 93.6 0.96 3 轴 5.2 5.1 1406.8 1392.7 35.3 2.65 0.98 滚筒轴 5.1 5.05 1379.4 13780.4 35.3 1380.4 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 由表 13-8（见课设）查得工作情况系数 2.1KA所以 kKPwAca P 95752.1 TI=154.4N mm TII=550.96N mm TIII=1406.8N mm nts 第 - 7 -页 2、选择 V 带型号 根据 Pc 与 n0 可查图 13-15（见机设）得此坐标点位于 B 型区，所以选用 B 型 V 带。 3.确定大小带轮基准直径 da1 da2 （ 1）、由表 13-9（见机设） da1 应不小于 125，现取 da1 =130mm，由式 13-9（机设）得 da2 di10=364mm 查表 13-9（机设） 取 mmda 3752 4、验算带速 由式 5-7（机设） smdnV a 1111 6.61 00 060 5、传动比 i 9.212 ddaai （ 5）、从动轮转速 m in 112 3 3 4 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 5.757)(5.1 210 dda 取 mma 7600 符合 ddadd aaaa 21021 27.0 （ 2）、按式 (13-2 机设 )求带的计算基础准长度 L0 mmdddd ddddaL23332)()(222212100 查表 132(机设 )取带的基准长度 Ld=2500mm (3)、按式 (13-16 机设 )计算实际中心距 :a mma LLa d 8 4 42 00 5.验算小带轮包角 1 由式 (13-1 机设 ) 12016460180 121 add dd 符合 6.确定 V 带根数 Z （ 1）查表 13-3 得 P0=1.64kw (2)、由表（ 5-10 机设）查得 P0=0.28Kw dd1=130mm dd2=375mm n2=334r/min V=6.6m/s 取 a0=760mm Ld=2500mm a=844mm nts 第 - 8 -页 (3)、由表查得（ 13-2 机设）查得包角系数 96.0k (4)、由表 (13-2 机设 )查得长度系数 KL=1.03 (5)、计算 V 带根数 Z，由式（ 13-15 机设） 74.4)( 00 KKPPPLcaZ取 Z=5 根 7计算单根 V 带初拉力 F0，由式（ 13-17）机设。 q 由表 13-1 机设查得 0.17 NqVZ vKPF aca 226)15.2(500 20 8计算对轴的压力 FQ，由式（ 13-17 机设）得 NZ FFQ 23372s in2 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=130mm 采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=375mm，采用轮辐式结 构。 第三部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） 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 11-1 选取，大齿轮采用 45 号钢调质，小齿轮 40Cr 调质，均用软齿面。 8 级精度，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。 2.应力循环次数 N 由式（ 7-3）计算 N1=60nt=60 346.4 (8 2 250 10)=8.31 108 N2= N1/u=8.31 108/3.7=2.258.31 108 3.选择 齿轮的参数 考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=30 则 Z2=Z1i=34 3.7=111 则实际传动比： 7.321 zzi，初选螺旋角为 12 （一般在 812 度）。 4.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 11 12 uudKH tZZZd aEZHt T1=9.55 106 P/n=1.54 105 N mm 由图（ 7-6）选取材料的接触 疲劳，极限应力为 HILim=700 HILin=550 由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=590 HILin=320 Z=5 根 F0=226N FQ =12337N NL1=8.31 108 NL2=2.3 108 Z1=30 Z2=111 nts 第 - 9 -页 由式 (7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 根据手册取 SH=1.0,SF=1.25 PS aHHm M700m i nl i m PS aHHH M380m i nl i m2 PS aFlinFF K472m i n11 PS aF linFF M256m i n22 将有关值代入式 (7-9)得 mmuudtHEUtTKZZZd 4.7512)(31221 5.计算几何尺寸 M=d1 cos / Z1=2.46 由表 7-6 取标准模数： m=2.5mm 实际分度圆直径 d1=mz1/ cos =76.6 d2=mz2 cos =/=383 a=m(z1 z2)/2 cos =180mm b= ddt=0.8 76.6=61.28 取 b2=65mm b1=b2+5=70 6.齿轮的圆周速度 smndv /39.110 0060 11 3.校核齿根弯曲疲劳强度 齿形系数，由机设图 11-1 和 11-8 得 YFa1=2.6 YFa2=2.17 YSa1=1.63 YSa2=1.81 1121111 5.1282 FaF PMzbm Y SaY F aKT 21212 1.119 FaFSFSFF PYY M 大 小齿轮的应力都小于许用应力 所以都安全。 二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） T1=154000N mm d1=75.4mm m=2.5mm d1=76.6mm d2=383mm b=61.28mm b1=65mm b2=70 a =180mm V =1.39m/s F1=128Mpa F2=119Mpa nts 第 - 10 -页 1.选材方式同高速级齿轮 2. 应力循环次数 N 由式（ 7-3）计算 N1=60n t=60 35.3 (8 2 250 10)=8.5 107 N2= N1/u=/2.65=3.2 107 3.选择齿轮的参数 选择方式同高速级齿轮 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） 31112uudKHtZZZd aEZHt T1=9.55 106 P/n=1.41 106 N mm 由图（ 7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=700 HILin=550 由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=590 HILin=320 由式 (7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 根据手册取 SH=1.0,SF=1.25 PS aHHm M700m i nl i m PS aHHH M380m i nl i m2 PS aFlinFF K472m i n11 PS aF linFF M256m i n22 将有关值代入式 (7-9)得 mmuudtHEUtTKZZZd 5.15212)(31221 5.计算几何尺寸 M=d1 cos / Z1=4.97 由表 7-6 取标准模数： m=5mm 实际分度圆直径 d1=mz1/ cos =153.2 d2=mz2 cos =/=408.5 d=152.5mm d1=153.2mm d2=408.5mm nts 第 - 11 -页 a=m(z1 z2)/2 cos =281 b= ddt=0.8 153.2=122.56 取 b2=125mm b1=b2+5=130 6.齿轮的圆周速度 smndv /28.0100060 31 3.校核齿根弯曲疲劳强度 齿形系数，由机设图 11-1 和 11-8 得 YFa1=2.6 YFa2=2.17 YSa1=1.63 YSa2=1.81 1121111 1532 FaF PMzbm Y SaY F aKT 21212 256 FaFSFSFF PYY M 大小齿轮的应力都小于许用应力 所以都安全。 总结：高速级 z1=30 z2=111 m=2.5 低速级 z1=30 z2=80 m=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=107 至 118,考虑到安装联轴器的轴 段仅受扭矩作用 .取 c=112 则 : d1min= 1123 npc mm2 3.84.346 6.53 考虑有键槽，取 d=30mm 3.轴的结构设计 (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 安装轴承故该段直径为 d1=35mm。 2 段装齿轮，为了便于安装，取2 段为 d2=41mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为 h=（ 0.070.1）d2=4.1mm，取 3 段为 d3=d2+2h=47mm。 5 段装轴承，直径和 1 段一样为d5=35mm。 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 d4=45mm。 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 32mm。 7 段装大带轮，取为 30mmdmin 。 （ 2）选择滚动轴承 因为初选轴径为 30mm，所以轴承选用内径为 35mm 的角接触轴承 7307C，nts 第 - 12 -页 其尺寸为： d D B=35 80 21（参考课设表 11-1） （ 3） 各轴段长度的确定 取 l1=32mm， 2 段应比齿轮宽 b=61.25mm 略小 2mm，取为 l2=60mm。 3 段的长度按轴肩宽度公式计算 l3=1.4h=4.2；取 l3=5mm， 4 段： l4=96mm。 l5和轴承 7303C 同宽取 l5=21mm。 l6=40mm， 7 段同大带轮同宽，取 l7=65mm。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距 L1=46mm， L2=91mm， L3=63m。 （ 4）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 GB1096-79 及键 10*80 GB1096-79。 （ 4） .轴上倒角与圆角 为保证 7303C 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。 4.轴的受力分析 （ 1） 画轴的受力简图（ a） （ 2） 计算支座反力。 圆周力： Ft=2T1/d1= N40316.76 4.1542 径向力： Fr=Fttan20。 =4.31 N14673639.0 轴向力： Fa=Ft/cos =4288N 在水平面上 FR1H= FR2H=Ft/2=2016N 在垂直面上 FR1V= Nll lF t 4934691461467121 Fr2V=Ft- FR1V=1467-493=974N （ 3） 画弯矩图 :附图 (b)(c)(d) 在水平面上， a-a 剖面左侧 MAh=FR1Hl1=2016 46=92.736N m a-a 剖面右侧 MAh=FR2Hl2=2016 91= 183.456N m 在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=493 91=44.863 N m 合成弯矩， a-a 剖面左侧 MMM AVAHa 22 mN 8 6.6863.44736.9222 a-a 剖面右侧 mN 1 8.8722 MMM aVaHa （ 4）画转矩图：（ e） 转矩 2/dT F t 40.31（ 76.6/2） =154.4N m （ 5）绘制当量弯矩图：（ f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉冲循环变化，取 a=1 Ft=4031N Fr=1467N nts 第 - 13 -页 则剖面 a-a 处的当量： mNaTMaM e c 4.172)( 22 以上图 另附一张纸。 5.判断危险截面 显然，如图所示， a-a 剖面右侧侧合成弯矩最大、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。 6.轴的弯扭合成强度校核 由表 14-1 查得 M P ab 601 MPab 1000 6.01 0 06001 bba(1)a-a 剖面左侧 dW 1.0 3=0.1 473=10.38m3 38.106.0( 4.1548.427) 2222 WaTMe=25.48 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: llM a 12 5.42Mb=261.3 N m 113.96.0( 4.1543.261) 2222 WaTMe=30.42MPa 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 截面右侧 WT=0.2d3=0.2 473=20.76m3 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 , 由附表 10-5 查得质量系数 0.1 .则 弯曲应力 M PaWMab 87.231 0 3 8 8.247 应力幅 M P aba 87.23 Mec=172N m nts 第 - 14 -页 平均应力 0m 切应力 PaTW TT 44.7M P aTma 72.32 安全系数 1002.087.2381.00.1 13001 maKS56.1872.31.072.376.00.1 63.11551 maKS796.856.1810 185610 2222 SS SSS查手册得许用安全系数 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 W=1.0 d3=0.1 473=10.38 m3 抗扭截 面系数 WT=0.2d3=0.2 473=20.76m3 又 Mb=261.3 N m,故弯曲应力 M P aWM bb 2.25 M Paba 2.25 0m 切应力 M P aTW TT 44.77646.20 4.154 M P aTma 72.32 由手册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 - 15 -页 6.902.02.2581.00.1 6.23001 maKS1.1672.31.072.376.00.1 89.11551 maKS25.822 SS SSS显然 SS ,故 b-b 截面右侧安全。 （ 3） b-b 截面左侧 WT=0.2d3=0.2 453=9.113 m3 b-b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力 M P aWM bb 67.28113.9 3.261 M P aba 67.28 0m 切应力 M P aTW TT 47.8M P aTma 24.42 由附表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 87.502.067.2883.00.1 48.13001 maKS82.1924.41.024.478.00.1 36.11551 maKSnts 第 - 16 -页 63.522 SS SSS显然 SS ,故 b-b 截面左侧安全。 二中间轴的设计 中间轴的设计步骤与高速轴的设计步骤一样，经校验应力等都符合。 现将此轴的重要参数和尺寸列于如下所示： 1）材料： 45 钢，调质 2）初算轴径： dmin=45.44mm,取 d=45mm 3）根据轴径选轴承可初选滚动角接触轴承 7310C，其尺寸： 50 117 27 4)轴各段直径分别为： d1=d5=50mm、 d2=d4=56mm、 d3=65mm 5）轴各段的长度： 1 到 5 段分别为 43mm、 130mm、 5mm、 90mm、 65mm 6）圆周力： Ft=3894N、轴向力 Fr=1172N 三、低速轴的设计计算 细节步骤与高速轴的一样，所以我不再重复了。下面列出它的尺寸： 1）材料： 45 钢，调质 2）初算轴径： dmin=62.1mm,取 d=65mm 3）根据轴径选轴承可初选滚动角接触轴承 7314C，其尺寸： 70 150 35 4)轴各段直径分别为： d1=d5=70mm、 d2=76mm、 d3=82mm、 d4=78mm、d6=68mm、 d7=65mm 5）轴各段的长度： 1 到 7 段分别为 50mm、 120mm、 5mm、 140mm、 35mm、45mm、 125mm 6）圆周力： Ft=18366N、轴向力 Fr=6683N 第五部分 校 核 一、根据根据条件，轴承预计寿命 16 365 10=58400 小时 1、高速轴轴承 （ 1）已知 n1=346.4r/min 两轴承径向反力： FR1=FR2=2016N 初选两轴承为角接触球轴承 7303C 型 根据课本公式得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=1270N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端 FA1=FS1=1270N FA2=FS2=1270N (3)求系数 x、 y FA1/FR1=1270N/2016N=0.63 FA2/FR2=1270/2016N=0.63 根据课本表（ 16-8）得 e=0.68 FA1/FR158400h 预期寿命足够，该轴承合格 2、计算输出轴承（低速轴轴承） (1)已知 n =35.3r/min Fa=0 FR=FAZ=9183N 初选 7214C 型角接触球轴承 FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63 9183=5785N (2)计算轴向载荷 FA1、 FA2 FS1+Fa=FS2 Fa=0 任意用一端为压紧端， 1 为压紧端， 2 为放松端 两轴承轴向载荷： FA=FS=5785N (3)求系数 x、 y FA/FR=5785/9183=0.63 e=0.68 FA/FR58400h 此 轴承合格 3、中间轴轴承 (1)已知 n =93.6r/min Fa=0 FR=FAZ=1947N 初选 7310C 型角接触球轴承 FS=0.063FR,则 FS= 0.63FR=0.63 1947=1227N (2)计算轴向载荷 FA1、 FA2 FS1+Fa=FS2 Fa=0 任意用一端为压紧端， 1 为压紧端， 2 为放松端 x=1 y=0 P=1524N LH=939317h 预期寿命足够 FR =9183N FS1=5785N nts 第 - 18 -页 两轴承轴向载荷： FA=FS=1227N (3)求系数 x、 y FA/FR=1227/93.6=0.63 e=0.68 FA/FR58400h 此轴承合格 二、键联接的选择及校核计算 1.轴径 d1=35mm,L1=32mm 查手册得，选 A 型平键，得： 键 A 10 8 GB1096-79 l=L1-b=32-10=22mm T2=154.4N m h=8mm 根据课本公式式得 p=4T2/dhl=4 154.4/35 8 22=100Mpa R(110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径 d3=70mm L3=50mm T=1406.8N m 查手册 选 A 型平键 键 20 12 GB1096-79 l=L3-b=50-20=30mm h=8mm 经校核合格 3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接 轴径 d2=50mm L2=40mm T=550.96Nm 查手册选用 A 型平键 键 14 9 GB1096-79 l=L2-b=26mm h=9mm 经校核合格。 三联轴器的选择 整个工作机在工作过程中有轻微的冲击，所以选用弹性注销联轴器。查手册的 取 k=1.3 因为 T=154.5Nm，所以 Tc=kT=200.72Tn 所以 Tn 取为250Nm 根据以上数据及条件查表得 选用 TL6 型 标准 GB4232-84. 四减速器的润滑 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， P=11019.6N Lh =647102h 故轴承合格 A 型平键 10 8 p=100Mpa nts 第 - 19 -页 五减速器的密封 1.轴伸出端处的密封 因为 V5m/s 所以选用毡圈密封的方式，毡圈标记 JB/ZQ4604-86. 2.轴承室内侧处的密封 为了防止油脂等的入侵，应在近箱体内壁的轴承旁边设置档油环。 第六部分 主要尺寸及数据 一 箱体 尺寸： 参考课程设计 P23 表 4-1 进行尺寸的设计 箱体壁厚 mma 10025.0 （其中 a 是低速齿轮的中心距） 箱盖壁厚 mma 96.8302.01 箱座凸缘厚度 b=1.5 =15mm 箱盖凸缘厚度 b1=1.5 1 =14mm 箱座底凸缘厚度 b2=25mm 地脚螺栓直径 df=M24 地脚螺栓数目 n=6 轴承旁联接螺栓直径 d1=M16 箱盖与箱座连接螺栓直径 d2=M12 联接螺栓 d2 的间距 l=150mm 轴承端盖螺钉直径 d3=M10 定位销直径 d=8mm df 、 d1 、 d2 至外箱壁的距离 C1=30mm、 23 mm、 17 mm df、 d2 至凸缘边缘的距离 C2=26mm、 15mm 轴承旁凸台半径 R1=15mm 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=61mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1=12mm 齿轮端面与内箱壁距离 2=11mm 箱盖，箱座肋厚 m1=8 m=9mm 轴承端盖外径 D2 ：凸缘式端盖： D（轴承外径） +（ 5 5.5） d3 轴承旁边连接螺栓距： S=D2 二齿轮的结构尺寸 两小齿轮采用实
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