加械制造基础课程设计——二级直齿减速器.doc

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除前言机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础科，机械设计课程设计是机械设计课程的重要教学实践环节，其目的是：1） 通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他选修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，梳理中缺德设计思想；2） 学会从机器功能要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题；3） 通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用程序等，培养机械设计基础技能和获取有关信息的能力。机械设计课程设计的步骤：1） 设计准备 明确设计要求和工作条件，通过看实物、模型、录像或拆装试验等了解设计对象，阅读有关资料、图纸。2） 机械系统总体设计 分析设计要求，确定系统总体设计方；有执行机构要求，进行运动学和动力学分析计算，确定工作机载荷（转矩）、速度（转速）；确定系统所需功率。3） 执行机构设计 确定执行机构的具体结构，进行执行机构的运动学和动力学分析计算。4） 转动装置总体设计 比较和选择传动装置的方案；选定电动机的类型和型号；确定总传动比和各级传动比；计算各转轴的转速与转矩。5） 传动件设计计算 设计计算各级传动件的参数和主要尺寸。6） 总装图及装配图设7） 零件工作图设计8） 编写设计计算说明书9） 总结答辩机械系统运动方案选择1） 机械系统设计尽可能简单2） 机械传动系统机构尺寸尽量缩小3） 机械系统机构应具有较好的动力特性4） 机械系统应具有良好的人机性能2011年12月26日设 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：运输机工作圆周力F=1800N运输机带速V=1.2m/s卷筒直径D=400mm工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为5年，单班制工作（8小时/天）。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。第一章 原动机的选择与传动方案设计1. 原动机的选择1.1 原动机类型选择（1）气压马达 功率小，驱动效率较低，调速性能好，结构尺寸较小，对环境影响小；动作迅速、反应快、维护简单、成本比较低、对易燃、易爆、多尘和震动等恶劣的工作环境适应性较强；但由于空气的可压缩性，气压马达工作稳定性差，噪声较大，一般只适用于小型和轻型工作机械。（2）液压马达 功率大，驱动效率较高，调速性能好，结构尺寸小，对环境影响较大；必须有高压油供给系统，应使液压系统元件有必要的制造加工精度，否则会产生漏油现象，从而影响工作效率、工作机械的运作精度和环境。（3）电动机 功率较大，驱动效率高，调速性能好，结构尺寸较大，对环境影响小；与被驱动的工作机械连接简便，其种类和型号较多，具有各种运动特性，可满足不同类型机械的工作要求电动机必须具有相应的电源，因此对于野外工作的机械和移动式机械常因缺乏电源而不予使用。（4）内燃机 功率很大，驱动效率低，调速性能差，结构尺寸大，对环境影大；功率范围宽，操作简便，启动迅速，便于移动，多用于野外工作的工程、农业机械及船舶车辆等。由于需要柴油、汽油作为燃料，通常要求也较高，在结构上也比较复杂，而且对于零部件的加工制造的精度要求也比较高。1.2 电动机选择电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、功率、额定转速和额定电压。（1）电动机的类型选择电动机类型主要根据工作机械的工作载荷性质,有无冲击、过载情况，调速范围，启动、制动的频繁程度以及电网供电状况等。对恒转矩负载特性的机械，应选用机械特性为硬性的电动机；对恒功率负载特性的机械，应选用变速直流电动机或带机械变速的交流异步电动机。由于直流电动机需要直流电源，结构复杂、价格较高，因此当交流电动机能满足工作机械需求时一般不予采用。现场一般采用三相交流电源，如无特殊要求均采用三相交流电动机。其中，以三相异步电动机应最为广泛，常用为Y系列三相异步电动机。（2）电动机的功率 电动机的功率由额定功率表示。电动机的额定功率应稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求则不能保证工作及正常工作，或是点击长期过载，发热大而过早损坏。功率过大，则成本增加，并由于功率和功率因数低而造成浪费。所需电机功率为： Pd=Pw工作机所需的功率： Pw=Fv1000w 由电动机至工作机之间传动装置的总效率为： =0123n式中0、1、2、3、n分别为传动装置中 每一传动副、每对轴承、每个连轴器的效率。机械传动种类效率8级精度圆柱齿轮传动V带传动平带无压紧轮开始传动平带有压紧轮开始传动弹性联轴器滚动球轴承双级圆柱齿轮减速器0.970.960.980.970.990.9950.99（一对）0.950.96则 工作机所需的功率： Pw=Fv1000w=18001.210000.98=2.2KW=0.960.950.990.980.990.98=0.88所以：Pd=Pw=2.20.88=2.5KW由查表得电动机的额定功率Pd=3KW（3）确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为： nw=60vD=601.2400 =57.3r/min电动机转速越高，磁极越少，尺寸重量越小，价格越低；但传动装置的总传动比大，传动级数增多，尺寸及重量增大，从而成本增大。点转速转动机则相反。按照工作机转速要求和传动机构的合理动比范围，可推算出电机转速的可选范围： nd=inw=(i1i2i3in) nw各传动的传动类型传动比i平带传动V带传动开式圆柱齿轮传动单级减速器57846按推荐的合理传动比范围，取V带传动比i2=23，减速器内传动的传动比i1= 68则合理总传动比的范围为: i = 1224故电动机的转速范围为： nd= (i1 i2) nw = (1224)57.3r/min = （687.61375.2）r/min 配合电动机的功率，由表查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见下表：方 案电动机型号额定 功率电动机转速r/minkw同步转速满载转速12Y132S-6Y132M-8331000750960710对于Y系列电动机，多选同步转速为1500r/min和1000r/m的电动机，如无特殊需要不选用低于750r/min的电动机。故方案1比较适合。选定电动机型号为Y132M-6,电动机的额定功率P = 3kw，满载转速n= 960r/min 。2. 传动方案设计本次课程设计为二级圆柱齿轮减速器。传动比选定为840，用斜齿、直齿或人字齿。架构简单，应用广泛。（1） 展开式减速器，齿轮相对于轴承为不对称分布，因为延齿向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。（2） 分流式减速器，齿轮相对于轴承为对称分布，常用于较大功率、变载等场合。（3） 同轴式减速器，长度尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。 展开式减速器 分流式减速器 同轴式减速器课程设计选定为展开式齿轮箱减速器。第二章 传动装置总体设计1. 计算总传动比及分配各级传动比传动装置的总传动比要求： i = nm/nw = 960/57.3 = 16.8多级传动中，总传动比： i=i1i2i3in合理选择和分配各级传动比注意事项：（1） 各级传动机构的传动比应尽量在推荐范围内选取；（2） 应使传动结构尺寸较小，重量较轻。总中心距与总传动比相同时，低速级大齿轮直径减小可是减速器外轮廓尺寸减小。（3） 各传动件应尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。二级减速器的两级大齿轮直径尽量相近，以利于进油润滑。展开式二级圆柱齿轮减速器 i1（1.31.5）i2传动装置的实际传动比要有选定的齿数或标准带轮的直径准确计算，因为要求的传动比可能有误差。一般允许工作机实际转速与要求转速的相对误差为（35）%。2. 计算传动装置的运动与动力参数2.1 各轴转速初定各部分传动比：i1 = 2 i2 = 3.3 i3 = 2.5则三个工作轴I、II、III的转速分别为： nI = nmi1 = 480 r/min nII = nIi2 = 145.5 r/min nIII = nIIi3 = 58 r/min最终输出实际转速与要求转速的相对误差n = 1.2%,合格。2.2 各轴输入功率PI =Pd0 I = 2.88 kW PII = Pd0 II II = 2.79 kW PIII = Pd0 II IIII III = 2.71 kW2.2 各轴转矩 Td = 9550Pdnd =30 NmTI =Tdi10 I = 57.6Nm TII = TIi2I II = 184.3Nm TIII = TIIi3II III = 447Nm转 速r/min输入功率kW输入转矩NmIIIIII480145.5582.882.792.7157.6184.3447第三章 V带传动设计1.计算功率Pc 查表得KA = 1.1 PC = KAP = 1.13 kW = 3.3kW2.V带型号 由PC = 3.3KW，n1 =960r/min，暂取A带计算3.大小带轮基准直径 查表暂取d1 = 100mm，则(= 0.010.02) d2 = i1 d1(1-) = 960480100(1- 0.02) = 196mm 查表得d2可取180mm或200mm经误差验算选180mm时误差大于5 故 d1 = 100mm d2 = 200mm4.验算带速 V = d1n1601000 = 100960601000m/s = 5.02m/s 带速应在525m/s范围内， 此处可稍作调整 取 d1 = 112mm 则d2 = 224mm V = d1n1601000 = 112960601000m/s = 5.6m/s 可取5.V带基准长度Ld和中心距a 初选中心距 0.7 (d1+d2) = 235mm2 (d1+d2) = 672mm 则根据标准a0可取400mm 得 带长L0=2a0+ 2(d1+d2)+ (d1-d2)24a0 = 1335mm 基准带长Ld取1400mm 取a0=400mm, L0=1364mm, Ld=1400mm 则aa0 + Ld-L02 = (400 + 1400-13352) = 433mm6.验算小带轮包角1 = 180- d2-d1a57.3= 165 120 合适7.V带根数 PC = 3.3kW P0 = 1.16kW i1=2 P0 = 0.1kW K = 0.95 KL = 0.96z = Pc(P0+P0)KKL = 3.31.16+0.10.950.96 = 2.87 暂取4根8.作用在带轮轴上的压力FQ q = 0.1kg/m 则单根V带的初拉力 F0 = 500Pczv(2.5K-1)+qv2 = 5003.345.6(2.50.951) + 0.175.62 = 126 N 作用在轴上的压力 FQ = 2z F0sin1652 N = 736 N9.V带轮结构初设d1 = 112mm d2 = 224mmB = 65mm 1 = 34 2 = 38 = 8mm ha = 3mmhf = 10mmH = 13mmf = 10mme = 150.3mmbd = 11mms1 1.5 s s2 0.5 s = 10mms = (0.20.3) B =16mm第四章 各级齿轮设计 齿轮传动数据： nI = 480 r/min PI = 2.88 kW TI = 57.6Nmi2 = 3.3 nII = 145.5 r/min PII = 2.79 kW TII = 184.3Nmi3 = 2.5 nIII = 58 r/min PIII = 2.71 kW TIII = 447Nm1. 按软齿面设计各齿轮结构（1）选择材料及确定需用应力 小齿轮均用45钢调质，齿面硬度197286HBS，接触疲劳极限Hlim=550620MPa,弯曲疲劳极限FE=410480MPa；大齿轮均选材为ZG35SiMn，调质处理，齿面硬度为241269 HBS，接触疲劳极限Hlim=590640 MPa,弯曲疲劳极限FE=500520 MPa 初选最小安全系数 SH=1.1，SF=1.25 计算需用应力范围 H=HlimSH F=FESF H1= H1=520（ 500564） MPa F1= F1= 400（328436） MPaH2= H2=560（ 536582 ）MPaF2= F2= 410（400416） MPa （2）按齿面接触强度设计齿轮 设计齿轮按8级精度加工制造。由于电动机工作为平稳冲击取载荷系数K=1.1（11.2）；由于齿轮相对轴承非对称分布，接触为软齿面，则齿宽系数取值范围d=0.8（0.21.2）。I、II轴转矩：TI = 57.6Nm TII = 184.3Nm 弹性系数ZE=188.9 d1 32KTIdu+1u(ZEZHH1)2 =321.157.60.83.3+13.3(188.92.5520)2 =55.4mmd132KTIIdu+1u(ZEZHH1)2 =321.1184.30.83.3+13.3(188.92.5520)2 =81.7mm 齿数取 Z1 =24 则Z2 =243.3=80实际传动比为 i2 = 3.33Z1=36 Z2=322.5=90 模数 m = d1Z1 = 2.3mm m= d1Z1 = 2.27mm 齿宽 b1 =d d1 =0.855.4=44.32 b1 =d d1 =0.881.7=65.36初取齿宽 b1 =52mm b2 =46mm b1 =72mm b2 =66mm 取模数均为m = 3，则实际尺寸 d1 = m Z1 = 72mm d2 = m Z2 = 240mmd1 = m Z1 = 108mm d2 = m Z2 = 270mm 中心距 a= d1+d22 = 156mm a= d1+d22 = 189mm (3)检验齿轮弯曲强度 Z1 =24 YFa1=2.71 YSa1=1.58Z2 =80 YFa2=2.28 YSa2=1.77Z1=36 YFa1=2.52 YSa1=1.65Z2=90 YFa2=2.25 YSa2=1.78F1= 2KTIYFa1YSa1b2m2Z1 = 21.157.62.711.58463224 = 54.6MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1 = 54.62.281.772.711.58 = 51.5MPaF1= 2KTIIYFa1YSa1b2m2Z1 = 21.1184.32.61.63663230 = 96.4MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1 = 96.42.251.782.521.65= 90.8MPa 校核结果均为安全。（4） 齿轮的圆周速度v = d1n1601000 = 3.1472480601000 = 1.8 m/s符合8级精度齿轮要求。软齿面齿轮设计完成。2. 按硬齿面设计各齿轮结构（1）选择材料及确定需用应力 硬齿面齿轮大小齿轮可取材相同，初定材料均为45钢表面淬火，齿面硬度4050HRC，接触疲劳极限Hlim=11201150MPa,弯曲疲劳极限FE=680700MPa 初选最小安全系数 SH=1.1，SF=1.25 计算需用应力范围 H=HlimSH F=FESF H1= H1= H2= H2=1100（10201146）MPa F1= F1= F2= F2=550（544560） MPa （2）按齿面弯曲强度设计齿轮 设计齿轮按8级精度加工制造。由于电动机工作为平稳冲击取载荷系数K=1.1（11.2）；由于齿轮相对轴承非对称分布，接触为软齿面，则齿宽系数取值范围d=0.4（0.30.6）。I、II轴转矩：TI = 57.6Nm TII = 184.3Nm 齿数取 Z1 =24 则Z2 =243.3=80实际传动比为 i2 = 3.33 i2= 3.33-3.33.3 = 0.91%Z1=36 Z2=362.5=90实际传动比为 i3 = 2.5 查得 YFa1 = 2.76 YSa1 = 1.58 YFa2 = 2.25 YSa2 = 1.76YFa1= 2.52 YSa1= 1.65YFa2= 2.24 YSa2= 1.78 模数 m1 32KTIdZ12YSa1YFa1F = 1.63mmm1 32KTIIdZ12YSa1YFa1F = 1.81mm取模数均为2.5，则实际尺寸 d1 = m Z1 = 60mm d2 = m Z2 = 200mmd1 = m Z1 = 90mm d2 = m Z2 = 225mm中心距 a= d1+d22 = 130mm a= d1+d22 = 157.5mm 齿宽 b1 =d d1 =0.460=24mm b1 =d d1 =0.490=36mm初取齿宽 b1 =32mm b2 =27mm b1 =32mm b2 =27mm (3)检验齿轮接触强度 H1= ZEZH2KTIb1d12u1u = 565.4MPaH2= ZEZH2KTIIb2d22u1u = 330.3 MPaH1= ZEZH2KTIIb1d12u1u = 674.2 MPaH2= ZEZH2KTIIIb2d22u1u = 457.2 MPa 校核结果大齿轮均安全，小齿轮则需加宽齿面、加大分度圆直径。硬齿面加工采用45钢表面淬火处理，制造成本较软齿面大，此处不取。3.两级齿轮初设计结构尺寸模数mm齿数分度圆直径mm齿宽mm13247252280240461361087229027066中心距 a = 156mm a= 189mm a = 345mm 齿顶圆直径 da1=78mm da2=246mmda1=114mmda2=279mm第五章 各级传动轴装配初设转 速r/min输入功率kW输入转矩NmIIIIII480145.5582.882.792.7157.6184.34471.各级传动轴轴径尺寸初设 （1）各级传动轴轴的材料选择 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）初算各级传动轴直径轴的材料3545/MPa20303040C135118118107 初取C=110D1min= C3PInI = 11032.88480 = 19.9mmD2min= C3PIInII = 11032.79145.5 = 29.4mmD3min= C3PIIInIII = 11032.7158 = 39.6mm 联合第三章齿轮尺寸初设二级齿轮中心距满足配合尺寸要求。（4）初选轴承I轴选轴承为6006 d1 = 30mmII轴选轴承为6008 d2 = 40mmIII轴选轴承为6010 d3 = 50mm轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mmdDBdaDa6006305513364960084068154662601050801656742.各级传动轴相关尺寸初设2.1各级传动轴键连接尺寸初设（1）I、III轴端键槽TI = 57.6Nm TIII = 447NmdVI=24mm dVIII=46mm则取两处键尺寸参数分别为：bVI=8mm hVI=7mmbVIII =14mm hVIII =9mm校核两键的挤压强度 p = 7080MPapVI=4TIdVIhVIlV1 pVIII=4TIIIdVIIIhVIIIlV3 两键长可分别取lVI =20+24=28mmlVIII =52+7=59mm取键型号分别为 GB/T 1096 键8732GB/T 1096 键C14960（2）II、III轴齿轮连接件强度dII=32mm dIII=53mm则取两处键尺寸参数分别为：bII=10mm hII=8mmbIII =16mm hIII =10mm同上校核后取两键长：lII =23+1437mmlIII =45+1660mm取键型号分别为GB/T 1096 键10840GB/T 1096 键1610602.2各级传动轴轴体尺寸初设(1)I级传动轴1 : 2460mm 2 : 2660mm3 : 3025.5mm 4 : 5025mm （2）II级传动轴1 : 3034mm 2 : 3246mm3 : 608mm 4 : 11472mm（3）III级传动轴1 : 4564mm 2 : 4860mm3 : 5032mm 4 : 5366mm5 : 8012mm 6 : 7030mm7：5630mm 各级传动轴尺寸初定完成。2.3输出轴联轴器初选 联轴器选为凸缘联轴器。由输出轴轴径45，查得可选用联轴器GYH6公称转矩T0=900Nm TIII = 447Nm需用转速n0=6800r/min nIII = 58 r/min 轴孔长度J1=84mmD/mmD1/mmb/mmb1/mms/mm1408040568GYH6凸缘联轴器 J14584J14584 GB/T 5843-2003第六章 各级传动轴参数校核此文档仅供学习与交流1. 各级传动轴轴体尺寸校核d1 = m Z1 = 72mm d2 = m Z2 = 240mmd1 = m Z1 = 108mm d2 = m Z2 = 270mmtan20=0.363972由于减速箱存在安装误差，为保安全型，取近似大值计算。1.1 I级传动轴校核nI = 480 r/min PI = 2.88 kW TI = 57.6NmFQ = 2z F0sin1652 N = 736 N圆周力Ft= 2TId1 =1600N 径向力Fr=Fttan20=583N L=170mm K= 100mm（1） 求垂直面的支反力F2V =583(17047)170 = 422NF1V =FrF2V = 161N（2） 求水平面的支承反力 F1H = F2H = Ft2 = 800N（3） 力FQ在支点产生的反力F1F =FKL = 433NF2F = F+ F1F = 1170NV带传动布置不定，暂取最不利情况计算。（4）垂直面的弯矩图MaV=47 F2V=19.8NmMaV=123 F1V=19.8Nm（5）绘制水平弯矩图MaH=F1HL2 =68Nm（6）力FQ产生的弯矩图M2F =FK=73.6 Nma- a截面上FQ产生的弯矩：MaF = F1F L2 = 36.8 Nm（7）求合成弯矩图Ma = MaV2+MaH2 + MaF= 19.82+682 +36.8= 107.6 Nm Ma= 107.6 NmM2 = M2F =73.6Nm（8）求危险截面的当量弯矩由图可知，a- a截面最危险其当量弯矩Me折合系数=0.6 Me=(T)2+Ma2 = (0.657.5)2+107.62 =112 Nm（9）计算危险截面处轴的直径轴材料选45号钢调质处理B=650Mpa-1b= 60Mpa则I级传动轴直径： d3Me0.1-1b =31111030.160 = 26.4mm考虑开键槽对轴的削弱，将d值加大5%故d =1.0526.427.8mm则I级传动轴尺寸初设成立 终定轴承60061.2 II级传动轴校核nII = 145.5 r/min PII = 2.79 kW TII = 184.3Nm圆周力Ft= 2TIId2 =1535.8N Ft= 2TIId1 =3413N 径向力Fr=Fttan20=559NFr=Fttan20=1242N L1=57mm L2=67mmL3=47mm（1） 求垂直面的支反力Y = 0-F1V +F2V+ Fr- Fr = 0MA = 0L1 Fr- (L1+L2）Fr +L F2V=0得 F1V =712NF2V= 29N（2）求水平面的支承反力 F1H = F2H = Ft-Ft2 = 938.6N（3）垂直面的弯矩图MaV=F2V L3=1.7 NmMaV= F1V L1 =40 Nm（4）绘制水平弯矩图MaH=F1HL2 =65 Nm（5）求合成弯矩图Ma = MaV2+MaH2 = 1.72+652 = 65.1Nm Ma= MaV2+MaH2 =76.4 Nm（8）求危险截面的当量弯矩由图可知，a- a截面最危险其当量弯矩Me折合系数=0.6 Me=(T)2+Ma2 =(0.6184.3)2+65.12 =128.3 NmMe=(T)2+Ma2 =134.4Nm（9）计算危险截面处轴的直径轴材料选45号钢调质处理 -1b= 60Mpa则II级传动轴直径： d3Me0.1-1b =3128.31030.160 = 27.8mmd3Me0.1-1b=3134.41030.160 = 28.2mm则II级传动轴尺寸初设成立 终定轴承60061.3 III级传动轴校核nIII = 58 r/min PIII = 2.71 kW TIII = 447Nm圆周力Ft= 2TIIId3 =3310N 径向力Fr=Fttan20=1205N 压力F=1800N L=175mm K=110mm L1=115mm L2=60mm（1）求垂直面的支反力F1V =792NF2V =413N（2）求水平面的支承反力 F1H = F2H = Ft2 = 1655N（3）力F在支点产生的反力F1F =FKL = 1131.5NF2F = F+ F1F = 2931.5N（4）垂直面的弯矩图MaV=73.4 Nm MaV=73.3 Nm（5）绘制水平弯矩图MaH=F1HL2 =145 Nm（6）F力产生弯矩图M2F =FK=198Nma-a截面上F产生的弯矩：MaF = F1F L2 = 99 Nm（7）求合成弯矩图Ma = MaV2+MaH2+ MaF = 261.5 NmMa= 261.5 NmM2 = M2F =198Nm（6）求危险截面的当量弯矩a- a截面最危险其当量弯矩Me折合系数=0.6 Me=(T)2+Ma2 =374.6Nm（7）计算危险截面处轴的直径轴材料选45号钢调质处理则III级传动轴直径： d3Me0.1-1b = 43.5mm故d =1.0526.445.7mm则III级传动轴初设成立终定轴承60102.各级传动轴轴承尺寸校核减速器工作为单班制，五年大修，近似工作总时间为10500h。有前校核计算知三级传动轴均不受轴向力作用。轴向力分别为：Fr1 = FQ +Fr = 1319N Fr2 = Fr- Fr = 683NFr3 = FQ +Fr = 2005N故当量动载荷：P1 =1319N P2 = 683N P3 =2005N则轴承选定： 对球轴承=3 Lh = 10660n(ftCfpP) h温度系数 ft轴承工作温度/100125150200250300 温度系数 ft10.950.900.800.700.60温度系数 fP载荷性质无或轻微冲击中等冲击强烈冲击fP1.01.21.21.81.83.0取值 ft = 0.7 fP = 1.0传动轴转速nI = 480 r/min nII = 145.5 r/min nIII = 58 r/min 轴承预期寿命： Lh1 =11910h，I、II轴选用轴承同型，II受载较小，故寿命较I长，满足条件。Lh3 =13017h 以上寿命预算皆满足要求，故取0尺寸系列合适。第七章 齿轮箱整体结构1.箱内传动件轮廓及相对位置C的取值范围68mm箱体内壁与齿轮轮毂端面间距2箱体内壁与齿轮轮毂端面间距11.22.箱体设计2.1箱体结构尺寸设计（1）箱体要具有足够的刚度 箱体在加工和使用过程中因受复杂的变载荷而引起相应的变形,若箱体的刚度不够则会引起轴承中心线的过度偏斜,从而影响传动件的运转精度,甚至由于载荷集中而导致运动副的加速损坏. 相同壁厚的情况下,增加箱体底面积及箱体轮廓尺寸,可以增加抗弯扭的惯性矩,有利于提高箱体的整体刚性。箱体壁厚与低速轴转矩关系=240.1TIII8mm箱盖壁厚1 8mm轴承孔附近和箱体底座与地基结合处承受较大集中载荷，故应增大壁厚，以保证局部刚度。底座底面凸缘厚度b2=2.5, 箱盖凸缘厚度b1=1.5，箱体凸缘厚度b=1.5 所有受载结合面的表面粗糙度Ra1.62.5m，预紧力2MPa。 连接件：地脚螺钉直径df=0.036a+12=24数目n=6 （M24）轴承旁螺栓直径d1=0.75df (M16)箱体连接螺栓直径d2=（0.50.6）df =1214.4，间距l=150200 （M12或M14）轴承端盖螺钉直径d3=（0.40.5）df =9.612 （M10或M12）视孔盖螺钉直径d4=（0.30.4）df （M6）定位销直径d=（0.70.8）d2 =8.411.5 （M10）轴承旁凸台半径R1=C2凸台凸缘尺寸结构：螺栓直径M12M14M18C1min182024C2min161822D0263036R0max58rmax35箱体连接凸缘平凸缘底座合理设计肋板在箱体受载集中处设置肋板课明显提高局部刚度。加强肋板的布置应尽量使其受压应力以起到支撑作用。对于伸向箱体内部的轴承座孔可设置内肋，内置较外置可更好地提高刚度。 外置肋板 内置肋板 合理选择材料及毛坯制造方案,箱体常用灰铸铁HT150或HT200制成。铸铁易切削，抗压性能好，并具一定的吸震性；但弹性模量小，刚性较差，故在重型减速器中常用铸钢ZG200400或ZG2