二级减速器设计说明书(20210516133159)

1、机械设计课程设 计 设计题目：带式输送机传动装置的设计 内装: 设计计算说明书 2、减速器装配图一张 3、轴零件图一张 4、齿轮零件图一张 一课程设计任务书 二设计要求 三设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构的设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 四设计小结 五参考资料 20/30 传 动 装 置 总 体 设 计 方 案 传动装置总体设计方案 课程设计题H： 设计带式运输机传动装置（简

2、图如下） 1V带传动2运输带3单级斜齿圆柱齿轮减速器 4联轴器5电动机6卷筒 已知条件 1）工作条件：三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工 作，有粉尘。 2）使用期限：10年，大修期3年。 3）生产批量：10台 4）生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度的齿轮。 5）动力来源：电力，三相交流（220/380V） 设计要求 1 减速器装配图一张。 2绘制轴、齿轮零件图各一张。 3 设计说明书一份。 设设计步骤 计本组设计数据: 运输带工作拉力F/N 2200 o 运输带工作速度v/（m/s）1.2。 卷筒直径D/mm 240。 1）外传动机构为V带传动。 2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减

3、速器。 3）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲 吸振能力，釆用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 部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较 广泛的一种。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。 电 动 机 的 选 择 电动机的选择 1）选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机， 全封闭自扇冷式结构，额定电压380V

4、。 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为 Pw= 从电动机到工作机传送带间的总效率为 3 g = 1 “2 3 4 “5 由机械设计课程设计手册表17可知： 71 : V带传动效率0.96“2：滚动轴承效率 0. 99 （球轴承） “3 :齿轮传动效率0.97 （8级精度一般齿轮传动） “4 :联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器） F = 2200N v = .2m/s D=240 耳5 :卷筒传动效率0. 96 所以电动机所需工作功率为 3) 确定电动机转速 按表13-2推荐的传动比合理范禺，单级圆柱齿轮减 速器传动比= 620 而工作机卷筒轴的转速为 v = JtD 所以电动机转速的

5、可选范围为 nd = iznw = (525.48 1751 ,6)r/min 电动机 型号 额定功率 /kw 满载转 速 / (r/min ) 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y100L2-4 3 1430 2.2 2.3 符合这一范围的同步转速有、1000 r/nin和 1500两种。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1500r/nin的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计 课程设计手册表12-1选定电动机型号为Y100L2- 4o 计算传动装置的总传动比G并分配传动比 总传动比*为“=签 = 16.33 动

6、装 置 的 总 传 动 比 并 分 配 传 动 比 (2).分配传动比iz = hiu 考虑润滑条件等因素，初定 4 计算传动装置的运动和动力参数 1) 各轴的转速 I轴 坷二 =g = 1430 r/min II轴 nII =生 =357.5 r/min III轴 II 二 -,?II /II 87.2 r/ min 卷筒轴 = hih= 87.2 ?7min 2).各轴的输入功率 I轴 P=Pd =281kw II轴 Pn =片“2 = 2.67 kw III轴 Ail 二人13“2 =256M 吗=1430 r/rin n = 357.5 ?7nin In=87.2r/irin . =

7、87.2r/nii P、=281 片i = 2.67Rw Pul = 2.56kw I: =251Q 卷筒轴p卷=Pmm = 2.5ikw 3).各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩丁为 Td =9.55x106x_ =1.88x1O47V仙 S I 轴 石=7； = 1.88 x 104 TV mm II 轴 Tn = 7p7|2，i =7.15 x 104Nmm III 轴 Tlu = Tr = 2.82xlO5N-mm 卷筒轴 T卷=7i42 = 2.76 x 10、N nvn 轴名 功率 转矩 转速 传动 比 效率 I轴 2.81 1.88xl04 1430 4 0. 95 II轴 2.

8、67 7.15xl04 357.5 4. 1 0. 96 III 轴 2.56 2.82X105 87.2 1 0. 98 卷筒 轴 2.51 2.76 xlO5 87.2 将上述计算结果汇总与上表，以备查用。 设计V带和带轮 电动机输出功率Pd =2.8Uvv , 转速 n = n,n = 1430 r/mn ,带传动传动比i二4,每天工作16 小时。 1).确定计算功率E“ 由机械设计表4.6查得工作情况系数Ka =1.2,故 九=3.370 60 x1000 =6.74 m/ 选用A型带 d =2240 Pca = KAPd = 3.37 kw 2) .选择V带类型 根据1，由机械设计图

9、4. 11可知，选用A型带 3) .确定带轮的基准直径d山并验算带速 (1) .初选小带轮基准直径d山 由机械设计表4.4,选取小带轮基准直径 dd = 90mm,而弓H = 100 mm ,其中h为电动机 机轴高度，满足安装要求。 (2) .验算带速V 因为5m/sv25m/s ,故带速合适。 (3) .计算大带轮的基准直径 d(l=360加加 根据机械设计表4.4,选取=355mm，则传动比 d, h =* = 3.9, 从动轮转速n2 = = 366.7 r/min h 4) .确定V带的中心距a和基准长度Ld .由式 0.7(% +dd2)a0 2(ddi +d2)得 312 () 9

10、0 。=759” %3X = 826H nun =725 Pr = .52kw 6) . i|-算带的根数Z (1) 计算单根V带的额定功率鬥 由m =90加加和 =1430 r/min ,查机械设计表 4.5 得人)=1.05也， 根据=1430 厂/min, =3.9和a型带，查机械设 计表 4. 7 得)=0.17Rw 査机械设计表4.8得Ka=0.95 ,查表4.2得 心=1.06,于是 Pr=(P0+AP0)KaKL=1.23kw （叽n = 141W 取3根。 (2) 计算V带的根数Z 7) 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)mi: (巧，孤=14： 由机械设计表41得A型带的单

11、位长度质量 g = 0kg/m ,所以 忘=500皿严)仏+炉2 = 141 “ K少 应使带的实际初拉力F。 (F0)min o 8) .计算压轴力 压轴力的最小值为 (F/?)min = 2z(/)inin sin = 147/V 9) .带轮的结构设计 小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为13mm, 取带轮宽为35mmo 级精度 大小齿轮 材料均为 !5钢 (调质) 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺 旋角B (1) 按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 (2) 运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高， 故选用8级精度。 Zi = 24 乙=98 (3

12、) 材料选择。由机械设计表6.1大小齿轮都选用 45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS, 260HBS,二者 材料硬度差为40HBSo (4) 选小齿轮齿数石=24 ,则大齿轮齿数s = inZi = 98 (5) 初选螺旋角0=13 2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1)设计准则：先由齿而接触疲劳强度计算，再按齿 根弯曲疲劳强度校核。 2KT、u 土 1 g工iZZp)2 d、. 3 (2)按齿而接触疲劳强度设计。 屮d 11【6” 确定式中各项数值： 因载荷较平稳，初选K广1.5 由机械设计表6. 5,取 儿=1 由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数 “ =189.8 jMPc 由机械

13、设计图6.19,查得= 2.44 一般取Z e =0.750.88,因齿数较少，所以取 ze = 0.8 = Jcos0 = 0.99 由 式(6-12), N、=60/:JLZr = 60 x357.5x 1 x 16x300 x8 = 8.24 x 10sN i2 4.1 由图6。6查得，=L08,心性=15 按齿而硬度查图6.8得=600 , 6伽2 =560 MPs h = S111 =1.08 x 600MP = 648MPa 取b =8+644)/2 = 646MPa设计齿轮参数 修正血: 由表6.2查得，KA= 1.00 由图6.10查得，Kv = 1.03 由图6.13查得，=

14、 1.05 一般斜齿圆柱齿轮传动取，心=1 1.4 , 心=1.2 贝lj K = KaKvKpKa =1.00 x1.03x1.05x1.2 = 1.30 d =du 1.30 =44.1 x mm = 42.05“ 1.5 cosp 42.05 xcosl3 t mn = =nun = 1 可24 选取第一系列标准模数叫=2讪 3）齿轮主要几何尺寸： 叫（硏+乙）2x（24 + 98） cl = _ =nun = 125 77 mm 2cos0 2xcosl3 圆整屮心距，取= 126 nun rnil R叫（Z +）2x（24 + 98） yilj p = arccos-_! = arc

15、cos= 14.48 八2x126 此处 2q 计算分度圆直径和齿宽 .叫 Z 2x24.o cL = =mm = 49 AS nun cos/7 cos 14.48 mnz2 2x98w a cos0 cos 14.48 h =屮討 = 1 x 49.48劝=49.48 mm 5 = 55 mm Bx = 60 mm 4) 校核齿根弯曲疲劳强度 ”护25 (1).确定公式内的各计算数值 由机械设计第127页，取勒=0.7, =0.88 由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度 极限=24OMM ;大齿轮的弯曲强度极限 刃伽2 =220MPd ； 由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数 Kfn

16、 = 090 , KFNi = 094 ; 计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数S二1.4,应力修正系数丫二2, 有 crf ,=人= 308.6MPQ S aF2 = K fn?S = 295.4MP。 s 计算载荷系数K ； d =49.48/? m 心=202.06 加 b = 49.48/? r/77 B = 60/k/n 5 =55 mm K = KAKvKpKa =1.00 x1.03x1.05x1.2 = 1.30 查取齿形系数； =V=107 cos 0 由机械设计表6.4查得爲=2 ； 2=2.19 查取应力校正系数； 由机械设计表6.4查得1.595 ； 1.80 (

17、2).校核计算 2砂再 2口丫片 贴叫 齿根弯曲疲劳强度足够。 山于齿轮的模数加的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能 力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 (即模数与齿数的乘积)有关，可取山弯曲强度算得的模数 1.71并就近圆整为标准值m = 2mm,按接触强度算得的分度 圆直径，算出小齿轮齿数 Z = - 25 m K = 1.30 大齿轮齿数，取5=103。这样设计出的齿轮传动，既满足了 齿面接触疲劳强度，乂满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构 紧凑，避免浪费。 (5).结构设汁及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而乂小 于500mm，故以选用

18、腹板式结构为宜。绘制大齿轮零件图如 To 其次考虑小齿轮，山于小齿轮齿顶圆直径较小，若釆用齿轮结 构，不宜与轴进行安装，故釆用齿轮轴结构，其零件图见滚动 轴承和传动轴的设计部分。 摩.1 vrvt 6 U匸P ml 芥H 0 aw* Mn 2 Of z a hW 5 金 ri Kxews K 2 fl-7-7 oifo 曲 OS胡也 : n rv m - 2mm Z|=25 5 二 103 三匕 i sp 滚动轴承和 (一).轴的设计 【.输出轴上的功率片】1、转速si和转矩T】ii 由上 可知 片 ii = 2.56M, nin = 87.2r/nin 7；n=2.82xlO5N/nm II

19、.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 厶=上=-2x103 -mm = 212.31 nun cos0 cosl4.48 ?T 而F(=二空= 2737 .86N 2 Fr = Ft 旦幺=1027 .32N COS P Fa=707N III初步确定轴的最小直径 材料为45钢，调质处理。根据机械设计表11.3,取 C = 110,于是 dmm = Cspn= 33.93mm ,由于键槽的影响，故 V mm = l5dmm= 35.63“ 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径口1。为 了使所选的轴直径dii与联轴器的孔径相适应，故需同时选取 联轴器型号。 联轴器的计算转矩T

20、ca =查机械设计表10.1, 取心=1.5,则： Tea = KAT1U = 423000 N nun 按照计算转矩7；“应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为12500007V.mWo半 联轴器的孔径 1=387加，故取半联轴器长度L = S2tnm,半 联 轴 器 与 轴 配 合 的 毂 孔 厶=60/77/7? Ininivv vi fl IV.轴的结构设计 (1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) .为了满足半联轴器的轴向定位要求，I -1【段右端需制 出一轴肩，故取IITII段的直径心訓=42”；左端用轴端挡圈 定位。半联轴器

21、与轴配合的毂孔长度4=60期，为了保证轴 端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故【-1【段的长 度应比L、小2 3，现取/|_H = 5Smm 2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的 作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据 心-川=42泗，查手册表6-1选取轴承代号为7009AC的角接触 球 轴承，其尺寸为dxDxB = 45mw x 75? x 16mm ,故 ”川-IV = 45;而 /VJ_V1, = 30/77777 o 3) .取安装齿轮处的轴端IV-V的直径Jiv_v=487；齿轮 的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 55mm,为了使套

22、筒端面可幕地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂 宽度，故取/IV_V =53mm o齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高 度力0.07，故取h = 4mm ,则轴环处的直径 v-vi =56。轴环宽度 b 1 Ah ,取 /V_VI = 0nun。 4) .轴承端盖的总宽度为107加(山减速器及轴承端盖的结 构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的 要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I = 30m/H , 故 = 4O/7/n o 5) .取齿轮距箱体内壁的距离a = 12mm ,考虑到箱体的铸 造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s, 取s = i0mm,已知滚动

23、轴承宽度T = 16mm ,大齿轮轮毂长度 L = 55 mm,则 /in_iV = T + $ + “ + (55 53) = (16 +10 +12 + 2)mm = 40 mm 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2) .轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均釆用平键连接。按 由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面 bxh = 4mmx9mm ,键槽用键槽铳刀加工，长为45”，同 时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与 片7 轴的配额为同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 n6 12mm x Smm x 50mm ,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承 与轴的

24、周向定位是山过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸 公差为加6 o (3) .确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表11.4,取轴端倒角为2x45 o V.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴 的支撑跨距厶+厶=44.6mm +44.6nun = 89.2mm。根据轴的计 算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的 危险截面。现将计算处的截面C处的My及M的值列如 下： vn.精确校核轴的疲劳强度 （1）.判断危险截面 截面A, 11, III, B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配 合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但

25、山于轴的最小 直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A, 11, III,B均无 需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面W和V处过 盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上 的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截 面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截 面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起 的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也 不必校核。截面VI显然更不必校核。截面IV为危险截面，截面 IV的左右两侧均需校核。 （2）.截面IV左侧 抗弯截面系数W = 0d =0.1x453 =9112.5/ 抗

26、扭截面系数叫=0.2, =0.2 x 45 = 18225 nun 截 面 IV 左 侧 的 弯 矩M: M -M, x 44,66 -3550 W mm 44.6 截面IV上的扭矩T： T = 282OOO7V - mm 截面上的弯曲应力：% =吟=3.9MPa W 截面上的扭转切应力：rT=- = 5A7MPa WT 弯曲正应力为对称循环弯应力，扭转切应力为脉冲循 环应变力，Tm = 15.47 / 2 = 7.74 b“ =（Tb = 3.9MPa , ru = rm = 7.74MPa 轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2得 = 640 MPa , b_| = 275 MP

27、a , j = 155 MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数气及勺按 r? 0 机械设计附表1.6查取。因-二-0.04 , d 45 =1|=i.o7,可查得 d 45 aa = 1.92 , aT = 1.30 乂山机械设计图2. 8并经插值可得轴的材料的敏性系数为 血=0.82, % =0.85 故有效应力集中系数为 ka = + qa(aa-) = .15 kT= + %(% -1) = 1 -26 由机械设计查图2. 9 ,殆=0.75 ；由附图3-3的扭转尺寸 系数6=0.76 轴按磨削加工，由TB=64OMPt7查图2. 12 ,0“=几=0.92 轴未经表面强化处理

28、，即仇=,则综合系数为 k1 心=二 +1=2.42 5 Pa K.=J -1 = 1.75 J A 已知碳钢的特性系数 % =0.1 0.2,取 =0.1 仇=0.05 0.1 ,取色=0.05 于是，计算安全系数S“值，则 Sb-1-29.14 S + % S 厂J-11.13 1 K 心 + sr-,-10.4s-1.5 Js： + S； 30/30 故可知其安全。 (3) 截面IV右侧 抗弯截面系数 : W = O.kP =0.1x483=11059.2mm3 抗 扭截面 系数： 昭=0.2/3 =0.1x48=22118.4肋P 截 面 IV 右 侧 的 弯 矩 M : =M| 44

29、.6-26 x 44.6 = 3550N mm 截面IV上的扭矩7 T = 282000 - mm 截面上的弯曲应力: 截面上的扭转切应力：帀=丄=12.75MPa WT 弯曲正应力为对称循环弯应力，丁”=0,扭转切应力为脉冲循 环应变力，rm = 12.75 / 2 = 6.375MPc b“ = 32MPa , ra = Tm = 6.375 MPa L 过盈配合处的亍 用插值法得 III机械设计附表 1.4,取乞= 0.8轻, 6 J 轴按磨削加工，由tb=64OA/P查图2.12 ,=0.92 故得综合系数为 k K.=+ 1 = 2.83 為A 所以轴在截面IV右侧的安全系数为 Sa

30、 = 24.5 心6 + S, =P= 8.44 K& +(prTm , r = 7.98S = 1.5 故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。 训绘制轴的工作图，如下: （二）.齿轮轴的设讣 I .输出轴上的功率卩11、转速“II和转矩Al 由上可知片 i = 2.67Rw ,nn = 357.5 r/nin Tu = lA5x04Nmm II. 求作用在齿轮上的力 因已知低速小齿轮的分度圆直径 % = _mm = 51.55 nun cos0 cosl4.48 而F严単= 2774 TV Fr = Ft COS0 = 1041N Fa =716. 4N III. 初步确定轴的最小直径 材料

31、为45钢，调质处理。根据机械设计表13-3,取 0120,于是 仏= 90 = 23.46加加,由于键槽的影响，故 V如 =24.6” 1 皿 w v Vi vn 1 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径,取 du =25“ ,根据带轮结构和尺寸，取/_| =35“。 IV. 齿轮轴的结构设计 (1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) .为了满足带轮的轴向定位要求，I -1【段右端需制出一轴 肩,故取II-III段的直径心刖=30切； 2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的 作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据 11-111 = 30/77/77，查手册

32、表6-1选取轴承代号为7007AC的角接触 球 轴承，其尺寸为 dxDxB = 35mm x 62rnm x 14/?/?,故 m_iv = 35：而 /、_训=32nun。 3) .由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V-VI的直径 v_vi =53.55，/y.yj = 60mm o 轴肩高度 h 0.07d ,故取 h = 3mm ,则轴环处的直径t/iv v = 亦 =42nun。轴环宽度 b X 1.4/z,取= vi-u = 6” a 4) .轴承端盖的总宽度为15“(山减速器及轴承端盖的结 构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的 要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间

33、的距离/ = 30加加， i&/|i_ii =45“ o 5) .取齿轮距箱体内壁的距离a = 12mm,考虑到箱体的铸 造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s, 取$ = 6呦,已知滚动轴承宽度T = 14mmf ,则 /nl_IV = T + s + a 人,_、, = (14 +12 + 6- 6)” = 26 nun 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2) .轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dj山机械设计 课程设计手册表4-1查得平键截面bxh = Smmx7mm,键槽 用键槽铳刀加丄，长为2Smm o滚动轴承与轴的周向定位是山 过度配合来保证

34、的，此处选轴的直径尺寸公差为加6。 (3) .确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表11.4,取轴端圆角2x45 o (三).滚动轴承的校核 轴承的预计寿命=8x8x2x365 = 46720 h I.计算输出轴承 (1).已知ii= 87.2尸/min ,两轴承的径向反力 Fr产 Fr2= 513.2N 由选定的角接触球轴承7009AC，轴承内部的轴向力 Fs =0.63代 心=冬=0.63 心=323.3N (2).由输出轴的计算可知巧=707N 因为鼻+巧=323.3N+ 707N = 1030.3N伦2，故轴承H被 “压紧”，轴承【被“放松”，得： Fal = FS + Fa= 323

35、 3N + 707 N = 1030 3N Fal = Fsl=3233N (3). FAi/FRl=0.63 ,FFr2=2.0 ,查手册可得 e = 0.68 由于FaJFrV，故X】=l,乙=0； 你2兀2，故 X2 = 0.41,r, =0.87 (4).计算当量载荷片、P2 由机械设计表8. 7,取/ =1.5,则 人=力“百.+丫几)= 769.8N P2=fp(X2Fr+Y2FA) = S29.5N (5).轴承寿命计算 由于RvPj取P = 829.5,查表8. 8取/, = 1,角接触 球轴承，取0 = 3, 査手册得7009AC型角接触球轴承的C=25.8KN,则 5瓷(竽

36、EM T 故满足预期寿命。 键联接设计 I.带轮与输入轴间键的选择 轴径d = 25mm ,轮毂长度L = 35mm,查手册，选A型平 键，其尺寸为 b = Smm , h = 1mm , L = 28/wn (GB/T 1095-2003) II.输出轴与齿轮间键的选择 轴径d = 48mm,轮毂长度乙=45?,查手册，选A型平 键，其尺寸为 b = 14/w?, h = 9mm, L = 45/?/? (GB/T 1095-2003) III.输出轴与联轴器间键的选择 轴径d = 3Smm,轮毂长度L = 50/h/h ,査手册，选A型平 键，其尺寸为 b = 12mm, h = 8mm

37、, L = 50mm (GB/T 1095-2003) 箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT2OO）制成，釆用剖分式结构为了 保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用巴配合. is6 1. 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,故采用浸油润油，同时为了避免油 搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于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. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8mm,圆角半径为R=5。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