二级直齿圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计说明书题 目： 专 业： 学 生： 指 导 老 师： 日期： 年 月 日1机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图 11电动机 2V 带 3齿轮减速器 4联轴器 5滚筒 6输送带三、工作条件该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限 5 年(每年按 3002天计算),输送带的速度容许误差为 5%.四、原始数据滚筒直径 D（mm）：320运输带速度 V（m/s）：0.75滚筒轴转矩 T（Nm）：900五、设计工作量1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V 带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计.3一. 电动机的选择一、电动机输入功率 wP60.7524.85/min2310wvnrR9.950wTPk二、电动机输出功率 dP其中总效率为 32 320.960.97.096.83v带 轴 承 齿 轮 联 轴 滚 筒4.195.08wdPkw查表可得 Y132S-4 符合要求,故选用它。 Y132S-4(同步转速 ，4 极)的相关参数10minr表 1额定功率 满载转速 堵转转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 质量5.kw140inr20N230Nm68kg二. 主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比 14032.5.78mwni总查表可得 V 带传动单级传动比常用值 24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为 35，展开式二级圆柱齿轮减速器 。12.ii初分传动比为 ， ， 。2.5Vi带 14.3i2.0二、计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则41、各轴转速 40576min2.mVnri 带2135.74.28in0nri2、各轴功率 05.096.28dVPkw 带 0.975.kw 轴 承 齿 轮 .486 轴 承 齿 轮3、各轴转矩 5.95036.4710ddPTNmn036.472.98.2dVi 带1857356.9T 2.031.108i Nm 表 2项目 电机轴 高速轴中间轴 低速轴转速 (min)r1440 576 135.753 62.706功率 kw5.5 5.28 5.070 4.869转矩 N:36.476 87.542 356.695 1038.221i.i5传动比 2.5 4.243 3.031效率 0.96 0.96 0.922三 V 带传动的设计计算一、确定计算功率 caP查表可得工作情况系数 1.2Ak故 1.256caAkw二、选择 V 带的带型根据 ，由图可得选用 A 型带。caPn、三、确定带轮的基准直径 并验算带速dv1、初选小带轮的基准直径 。1查表 8-6 和 8-8 可得选取小带轮的基准直径 190dm2、验算带速 v按计算式验算带的速度 146.78260dns因为 ， 故此带速合适。53msvs3、计算大带轮的基准直径 2d按式(8-15a)计算大带轮的基准直径 根据教材21.5902ddVim带表 8-8，圆整得 。24dm4、确定 V 带的中心距 和基准直径adL（1）按计算式初定中心距 0512012(0.7)()dda（2）按计算式计算所需的基准长度 210120()()4dddLaa 2(49)43(9)230=1364mm6查表可选带的基准长度 140dLm（3）按计算式计算实际中心距 a00 36(3)4822dLa m中心距的变化范围为 。4790m:5、验算小带轮上的包角 11215.357.38080249016208da 6、计算带的根数（1）计算单根 V 带的额定功率 rP由 查表可得90140mindn和 01.64kw根据 和 A 型带，查表可得 、i2.7r， 0.19P、 。.56k.Lk故 r0P1064.90.56.32kw（2）计算 V 带的根数 Z故取 V 带根数为 6 根r6.5.8312ca7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 0minF查表可得 A 型带的单位长度质量 .1qkg20min2.5cakPFvZ2596.(001.78)36. N应使带的实际初拉力 。0minF8、计算压轴力 p压轴力的最小值为10minmin2s2PFZ13sin2。 64N7四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为 40 (调质)，硬度为 280HBS；Cr大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取120Z24.3085Z2Z（5）选取螺旋角，初选螺旋角 12、按齿面接触强度设计，按计算式试算即 32112tHEtdkTZu（1）确定公式内的各计算数值试选 ，由图 10-26 ， 则有.6tk10.7420.81250小齿轮传递转矩 18.2TNm:查图 10-30 可选取区域系数 查表 10-7 可选取齿宽系数.43HZ1d查表 10-6 可得材料的弹性影响系数 。1289.EMP查图 10-21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 。lim160HaMP lim250Ha按计算式计算应力循环次数 81576128305.941hNnjL82.940.3查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。1.02HNk21.HNk8计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 ，按计算式(10-12)得1S1lim.026HNakMPS2lim1.5061HNakMPS（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得1td3 21.6875420.42.3189.50.76td m计算圆周速度 1.1.5096060tnv ms计算齿宽 及模数bnt15.7.dt1cos0cos142.9tntmmZ2.5.295.6nth07.46b计算总相重合度 10.38tan0.3812tan41.586dZ计算载荷系数 k查表可得使用系数 ，根据 ，7 级精度，查表 10-8 可得动A.09vms载系数 ，由表 10-4 查得 的值与直齿轮的相同，为 1.419 1.07VkHK，35F1.4HFk12164Ha9故载荷系数 1.0741.92.6AVHkk按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 331 2.645.85.1ttd mk计算模数 nm1cos5.046cos2.671ndZ3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即 21cosFaSndkTYmZ（1）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数 1.0741.352.0AVFk根据纵向重合度 ，查图 10-28 可得螺旋角影响系数 。.86 0.8Y查图可选取区域系数 ， ， 则有2.43HZ30.79540.875341.67查表取应力校正系数 ， 。1.59SaY21.8Sa查表取齿形系数 ， 。(线性插值法)24F4F查图 10-20C 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯150FEaMP曲疲劳强度极限 。2380FEaMP查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。1.87FNk2.9FNk计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式(10-22)计14S算得10.875310.744FNE akMPS1020.93824.61FNE akMPS计算大、小齿轮的 并加以计算FaSY12.741.5690.43FaSY2.8.426FaS大齿轮的数值较大。（2）设计计算 3 22.087.5410.8cos140.61.976nm m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满nm足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计15.046d算应有的齿数，于是有 1cos5.046cos126.705ndZm取 ，则12721.3Zi4、几何尺寸计算（1）计算中心距 2715246.37coscosnZma m将中心距圆整为 。4a（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 122715arcosarcos4.986nZm。因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。kHZ11（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 1275.901cos4.86nZmdm。23.n。（4）计算齿轮宽度 15.90.1dbm圆整后取 ， 。B26二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为 40 (调质)，硬度为 52HRC；大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为Cr45HRC.（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数32Z423.017.9240Z（5）选取螺旋角，初选螺旋角 12、按齿面接触强度设计，按计算式试算即 3 221tHEtdkTZu（1）确定公式内的各计算数值试选 .6tk小齿轮传递转矩 235.9TNm:查表 10-7 可选取齿宽系数 , 查图 10-26 可选取区域系数1d， ， 则有2.43HZ30.76540.87341.6512查表可得材料的弹性影响系数 。1289.EZMP查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿lim360HaMP轮的接触疲劳强度极限 。lim450Ha按计算式计算应力循环次数 8326013.72831.950hNnjL84.956.40查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。31.2HNk41.8HNk计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 ,于是 得S3lim1.2607HN akMPS4li854934672 60.52H a（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得1td3 251.6704.32.189.76.48605td m计算圆周速度 32.815. .460160tnv ms计算齿宽 及模数bnt37.84.dt3cos6cos1 3.2402tntmmZ2.5.407.9nth1376.8410.529bh计算总相重合度 3.8tan.8123tan41.82dZ计算载荷系数 k查表可得使用系数 ，根据 ，7 级精度，查表可得动载系A0.56vms数 ， ， ，1.04Vk1.25Hk13Fk1.4HFk故载荷系数 .4.205AVH按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 33 2.07576.848.16ttkd m计算模数 nm3cos8.04cos 3.52ndZ3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 3223cos FaSndkTYmZ（1）确定公式内的各计算数值计算载荷系数 1.041.365AVFkk根据纵向重合度 ，查图可得螺旋角影响系数 。.82 0.8Y计算当量齿数 335.17cos4VZ43306.28V查表可取齿形系数 ， 。3.1FaY42.7FaY查表可取应力校正系数 ， 。(线性插值法)59S163S14查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳350FEaMP强度极限 。4380FEaMP查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。3.9FNk4.9FNk计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式计算1.4S30.9532.9FNE akMP481.S计算大、小齿轮的 并加以计算FaSY32.61.590.134FaSY4.7.6FaS大齿轮的数值较大。（2）设计计算 3 221.56.910.8cos14 0.62.57365nm m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同3nm时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有38.04dm3cos3.8cos1427.05nZ取 ，则326423.0.86Zi4、几何尺寸计算（1）计算中心距 342853 174.6892coscosnZma m15将中心距圆整为 。175am（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 342853arcosarcos14.02 7nZ 。因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。 kHZ（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 2836.72cos14.0nZmdm。45.4.n。（4）计算齿轮宽度 3186.72.6dbm圆整后取 ， 。90B495五 轴的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为 d 15.76m128754239.6teTFNdtantan081275coscs142retet398t.76aeFN。2、选取材料可选轴的材料为 45 钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取 012A331min05.28.476PdAm16应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使 与d -带轮相配合，且对于直径 的轴有一个键槽时，应增大 5%-7%，然10dm后将轴径圆整。故取 。25 -4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）根据前面设计知大带轮的毂长为 93mm,故取 ，为满足大带90Lm轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取 ，根据装配关系，定32d35Lm（2）初选流动轴承 7307AC，则其尺寸为 ，58021DB故 ， 段挡油环取其长为 19.5mm,则dd。40.5L（3） 段右边有一定位轴肩，故取 ，根据装配关系可定 42dm，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取1m。5,4Ldm（4）齿面和箱体内壁取 a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取 s=8mm,故右侧挡油环的长度为 19mm,则 2L（5）计算可得 、1 304.5,1,50.Lm（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键 C 型连接，其尺寸为,大带轮与轴的配合为 ，流动轴承与轴的8bhLm76Hr周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m6.求两轴承所受的径向载荷 和1rF2r带传动有压轴力 (过轴线，水平方向)， 。P 164PFN将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系17图一 图二图三注图二中 通过另加弯矩而平移到作用轴线上aeF图三中 通过另加转矩而平移到指向轴线t12150502rVaered63rFN12rVreV8418同理 2853rHFN12985324rterHN1 13rrVr222 60rrrHF6 、求两轴承的计算轴向力 和1aF2对于 型轴承，轴承的派生轴向力70AC.68drF11.8.639.08drFN2241652r 149.5.aed dF故 211.,3adFNN7、求轴承的当量动载荷 和P2对于轴承 1 5.07.683arF对于轴承 2 69.2.4ar查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 1 ，0.X1.87Y对于轴承 2 ，2111.430.215.30.94PrafF N222 4rXYN8、求该轴承应具有的额定载荷值因为 则有12P193 316 60 057283052.942493.11h rnLCP NC故 符合要求。7A9、弯矩图的计算水平面： , N,则其各段的弯矩为：1853NHF254NHBC 段：由弯矩平衡得 M- 10NHFx853(01)MxCD 段：由弯矩平衡得 1(5)025413098(5201.)NHMFxMxx8318.mN:铅垂面： 则其各段弯矩为：126,6,NVVPFAB 段：20则 0164PMFx(014.5)xBC 段：则 1(04.5)5492603PNVMFxMx(14.52.)xCD 段：则 1(04.5)(25.)0pNVraMFxFxM8246736做弯矩图如下21从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将C22计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表CHMV表 3载荷 水平面 垂直面 V支持力F1254rHN83r 1824rFN63rV弯矩 M0Hm 157Mm20VN总弯矩 2118357645HV2222 0103m扭矩 T18754Nm10、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )B的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力0.62 2221380.68754.1Bca aMTMPW 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 ，因此160，故安全。1ca11、键的选择和校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C 型）根据 ，从表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度： 高度：35dm 10,bm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：8h 8L键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 1205PaMP23取其平均植， 135PaM键的工作长度 8072blLm键和轮毂键槽的接触高度 .584kh则 ，故合适。42.751.3P aPTkld所以选用：键 C GB/T 1096-2003080m12、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为 2。1.6二、中间轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、teFr都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为aeF1398tN1275re1846aeFN中速轴小齿轮上的三个力分别为24teF248re2103aN2、选取材料可选轴的材料为 45 钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取 012A332min05.713.4PdAm轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径的轴有一个键槽时，应增大 5%-7%，然后将轴径圆整。故取。40d -4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)245、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）初选滚动轴承 7008AC,则其尺寸为： 406815.dDBm故 用挡油环定位轴承，故 段右边有一定位轴40.dm21,L肩，故 低速级小齿轮与箱体内壁距离为 16 ,与箱体内壁距8离为 8 ，故左边挡油环长为 24 ，则m0.（2）低速级小齿轮轮毂为 95 ，即 取两齿面的距离为 895IVL，即m.IVL（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故。 段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长21,26.5VIVImVI为 55 ，故取 1.IL、 、 各有一定位轴肩，故依次可取I60,52,46.IVVIVIddd（4）计算可得 1 38.4,5.LmLm6、轴上零件的周向定位低速级大齿轮的轴采用普通平键 A 型连接。其尺寸为 齿轮与轴的配合为 ，滚动轴承1604,bhL76Hr与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。m求两轴承所受的径向载荷 和1rF2r将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一25图二图三7、求两轴承的计算轴向力 和1aF2由齿轮中计算得， 128,69rvrvN128,64rHrHFN1112289158rrVr222 3rrvrHN对于 型轴承，轴承的派生轴向力70AC0.6drF11.68.95.82.drF223174rN算得 24.aeddF所以 1256F2239.adN8、求轴承的当量动载荷 和1P26对于轴承 1 564.098.6arF对于轴承 2 37.ar查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承 1 ，0.4X1.87Y对于轴承 2 ， 2111.50.164.20.18PrafF N222392rXYN9、求该轴承应具有的额定载荷值因为 则有12P3 316 60 01278305591.462.810h rnLC NC故 符合要求。728A10、弯矩图的计算水平面： 。1264,18NHNHFAB 段：则 即 1,NHMFx64x(068.4)BC 段：27则 13(68.4)0280697NHtMFxMx(8.415.)xCD 段：则 132(68.4)(15.4)0NHt tMFxFx。7.6铅垂面： 129,NVNVAB 段：01629NVMFxx(068.4)BC 段：2813(68.4)01475296NVrMFxMx(8.415.)xCD 段：132 32(68.4)(15.4)0NVrraMFxFxM296.90.147568415.23.2064xx做弯矩图如下2930从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算C出的截面 处的 、 及 的值列于下表CHMV表 4载荷 水平面 垂直面 V支持力F18rHN264r 128rFN69rV弯矩 M709.Hm134.5Mm2870VN总弯矩 2 2117098.6349.51639.4HV222 7080m扭矩 T5.73Nm11、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )C的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力0.62225211 339.140.67103.8ca aMT MPW 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 ，16a，故安全。 1ca12、键的选择和校核一般的 8 级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型） 52,16,0.dmbhm取键长 ，40Lm31键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 1205PaMP取其平均植， 135PaM键的工作长度 4062lLbm键和轮毂键槽的接触高度 .5.105kh则 ，故合适。23.59142P aPTMkld所以选用：键 GB/T 1096-2003604m13、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径见 365 页245三、低速轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、teFr都是作用力与反作用力的关系，则aeF34210823946.7tTNd0tantan182coscos.rFNt394t13a2、选取材料可选轴的材料为 45 钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取 012A33min04.8691253.7PdAm轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 ，为了使所选的轴直径d -与联轴器的孔径相配合，且对于直径 的轴有两个键槽时，d - 1032应增大 10%-15%，然后将轴径圆整，故取 。并选取所需的联轴60dm -器型号联轴器的计算转矩 ，查表可得，考虑到转矩变化小，故取3caATK1.3AK.082149687caTNmm:其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，长度 ，6. 160d142Lm半联轴器与轴配合的毂孔长度 10L4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故-段的直径 。 72d - m查手册 99 页，选用 型弹性柱销联轴器 L4LX初选滚动轴承 7051AC，则其尺寸为 75120.dDBm故 左边轴承安装处有挡油环，取其长度为 20mm，75.IVId则 40.ILm挡油环右侧用轴肩定位，故可取 8IVd取齿面与箱体内壁距离 轴承座距箱体内壁距离为 。1.5,am8sm用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮， 段应略短于VI轮毂宽度，故取 所以取86,VIL53.VIL齿轮左侧用轴肩定位，取 则 ，轴换宽度 ，7,h104Id1.4bh取 。12VILm由装配关系可确定 60.IVLm计算得 ， ， 。145.2135367Lm336、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键 型 连接。轴与齿轮(A)连接采用平键 ，L=70 ，齿轮轮毂与轴的配合为 。2514bhmm76Hn同样半联轴器与轴连接，采用键 。半联轴器1810bhLm与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选76Hk轴的直径尺寸公差为 。7、轴上齿轮所受切向力 ，径向力 ，轴向力394teFN1482reFN103aeFN， 。382Tm:426.7dm8、求两轴承所受的径向载荷 和1rF2r将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二34图三 41 263.746.81826.1010.6545reaerVdF N2170.5.rrev16.821.945rHteFFN21347.02.79rterH210295.6843.58.219rrVr N2210rrrHF9、求两轴承的计算轴向力 和aF2对于 型轴承，轴承的派生轴向力7315AC.68drF35110.68.358.2193.589drFN220742r17.9,aeddF故 1254.3aedFN18.ad21520.6adaeN10、求轴承的当量动载荷 和P， 。查表可得径向载荷系数和轴123.590.68arF2.0.4718arF向载荷系数分别为：对于轴承 1 ，X10Y对于轴承 2 ， 2因轴承运转载荷平稳，按表 13-6， ，取1.02pf:1pf则 。111()358.9praPfXFYN。222.8r11、求该轴承应具有的额定载荷值因为 则有12P66310040()()750.78.219hcL hnP预期寿命 故合格5324hh12、弯矩图的计算水平面： , .107NHF285NHFAB 段：弯矩为 0BC 段：3610172NHMFxx(0132.5)CD 段：1(32.5)02856974NHtMFxMx(132.59.)x078694(1.)铅垂面： , .125NVF27NVAB 段弯矩为 0BC 段:10259NVMFxx(0132.5)CD 段：1(32.5)017345NVraMFxMx(132.9.5)x372590132.5174(19.5)VxMx做弯矩图如下38从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将C计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表CHMV表 5载荷 水平面 垂直面 V支持力F1287.9rHN0r 1740.65rFN28rV弯矩 4HMm 13Mm290VN总弯矩 221140(38)6HV222 9140m扭矩 T308Nm13、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )C的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取 ，轴的计算应力0.6前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 ，因此160aMP，22223 13()1840(.6108)49538.97caMT 故安全。14、键的选择和校核选键型为普通平键（A） 根据 ，从表 6-1 中查得键的截面尺寸为：90dm宽度 =25 ，高度 。取键长 。键轴和毂的材料都是bm14h7L钢，有表 6-2 查得许用挤压应力 ，取平均值125paMP:。键的工作长度 ，键与轮毂键槽的135paMP 04lb39接触高度 ，0.5.147khm故选取键 A：33218209p apTMPld GB/T 1096-20035470m7、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为 2。25六.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用 配合.67isH1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3.63. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头40部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称 符号 计算公式 结果箱座壁厚 83025.a10箱盖壁厚 11 9箱盖凸缘厚度