一级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：一级斜齿圆柱齿轮减速器 学 院：机械工程学院班 级：机械（卓越）姓 名：学 号：指导教师：朱长顺2017年1月型日（江苏大学）江苏大学机械原理及设计（II）课程设计任务书（两周）设计题目:设计某一带式运输机用一级斜齿圆柱齿轮减速器。运输机止班 制连续工作，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批 量生产，使用期限5年,运输带速度允差5%。已知工作条件：F：运输带拉力（kN）：2.5V：运输带速度（m/s）：1.3D：卷筒直径（mm）：400详见设计参数表（学号与题号对应）设计任务：1减速器装配图一张；2零件工作图若干张（齿轮、轴或箱体等，具体由教师指

2、定）；3.设计计算说明书一份。评分标准:1. 图纸占40%；2. 计算说明书占30% ；3. 课程设计答辩占30%。班 级：机械（卓越）1402指导教师：朱长顺 时 间：2016年1月10 H附：一级减速器设计参数表学号F (kN)V (m/s)D (mm)012.21.0300022.21.2350032.21.4400042.21.6450052.31.2350062.31.3400072.31.4400082.31.5450092.51.2350102.51.3400112.51.4400122.51.5450132.61.0300142.61.2350152.61.4400162.61

3、.5450172.81.2350182.81.3400192.81.4400202.81.5450212.91. 1350222.91.2350232.91.3400242.91.4400253.01.2350263.01.3400273.01.4400283.01.5450293.21.0300303.21. 1350313.21.2350323.21.3400333.31.0200343.31.1250353.31.2300刖吕一、设计背景计某一带式运输机用一级斜齿圆柱齿轮减速器。运输机卫_班制连续工作，单向 运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批量生产，使用期限5年. 运输带速度允

4、差5%。仁V带传动2、一级斜齿圆柱齿轮减速器3、运输带4、联轴器5、电动机6、卷筒图1带式运输机构二、设计目的和意义5厂机械设计基础课程设计是机械设计基础课程设计的重要实践坏节，是第一次较全 面的设计能力训练，在实践学生总体培养目标中占有重要地位。1综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的理论和生产实际知识进行机 械设计训练，从而使这些知识得到进一步巩固和扩张。2. 学习和掌握设计机械传动和和简单机械的基本方法和步骤，培养学生工程能 力及分析问题解决问题的能力。3. 提高学生在计算、制图、计算机绘图、运用设计资料、进行经验估算、机械 设计方面的基本技能。目录一、总体方案设计7二、电动机选择和运

5、动、动力参数计算71. 电动机的选择72. 传动比分配93. 机械装程的运动和动力参数计算10三、Y带的设计计算111. 确定计算功率P“112. 选取窄V带型号113. 确定带轮基准直径右、%114. 确定窄V带的基准长度Ld和传动中心距a115. 验算主动轮上的包角 126. 计算窄V带根数z127. 计算预紧力化128. 计算压轴力129. 带轮结构设计13四、齿轮的设计131. 选定齿轮精度等级、材料及齿数132. 按齿根弯曲疲劳强度设计133. 计算154. 几何尺寸计算165. 校核齿面接触疲劳强度166. 结构设计17五、轴的设计计算181. 初步估算转轴受扭段的最小直径182.

6、 联轴器选型183. 轴承的选用194轴上零件的周向定位195. 校核低速轴（输出轴）的强度196. 按疲劳强度条件校核输出轴的强度22六、滚动轴承寿命校核241. 齿轮轴（髙速轴）上轴承的校核242. 低速轴上轴承的校核25七、平键联接的强度计算261. 大齿轮与轴联接的键的校核262. 低速轴与半联轴器联接键的校核273. 高速轴与半联轴器联接键的校核27八、减速器箱体设计28九、润滑和密封的设计30十、技术要求30设计小结31参考文献32项目-内容设计计算依据和过程计算结果一、总体方案设 计二. 电动机选择 和运动、动力参 数计算1.电动机的选择一、总体方案设 计二. 电动机选择 和运动

7、、动力参 数计算1.电动机的选择电动机与V带轮连接，通过V带传动将动 力传动到一级斜齿圆柱齿轮减速器的输 入轴，输出到卷筒带动运输带进行工作。其中联轴器选用弹性联轴器，轴承选用圆 锥滚子轴承。一般机械装置设计中，原动机多选用电动 机。电动机输出连续转动，工作时经传动 装置调整转速和转矩，可满足工作机的各种运 动和动力要求。电动机为标准化、系列化本品，由专门厂 家按国家标准生产，性能稳定，价格较低。 设计时可根据设计任务的具体要求，从标 准产品目录中选用。1.电动机的类型和结构形式电动机按电源分有直流和交流两种。一般 工程上常用三相异步交流电动机，其中Y 系列为全封闭自扇冷式笼型三相异步电 动机

8、，电源电压380V,用于非易燃、易爆、 腐蚀性工作环境，无特殊要求的机械设备，如机床、 农用机械、运输机等，也适用于某些起动 转矩有较高要求的机械，如压缩机等。YZ系列和 YZR系列分别为笼型转子和绕线转子三相 异步电动机，具有较小转动惯量和较大过载能力 力，可适用于项目-内容设计计算依据和过程计算结果可适用于频繁起制动和正反转工作状况，如 冶金、起重设备等。对有特殊要求的工作场 合，应按特殊要求选择，如井下设备对防爆 要求严格，可选用防爆电动机等。2.电动机的容量和转速电动机主要按照其容量和转速要求选取。电 动机容量大，则体积大、重量重，价格高； 转速高，磁极对数少，则体积小、重量轻， 价格

9、低。所选电动机的容量应不小于工作要求容量， 即电动机额定功率险一般要略大于设备工 作机所需电动机功率Pd,此功率也是电动机 的实际输出功率，即Ped 3 Pd式中，Pdlll工作机所需功率Pw和传动装置 总效率n决定，Pd=Pw/ n式中，n等于传动装置各部分的连乘积， 即 n = Qin2 nnoPfFv/1000二Tm/9550 kW式中，F位工作机所需牵引力或工作阻力(N)； v位工作机受力方向上的速度(m/s)； T位工作机所需扭矩(Nm)； n*位工作机转 速(r/min)o本次设计中运输带拉力F二2.5RN,运输带速 度 v=l. 3m/s,卷筒直径 D二400mm 本次设计按照工

10、作要求选用Y系列全封闭自 扇冷式笼型三相异步电动机，电压380Vo(1)选择电动机容量 工作机所需功率为 PfFv/1000二3. 25kW 按表2-5确定各部分的效率为：V带传动效 率ru=0.96,滚动轴承(一对)q 2=0. 99 闭式齿轮传动n 3二0.98,弹性联轴器 n 1=0. 992,传动滚筒效率Q 5=0. 96 传动装置的总效率为“=巾；345 = 0861工作机所需电动机功率Pd=P./ n =3. 775kW运输带拉力 F二2. 5KN 运输带速度 v二 1. 3m/s 卷筒直径 D=400mm 选用Y系列全 封闭自扇冷式 笼型三相异步 电动机，电压 380Vo 工作机

11、所需功 率为Pf3. 25kW 传动装置的总 效率为7 = 0.861工作机所需电 动机功率Pd=3. 775kW项目-内容设计计算依据和过程计算结果2.传动比分配因为载荷平稳，电动机的额定功率Ped略大 于Pd即可。由Y系列电动机技术数据，选 电动机的额定功率Ped为4kW。（2）确定电动机转速，滚筒轴工作转速 60xl000v.nUf = 62.07r / min通常，v带传动的传动比常用范围为24, 一级圆柱齿轮减速器的传动比为一般 传动比iS5,则总传动比的范围为i = 2 20故电动机转速的可选范围为nd = ianv. = （2 20）x62.07r/niin= 124.14 24

12、L4r/ni n符合这一范围的同步转速有750、1000r/minc选取Y160M1-8,额定功率4KW,满载转 速 960r/mino传动装置的总传动比根据电动机的满载转 速nd,和工作机轴的转速nw.计算确定。i二nd/nw当传动装置为多级组合时，总传动比ia为各 级传动比的连乘积，即 la=1112 * * * In传动装置各级传动比的分配结果对传动装 置的外廓尺寸和重量均有影响。分配合理， 可以使其结构紧凑、成本降低，且较易获得 良好的润滑条件。传动比分配主要应考虑以 下几点1）对于不同的传动形式、不同的工作条件 下，传动比常用值见表2-4。其传动比一般 应在推荐范围内选取，不要超过最

13、大值。2）各级传动零件应做到尺寸协调，避免发生 相互干涉，且要易于安装。（1）总传动比960 =15.47nw 62.07（2）分配传动装置各级传动比取V带传动的传动比乙=3.5电动机的额定 功率Ped 二 4kW 滚筒轴工作转 速nu, = 62.07 r/min电动机型号选取 Y160M1-8 总传动比=15.47项目-内容设计计算依据和过程计算结果3.机械装置的运 动和动力参数讣 算取一级圆柱齿轮减速器的传动比-15.47 力心3-5注意：以上传动比的分配只是初步的。 0轴（电动机轴）Po = Pd =3.775RW nv = nni =960r/ min7；=955O0 = 37.55

14、N加1轴（高速轴）Pl = /A） 7（）1 = /A）=3775 X 0.96=3.624kWnA = = 274.3r / minb 3.57；9550 门-9550-3,624 12617N m q274.32轴（低速轴）Pi = P - 23 = 3.516kW= = J? = 62.05厂 / mill-i 4.427；=9550 = 54214N2n23轴（滚筒轴）p3 = p2 -t2 4 = 3A53kW n3 = n2 = 62.05r/min7； =9550-1 = 531.44/V-m见表1轴名功率P/kW转矩T/N m转速 n/ (r/min)传动比1效率n输入输出输入

15、输出0轴3. 77537. 559603.54. 4210. 960. 970. 981轴3.6243. 588126. 17124.9274.32轴3.5163. 481541. 14535. 7362.053轴3.4533.418531. 44526. 1362.05表1各轴运动和动力参数项目-内容设计计算依据和过程计算结果三、V带的设计 计算1. 确定计算功率Pea2. 选取窄V带型 号3. 确定带轮基准 直径心、%4. 确定窄V带的 基准长度厶d和传 动中心距a由表 2-6-7 查得工矿系数 心=1.1pca = KAp = 1x4k W = 4.4kW根据图2-6-10选择SPZ型带

16、小带轮转速 n = 960r/niii、pca = 4.4kW 由表2-6-4、表2-6-11及图2-6-10取主 动轮直径根据式(2-16-19a)，计算从动轮直径 =3.5x100 = 350nun按表 2-6-12 取心2 =355”按式(2-6-20)验算带速v =- n/(6O x 1000 )m/s = 5.03/n/s根据式(2-6-21)、0.7(di+d2)ao2 ( ddi +dd2 )初步定中心距绳=500殆根据式(2-6-22)Pca=4AkWSPZdd = 100?？dd2 = 355 mm带的速度合格项目-内容设计计算依据和过程计算结果5. 验算主动轮上 的包角46

17、. 计算窄V带根 数z7. 计算预紧力仇8. 计算压轴力4 - 2细 +(心1 +心2)+ Jl24q计算带所需的基准长度乙=门47 .22汕由表2-6-3选取带的基准长度Ld = 1800 mm按式(2-6-23 ) a+ _2计算实际中心距a = 526.39mm根据式(2-6-25)、式(2-6-26)计算中 心距变动范围最小中心距气氐=-0.0152 = 499 39mm6/max = a + 0.03= 554 mm按式(2-6-7)验算包角2 180。心心 x60-151a由表 2-6-5 查得 pN 9kW由表2-6-6查得Ka = 0.94由表2-6-3查得Kn =1.01根据

18、式(2-6-28)计算带的根数4AkW-.Z. = 2.44(/?0 +()1.9x0.94x1.01取带的根数z = 3根由表 2-6-5 查得 q = 0.072Ag/i 根据式(2-6-29)计算预紧力佗- 500 () + 店 - 243.77 Nv.Ka根据式(2-6-30)计算压轴力=2zsin? = 1416N2a = 526.39/77/77 Ld = 1800 nunmin =499.39主动轮包角合格Z = 3根 化=243.77 N伤=1416项目-内容设计计算依据和过程计算结果9.带轮结构设计V带轮的材料（v30m./s）V带路材料HT200四、齿轮的设计选用HT200

19、主动轮为实心式1 选定齿轮精度电动机轴径d二42mm结构等级、材料及齿 数1OO/7V7? 300”从动轮选用轮辐式结构4=23标准斜齿圆柱齿轮传动7 一 1001）运输机为一般机器，速度不高，故选用7级精度。2）用硬齿面齿轮设计此传动。大、小齿7； = 1.267 x105 /h轮的材料为40Cr,并进行调质及表面淬 火，齿面硬度为4844HRC,门=3.588 RW3）选用小齿轮齿数=23,大齿轮齿数nx = 270.42/7 ninZ2 =心=4.36 x23 = 100.28齿轮减 速器的 传动比(rFE =620 MPai 960-62.07 4.363.55(yPE1 = 620

20、MPa齿数应为互质数，取=23,z2=100（1）确定公式内的各计算数值1）由式（2-8-1）T =9.55xl06- = 1.267 xlO5/V-mp、= 3.588 k W, q = 270.42 r / nin2) 试选 K, = 1.6,初估0 = 14。,由表 2-8-7 取 =0.8。3) 由图2-8-18h查得7阳= 1当兮1吋，取勺=1M =2.99x10*M =6.85x10K钿=0.9K 申2 =0.92oJ=398.57MP j% = 407.43MPY十 2.624=1-591怙=2.172心=1.798令呵 _ 0.0105 争2两 一 0.0096sa = 1.6

21、35勺=1项目-内容设计计算依据和过程计算结果3.计算12）由是（1-5-35）及式（1-5-32）得 tantz = tan an /cos0=tan 20/cosl4 = 0.375at = 20.556tan Ph = tai* 牛=tan 0 cosy=tanl4cos20.556 = 0.2334炕=13.141。13）由式（2-8-21）得岭-0.25+75曲爲0.75cos21344。门1.63514）由式（2-8-22）得B14与一1 可一1 *0.833P 1201201）计算法向模数、2岛曲以必弘a, = 20.556久=13.141。Y = 0.685Yp 0.833mn

22、 =1.788=47.41v = 0.67m/s b = 37.928/7齐 2x1.6x1.267x1与曲 14Soio5xO.685xO.8830.8x2?=| 7882）计算分度圆直径 = mnz /cos0 = 2 X 23 /cos 14 = 47 Anun3）计算圆周速度trIji兀 x 47.41 x 270.42 八厶 /v =!= 0.67/?/ s60x100060x10004）计算齿宽b =（f）dd =0.8 x 47.41 =37.9285）计算载荷系数K一直使用系数心=1.0 ；根据 v = 0.67m/s , 7级精度,由图2-8-7查得K、=1.07 :假设 K

23、aF, lb lOON/加”由表2-8-3 查得 KHa = KFa = 1.2 ,由表 2-8-4项目-内容设计计算依据和过程计算结果4.儿何尺寸计算中硬齿面齿轮查得小齿轮相对支撑对称K = 1.575.校核齿面接触布置、6级精度、（“5134时a = 1 Timm疲劳强度0 = 14.42。蛰=1.05+0.26龙 + 06 x 1 Of = 1.222 = 475加加考虑齿轮实际为7级精度，取K0 = 1.222cl. = 206.51mm5 = Knp = 1.222 ,故实际载荷系数B2 = 40 nunB、= 46 mm= 1.07x1.2x1.222 =1.57b恤=1100 M

24、PK与试选载荷系数基本接近，无需校正1）计算中心距6伽2=11肋。勺 + 23 + 100）= 26.77 塚S“min =12cos02 cos 14 K” =0.94将中心距圆整为127mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角HN1KN2 = OMaU + 叫（23 +100）x 22a2x127=14.423）计算分度圆直径4 = /n詞 / cos0 = 2x23/cosl4.42 = 41.5mmd.= “忆? /cos0 = 2x100/cosl4.42 = 206.5 mm4）计算齿轮宽度b =札d =0.8x47.5 = 38mm取尽=40 nun, B】=46 mn1）由图2-8-

25、17查得= bim2 = 1100 MPa，由表 2-8-8 查得 Smin =12）由图2-8-15查得Khn = 0.94 Khni_ 0.96项目-内容设计计算依据和过程计算结果6.结构设计3）由式（2-8-13）计算齿面接触许用应力0一_ 0.94x1100 _940MpsE1.1% KZ吸0.96x1100 _96QMprt0 = （0J+bJ）/2 = 95OMP4）查表 2-8-5 得ZA =189.85）查图 2-8-13 得Z“ =2.446）由式（2-8-17）计算乙，其中吊=1635sfi = 1 则bJ = 940MM ct/2 = 960MP afl = 950MPa

26、Zg = 189.8ZH = 2.44乙=0.782Zp = 0.984齿面接触疲劳强 度满足要求乙J 3 叽 寸笄（D+鳥5=“7827）由式 （2-8-18） 计算Zq = Jcos0 = Jcosl4.42。= 0.9848）山式（2-8-16）校核齿面接触疲劳强 度6广Z厶Z,Z彳券字=851.35MPx况 小齿轮与轴做成一体式 大齿轮釆用轮辐式结构项目-内容设计计算依据和过程计算结果五、轴的设计计 算1. 初步估算转轴 受扭段的最小直 径2. 联轴器选型1）高速轴,19550000/?（9550000 4 （7叫 0.2讣V 0.2rJ Vn Mn=26.14mm材料为45钢，査表2

27、-10-3 ,取4 = no其中P = 3.624k= 270.4/7 min加大7%所以d 28 nm2）低速轴d2 = 42.3”“加大 7%故d245.2lmm根据联轴器尺寸选高速轴=32mm.= 55mm低速轴 2 =48儿厶=80”联轴器的计算扭矩TCA -ka转矩变化小，取KQ.31）低速轴 7=125N?m,7=162.5N?m选用LT6型弹性销柱套联轴器，其公称转 矩为 250N” 孔径选 32mm, J,型 L二60mm与之配合的轴的毂孔长度厶=55曲2）高速轴 T2 =526Nm, TCA =6S3.SNm 选用LT8型弹性销柱套联轴器，其公称转 矩为710Nm,孔径选48

28、mm,人型L=84mm与之配合的轴毂孔长度厶=80”-d 28 nun d2 45.21777/77d = 32 mm厶=55 mmd2 = 4Smm厶=80mmLT6型弹性销柱 套联轴器人型，孔径32mmLT8型弹性销柱 套联轴器孔径48mm项目-内容设计计算依据和过程计算结果3.轴承的选用4轴上零件的周 向定位5.校核低速轴 （输岀轴）的强度初步选这滚动轴承因齿轮选用斜齿圆柱齿轮轴受有径向力 和轴向力的共同作用，故选用圆锥滚子轴 承高速轴上选用30208型圆锥滚子轴承 低速轴上选用30211型圆锥滚子轴承 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键 连接。大齿轮与轴的平键选用：d二60mm选键宽

29、b二18mm键高h二11mm键长L二28mm,平头平键，双键连接 低速轴上半联轴器上键的选用： d二48mm选键宽b二14mm键高h二9mm键长 L二70mm,圆头平键，单键连接高速轴上半联轴器上键的选用：d二32mm选键宽b二10mm键高h二8mm键长L二40mm,圆头平键，单键连接1）大齿轮受力：转矩T=528N加切向力2ri= 2x528xl05H35d206.51径向力Fq= tan /7 = 5113.5 x tan 14.42 = 1314.8N 其中 d = 206.5 mm由此可画出大齿轮轴的受力图2）计算轴承的支反力Faxi-Frx55F，n53 + 551314.8x 20

30、6,51 -1921.7x552一 278.4N53 + 55FaxL+Frx53质=一圭一一53 + 551314.8X 206,51+1921.7x53一2-22OO.1N53 + 55高速轴 30208型轴承 低速轴30211型轴承18x11x2814x9x7010x8x40T = 52SNmFj = 5W3.5 N inFc = 1314.8/VFH = 27&4N % =2200. INa)F；Re528000N336S00N*nna）轴结构图b）轴受力图c）轴水平受力图d）水平而弯矩图e）轴垂直而受力图 f）垂直而弯矩图g）合成弯矩图h）转矩图i）当量弯矩图项目-内容设计计算依据和

31、过程计算结果垂直面支反力尺严尺2=辛=里异= 2556.753）计算水平面弯矩M和垂直面弯矩M*. 大齿轮中间断面右侧水平弯矩为 Mrh=FhiX53 F“x-（278.4x53 lSU.Sx21）2= -121004 .5N mm右轴颈中间断面处水平弯矩为MBH =大齿轮中间断面处的垂直弯矩为M= Fvl x53 = 135507 .75 N nun4）计算合成弯矩按式合成弯矩图。大齿轮中间断面左侧弯矩为Mcl = Jm巾 + M 矗=J14755.2? + 135507.75? =1.36xlO5/Vww 大齿轮中间断面右侧弯矩为M cr = J M 話 + M&,=J121004.52

32、+135507.752 =1.82xlO5 N-mm5）计算轴的转矩T并画转矩T图T = 528000”aT = 0.6xT = 3168OO7V6）计算当量弯矩按式M严jM?+（刃f求当量弯矩并画 当量弯矩图代i=2556.75 N代2 =2556.75 N=-1210M 5N mnM 1II = 0Me = 135507 J5N mmM a =l36xlONMm=182x1(TN 劝T = 528000/V/n/naT = 316800N项目-内容设计计算依据和过程计算结果6.按疲劳强度条 件校核输出轴的 强度大齿轮中间断面右侧C处和右轴颈中间断 面B处的当量弯矩最大Mc =+ (tzT)

33、2 = 3.45 x 1 O NnmiMg =+(a7)2 =3.17x107) 选轴的材料，确定许用应力。轴的材 料选用45钢调质。b= 60MP“8) 校核轴的强度，取B和C两截面为危 险截面B截面处强度条件Mr Mr 3.17x10Q 叱，0.1/0.1X 60-= 14.7MPEC截面处强度条件Mc _ Mc _ 3.45 xlO5旷 0.1；0.1x201.513= 0.42MPavbJdf =d-2(hl+cnn=206.51-2(1 + 0.25)x 2 = 201.51mm结论：按弯扭合成强度校核输出轴的强度 足够安全。1) 判断并确定危险截面。选取截面I为 危险截面。2) 选

34、择轴的材料，确定许用应力。轴的材料为45钢调质，查得巧,=650MPdb、= 360MPar., = 27OMPU j= 1 SSMPa碳钢材料常数 心=0.10.2取儿=0.1；仏=0.05 0，取匕=0.053) 求截面【的应力=3.45x1 OV-/n Mr = 3.17x10、N 加加0= 6OMPB截面处强度符 合C截面处强度符 合00=0.1屮 r = 0.05项目-内容设计计算依据和过程计算结果弯曲应力S在这里，设计安全系数S二1.5故轴的强度符合要求。1)轴承选用30208型圆锥滚子轴承，查附表 D 的 Y二 1. 6 e二0. 37 C二63KN 转矩T二125Nm 对齿轮轴

35、进行受力分析切向力厂 2T.2x125x10Ft= = 5263.2Nd47.5径向力F _尺 tana, _ 5263.2x tan20 _ 叩驸rcos0cosl4.42轴向力Fa = Ft tan p = 5263.2x tan 14.42 = 1353.3N x84x 巧 x - F, x52FU -2- -286.27V川52 + 52fyx(52 + 52 + 84)xF/x- + F；x52 =2= 252 + 52币=甩丄= 2631.6N2 =10.6S“=5.2S179.4N项目-内容设计计算依据和过程计算结果2.低速轴上轴承 的校核2）计算轴承的径向载荷Fn=X + F養

36、=2631.67V刀2=皿 +用2=3416.8N3）计算轴承的派生轴向力S-Frl 827.22 S、- 5067.8N2Y- 2YFa+SiS2故S2被压紧4）计算轴承的轴向载荷Fal = 827.22V 巧2=2180.5N5）计算轴承的当量动载荷也= 0.31ve 故 X=冷=0A = fpX = 1 1X 2647.1 = 2912Zk = 0.64戚X2 =0.4 K, =1.6 FaP2 = fP（r2 + Y2Fa2）=1.1x（0.4x2647.1 +1.6x2180.5） = 5002/V6）校核轴承的寿命轴承寿命乙 因R P?故460xW（P?10=1066300r =2

37、8581260x2711 5002 丿轴承寿命合格1）轴承选用302011型圆锥滚子轴承A = ii查附表 D 的 Y二 1. 5 e二0. 4 090. 8KN2）计算轴承径向力FH =278.4N,/ =255675NFrl =2571.86?/FH2 = 2200N, FV2 = 2556.75NFr2 = 3373N6 =2631.62 耳2 =3416.82 =827.22 巧2=2180.5N = 0.31veF八Xx=Y =0 片=2912N - = 0.64 eFnX2=0.4r2 = 1.6 P2 = 5002NLh = 285812 hFri =2571.8627巴2 =3

38、373N项目-内容设计计算依据和过程计算结果七、平键联接的 强度计算1 大齿轮与轴联 接的键的校核3）计算轴承派生轴向力S、=H = 857.3N S,=仏=1124.3N2Y- 2YFa+SlS2故S2被压紧4）计算轴承的轴向载荷Fal = 857.32V 巧2 =2172. IN5）计算轴承当量动载荷也= 0.33ve 故 X=1Y；=O= /x|/7i = 1.1x2571.86 = 2829N乞=0.64 戚X 2 =0.4K,=1.5Fr2P产几区2陷+丫2岛）= l.lx （0.4x3373+ 1.5x2172.1） = 506& 1/V6）校核轴承寿命轴承寿命厶因PP2故L -1

39、06 宀 2L/I 60x/p?10IO6 （90800*m/11Q1/ 404181/?60x62.05（5068.1 丿故轴承寿命合格。1）确定键的类型及尺寸选择B型平键，山轴径d二60mm查表2-5-1 得B型平键的断面尺寸b二18mm, h二11mm。 根据轮毂长度38mm及键长度系列选取键 长L二28mm。采用双键联接。2）挤压强度校核键的工作长度1二L二28mm键与轮毂键槽的接触高度k=0. 5h二5. 5mm-27xl03则勺kid2x536x10十 一r 1=77.3MP& crp5.5x28x60x1.5L piS| =857.3NS =11243N =857.3N 巧 2

40、=2172.1也=033aX,=0.4r2 = 1.5 乙=5068. IN乙=404181 hJ =17.3 MPa项目-内容设计计算依据和过程计算结果2. 低速轴与半联 轴器联接键的校 核3. 高速轴与半联 轴器联接键的校 核材料为45钢，查表2-5-2得b=100 120MP“取b=110MPd故该键强度符合要求。1）确定键的类型及尺寸选择B型平键，由轴径d=48mm查表2-5-1 得B型平键的断面尺寸b二14mm, h二9mm。根 据轮毂长度80mm及键长度系列选取键长 L二70mm。采用单键联接。2）挤压强度校核键的工作长度1二L-b二56mm键与轮毂键槽的接触高度k=0. 5h二4

41、. 5mm27xl03则入kid_ 2x536x1（? _88.6MPdb 4.5x56x48L P1材料为45钢，查表2-5-2得&=100 120MP“取b/,=110MP“故该键强度符合要求。1）确定键的类型及尺寸选择B型平键，由轴径d二32mm查表2-5-1 得B型平键的断面尺寸b二10mm, h二8mm。根 据轮毂长度55mm及键长度系列选取键长 L二40mm。采用单键联接。2）挤压强度校核键的工作长度1二L-b二30mm键与轮毂键槽的接触高度20. 5hMmm27xl03则刁kid2x125x10r 1=65. MPa （yn4x30x32取b=110MP“故该键强度符合要求b=1

42、10MP“j =886MP“可,=65. IMP项目-内容设计计算依据和过程计算结果八、减速器箱体 设计铸铁减速箱体的主要结构尺寸窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看 到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查 齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情 况。润滑油也山此注入机体内。窥视孔上 有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油 飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排 岀污油，注油前用螺塞赌注。油标油标用来检查油面高度，以保证有正 常的油量。油标有各种结构类型，有的已 定为国家标准件。通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使 机体内温度升高，气压增大，导致润滑油 从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥 视孔

43、盖上安装通气器，使机体内热涨气自 由逸出，达到集体内外气压相等，提高机 体有缝隙处的密封性能。启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水 玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分 开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一 至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此 螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装 启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向 调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便 于调整。定位销 为了保证轴承座孔的安装精 度，在机盖和机座用螺栓联结后，锂孔之 前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如 机体结构是对的，销孔位置不应该对称布 置。调整垫片调整垫片山多片很薄的软金属 制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要 起调整传

44、动零件轴向位置的作用。减速器箱体的主 要尺寸见表2项目-内容设计计算依据和过程计算结果环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首 螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸 机盖。密封装置 在伸出轴与端盖之间有间 隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物 进入机体内。密封件多为标准件，其密封 效果相差很大，应根据具体情况选用。箱座厚度8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴旁连接螺栓直径16盖与座连接螺栓直径12连接螺栓d的间距1160轴承端盖螺钉直径8检查孔盖螺钉直径5定位销直径6轴承旁台半径Ri14凸台高度根据低速级轴承座外径确定外箱壁至轴承座端面的距离

45、1162齿轮顶圆与内箱之间的距离10齿轮端面与内箱之间距离10箱盖、箱座肋厚8, 8轴承端盖外径110.135轴承旁连接螺栓距离138表2减速器箱体主要尺寸项目-内容设计计算依据和过程计算结果九、润滑和密封 的设计十、技术要求润滑和密封的设计1. 齿轮的润滑釆用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速 器，速度v 12m/s,当m20时，浸油深 度h约为1个齿高，但不小于10mm,所以 箱体内油深约为48mm。2. 滚动轴承的润滑山于轴承周向速度为较慢，采用脂润滑。3 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑 到该装置用于小型设备，选用GB443-89 全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装 毛毡油封实现密封。毛毡及装毡圈的沟槽 尺寸按所装配轴的直径确定，轴承盖结构 尺