654523965机械设计课程设计带式运输机传动系统设计（含全套CAD图纸）

1、贵州师范大学机械设计课程设计计算说明书2011-2012学年第一学期 学院：机电工程学院 专业：机械设计制造及其自动化 学生姓名：liuray 学号：课程设计题目：带式运输机传动系统设计指导教师： 全套cad图纸，联系1538937062012年01月09日目录1、 传动方案拟定42、 电动机的选择43、 分配的传动系统的传动比64、 传动系统的运动和动力参数计算6五、传动零件的设计及几何尺寸的计算7 5.1低速级直齿轮传动设计及校核85.2高速级齿轮传动的设计及校核136、 轴的设计计算20 6.1中间轴的设计20 6.2输入轴的设计28 6.3输出轴的设计337、 滚动轴承的校核计算41

2、7.1 7310c轴承的校核计算41 7.2 7307c轴承的校核计算43 7.3 7316c轴承的校核计算45八、箱体及其附件的结构设计47九、设计总结56带式运输机传动系统设计(第二组10）1. 带式运输机传动系统示意图2. 工作条件 运输机工作平稳，单向运转，单班制工作（每班按8h计算），使用年限8年，每年250天，允许运输带速度误差为5%。 3. 原始数据（所选题号10）已知条件：运输带拉力f=4200n 运输带速度v=2.05m/s 卷筒直径d=680mm 总体设计（文中未注明出处的图和表均来源于课本教材机械设计/龙振宇主编.北京：机械工业出版社，2002.7）1 传动方案的拟定根据

3、已知条件计算出工作机卷筒的转速为 选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，可估算出传动装置的总传动比i约为1530。2 电动机的选择1) 电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2) 电动机功率的选择： 因为运输机工作平稳，查课本258页表10-5得工况系数 ，取设计方案的总效率 本设计中电动机输出轴与减速器输入轴间联轴器的传动效率（2个），取；一对滚动轴承的传动效率（3对），取（球轴承）；一对闭式圆柱齿轮的传动啮合效率（2对），当齿轮精度为8级（不含轴承效率）稀油润滑时取；减速器输出轴与驱动卷筒轴间的联轴

4、器传动效率，取。则传动系统的总效率工作机所需要的有效功率为 电机所需功率为查手册y系列三相异步电动机型号与技术数据表选取电动机的额定功率为3)电动机转速的选择：选择常用的同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。4) 确定电动机的型号：根据电动机所需功率和同步转速，查y系列三相异步电动机型号与技术数据表可知，电动机型号为y160m-4或y160l-6。相据电动机的满载转速和滚筒转速可算出总传动比 。现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中： h=160mm 方案号电动机型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比堵转转矩额定转矩nm最大转矩额定转矩nm1y16

5、0m-4111500146025.342.22.22y160l-611100097016.842.02.0由上表可知，方案1中电动机转速高，价格低。故初选电动机型号为y160m-4。查表知，该电动机中心高h=160mm，轴外伸轴径为，轴外伸长度为。三.分配的传动系统的传动比 按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原则推荐高速级传动比应大于低速级传动比，其中。取,则 四.传动系统的运动和动力参数计算（1）各轴转速：（2）各轴的输入功率：（2）各轴转矩各传动轴的运动和动力参数轴号转速功率转矩传动比效率电动机轴14601171.7515.734.4210.990.960.961i146010.89

6、71.23ii254.8010.46359.11iii57.65101379.41卷筒轴57.65101379.415 传动零件的设计及几何尺寸的计算本设计中的双级圆柱齿轮减速器是二级减速器中最简单的一种，由于齿轮相对于轴承位置不对称，轴应具有较大的刚度，用于载荷平稳的场合，高速级常用斜齿，低速级用斜齿和直齿。故高速级选用斜齿圆柱齿轮传动，低速级选用直齿圆柱齿轮传动。且设计中的减速器为一般用途减速器，故选用软齿面齿轮传动。 已知输入功率，小齿轮的转速，寿命为8年（每年工作250天），单班制（每天工作8h）。1. 低速级直齿轮传动设计（1） 选择材料。查表9-5小齿轮选用40cr调质处理，；大齿

7、轮选用45钢调质处理，计算时取，。（二者材料硬度差，合适）（2） 按齿面接触疲劳强度初步设计由式 小齿轮传递的转矩。齿宽系数。查课本表9-10知，软齿面、非对称布置取。齿数比u：对减速运动。载荷系数k：初选（直齿轮、非对称布置）。确定许用接触应力由式 a. 接触疲劳极限应力由图9-34c查得， ，（按图中mq查值）。b.安全系数查表9-11，取。c.寿命系数。由式计算应力循环次数，式中 , , 查图9-35得，（均按曲线1查得）故 计算小齿轮分度圆直径取初步确定主要参数a. 选取齿数。取，取。b. 计算模数。，取标准值3mm。c. 计算分度圆直径。（合适）；。d. 计算中心距。e. 计算齿宽。

8、（3） 验算齿面接触疲劳强度由式弹性系数 由表9-9查得，。节点区域系数 由图9-29查得，。重合度系数由 则载荷系数k a.使用系数。由表9-6查得b.动载系数。由查图9-23（初选8级精度）。c.齿向载荷分布系数。由表9-7，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得d.齿间载荷分配系数。由表9-8先求 由前可知 则 故 验算齿面接触疲劳强度（4） 验算齿根弯曲疲劳强度由式 由前可知，。载荷系数k。a. 使用系数同前，即。b. 动载系数同前，即。c. 齿向载荷分布系数。由图9-25，当，时，查出。d. 齿间载荷分配系数。由，查表9-8，知，又由 ，得。故 。齿形系数。由，查

9、图9-32，得，。齿根应力修正系数。由，查图9-33得，。重合度系数。同前，。许用弯曲应力。由式。式中弯曲疲劳极限应力，由图9-36c，查得：,(按mq查值)；安全系数，由表9-11 取；寿命系数，由，查图9-37，得；尺寸系数，由，查图9-38，。则 验算齿根弯曲疲劳强度 故弯曲疲劳强度足够。（5） 确定齿轮的主要参数及几何尺寸分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 取中心距 （6） 确定齿轮制造精度由前计算知查表9-13，确定齿轮第公差组为8级精度，第、公差组与第组同为8级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小齿轮为gj，在其零件工作图上标记为：8gj gb/t10095-1988，大齿

10、轮齿厚偏差为hk，其在零件工作图上标记为：8hk gb/t10095-1988。（7）确定齿轮的结构、尺寸并绘制零件工作图（见附录1） 2.高速级斜齿轮传动设计（1）选定齿轮材料和精度等级选择材料。查课本表9-5小齿轮选用40cr调质处理；大齿轮选用45钢调质处理，计算时取，二者材料硬度差。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（gb/t10095-1988）。（2） 按齿面接触强度初步设计由简化设计公式计算小齿轮传递的转矩 齿宽系数。查课本表9-10取（软齿面、非对称布置）。齿数比u。对减速运动。载荷系数k。因速度高，非对称布置，取。许用接触应力由式 b. 接触疲劳极限应力。 同直齿

11、，。b.安全系数。查课本表9-11，取。c.寿命系数。由式计算应力循环次数，式中 , , 查图9-35 （均按曲线1查得）故 计算小齿轮分度圆直径初步确定主要参数a. 选取齿数。取,取。b. 初选。c. 计算法向模数。选取标准模数。d. 计算中心距a。为便于箱体加工及测量，将a圆整，取。e. 计算实际螺旋角。 。f. 计算分度圆直径。 （合适）。 验证：，正确。g. 轮齿宽度。，圆整取。（3） 验算齿面接触强度由式 弹性系数。由表9-9 查得，。节点区域系数。由图9-29 查得，。重合度系数。先由纵向重合度，知。故 螺旋角系数。圆周力。载荷系数k。a. 使用系数。由表9-6查得。b.动载系数。

12、由查图9-23，（初取8级精度）。c.齿向载荷分布系数。由表9-7，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得 d.齿间载荷分配系数。由查表9-8，式中 则 故 验算齿面接触疲劳强度 (4)验算齿根弯曲疲劳强度由式 由前已知：。载荷系数k。a. 使用系数同前，即。b.动载系数同前，即。c.齿向载荷分布系数。由图9-25，当 时，查出d.齿间载荷分配系数。由前可知： ，则由式 则前面已求得 故 可得 齿形系数。由当量齿数 查图9-32，得 齿根应力修正系数。由，查图9-33，得 重合度系数。由前可知：。螺旋角系数。由式 。由前计算，则计算时取及，。许用弯曲应力。由式 a.弯曲疲劳

13、极限应力。 同直齿，即。b.安全系数。由表9-11取。c.寿命系数。由，查图9-37， d.尺寸系数。由，查图9-38，。则 验算齿根弯曲疲劳强度故弯曲疲劳强度足够。（5） 确定齿轮的主要参数及几何尺寸分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 中心距 （6） 确定齿轮制造精度由查表9-13确定齿轮第级公差组为8级精度。第、公差组与组同为8级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为gj，在其工作图上标记为：8gj gb/t 10095-1988，大齿轮齿厚偏差为hk，在其工作图上标记为：8hk gb/t10095-1988。（7）确定齿轮的结构、尺寸并绘制零件工作图（见附录1）六轴的设计计算

14、由于中间传动轴上有大小两个齿轮，输入轴和输出轴轴长的确定应以轴为参照，故应先设计轴。1. 中间轴的设计已知：。 轴上齿轮： ， （左旋）， （1）选择轴的材料选用45钢，正火处理。估计轴的直径小于100mm，由表13-1查得：（2）按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式，查表13-2得，取（此轴为转轴，又是减速器的中间轴）。则因最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大5%，即 取标准值（3）轴的结构设计确定各轴段的直径考虑轴上的两个齿轮分别由轴的两端装拆，此处装大齿轮和小齿轮处的轴头直径均取为40mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为2.5mm，轴环和

15、轴头半径差为倍的倒角尺寸，所以轴环直径取50mm。两端装轴承处的轴颈应小于40mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取为35mm。初选轴承类型及型号因轴承受径向和轴向载荷的联合作用，所以选用角接触球轴承。根据轴颈直径为35mm，初选7307c轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。确定各段轴的长度齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装大齿轮和小齿轮处的轴头长度分别取为54mm和97mm。取轴环宽度，小齿轮端面到减速器内壁距离取为13mm。轴承端面到减速器内壁的距离取为5mm，所以右端套筒长度为18mm，左端套

16、筒长度为21mm，由机械设计手册查得7307c轴承的宽度为21mm。轴端倒角尺寸取为2mm，所以装左轴承的长度为46mm，装右端轴承段轴的长度为43，轴的全长为248mm。轴上零件的周向固定大齿轮及小齿轮处均采用a型普通平键联接，由手册查得截面尺寸为，长度取为50mm和90mm。确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得。（4） 轴的受力分析轴上扭矩 由前可知：齿轮上的作用力确定跨距左端支反力作用点至大齿轮上力作用点间距离为右端支反力作用点至小齿轮上力作用点间距离为两齿轮上力作用点间的距离为作计算简图（见图6-1b）

17、求水平面内支反力和，并作水平面弯矩图（见图6-1c、d）截面3的弯矩 求垂直面内支反力和，并作垂直面内弯矩图（见图6-1e、f）截面3的弯矩 截面2的弯矩 作合成弯矩m图（见图6-1g）截面3的合成弯矩 截面2的合成弯矩 作扭矩t图（见图6-1h）图6-1（5）轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图6-1a所示看出，轴上多个截面存在应力集中，但截面和截面所受载荷较小，可不考虑。截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，故课排除，截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，也可排除。所以只需对截面和进行安全系数校核。a. 截面的安全系数校核计算应力集中系数：

18、名称根据数值有效应力集中系数查表13-9（a型普通平键）绝对尺寸系数查表13-10（轴径）表面状态系数查表13-11（精车、表面粗糙度表面未强化处理）等效系数查表13-13得；截面的抗弯、抗扭截面模量由轴的直径，键槽宽，键槽深，查表13-14得截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力相等，；安全系数：弯曲安全系数 扭转安全系数综合安全系数 取，合适。b. 截面的安全系数计算应力集中系数有效应力集中系数：截面处有两种应力集中。轴直径变化过渡圆角的应力集中，由，按，查表13-8得。由此可见过盈配合引起的应力集中较大，

19、应按其计算安全系数。绝对尺寸系数、表面状态系数及等效系数同前。截面上的应力：截面的弯矩为，故，安全系数：弯曲安全系数：扭转安全系数：综合安全系数取，合适。（6）校核键连接的强度两个齿轮间轴上所受的扭矩相同，安装两齿轮处的轴头直径及键的截面尺寸也相同，大齿轮处键长较短，故应校核该处键联接的强度。键长，工作长度，键高，接触高度挤压强度和剪切强度校核由表4-1查得，故合适。由前计算可知大齿轮上力的作用点到减速箱内壁距离为，小齿轮上力的作用点到减速箱内壁距离为。2.输入轴的设计已知：。 齿轮：。 电动机轴径。 （1）选择轴的材料选用45钢，调质处理，硬度，由表13-1查得：。 （2）按轴所承受的扭矩初

20、估轴的最小直径由式，查表13-2得因最小直径在装联轴器处，此处有一键槽，故轴径应增大5%，即 。考虑到输入轴要与电动机轴通过联轴器联接，故取标准值。（3）轴的结构设计确定各轴段的直径安装联轴器处轴头直径取为42mm，考虑轴上有多处需设轴肩，且轴上齿轮直径与轴径相差不大，故输入轴设计为齿轮轴。考虑右端安装轴承处还需设一轴肩，该处轴径取为54mm，两端装轴承处的轴颈应小于54mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取50mm。轴颈与安装联轴器之间轴肩直径取为46mm。初选轴承类型及型号因轴承受径向和轴向载荷的联合作用，所以选用角接触球轴承。根据轴颈直径为50mm，初选7310c轴承，轴承采

21、用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。确定各段轴的长度根据轴在减速箱内的布置，箱内部分等长，外伸部分取为160，其中安装联轴器部分取为110mm，总长为413mm。齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。加工有齿轮部分的轴头长度为64mm。取第一处轴环宽度，齿轮端面到减速器内壁距离取为12mm。轴承端面到减速器内壁的距离取为5mm,所以左端套筒长度为17mm，右端套筒长度为16mm，由机械设计手册查得7310c轴承的宽度为27mm。轴端倒角尺寸取为2mm，所以装左轴承段轴的长度为46mm，装右端轴承段轴的长度为43mm，轴的全长为413mm。轴上零件的周向固定联轴器处采用a型普通平键联接，由手册查得截面尺寸

22、为，长度取为100mm。确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为2mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得。（5） 轴的受力分析轴上扭矩 由前可知：齿轮上的作用力确定跨距左端支反力作用点至齿轮上力作用点间距离为右端支反力作用点至齿轮上力作用点间距离为作计算简图（见图6-2b） 求水平面内支反力和，并作水平面弯矩图（见图6-2c、d）截面2的弯矩 图6-2 求垂直面内支反力和，并作垂直面内弯矩图（见图6-2e、f）截面2的弯矩 作合成弯矩m图（见图6-2g）截面2的合成弯矩 作扭矩t图（见图6-2h）（5）轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图6-2

23、a所示看出，轴上多个截面存在应力集中，但截面、所受载荷较小，可不考虑。截面应力集中较大。所以只需对截面进行安全系数校核。截面的安全系数校核计算有效应力集中系数：轴直径变化过渡圆角的应力集中，由，按，查表13-8得。名称根据数值有效应力集中系数见上述绝对尺寸系数查表13-10（轴径）表面状态系数查表13-11（精车、表面粗糙度表面未强化处理）等效系数查表13-13得；截面上的应力：截面的弯矩为，故，安全系数：弯曲安全系数：扭转安全系数：综合安全系数取，合适。（6）校核联轴器处键连接的强度键长，工作长度，键高，接触高度挤压强度和剪切强度校核由表4-1查得，故合适。3.输出轴的设计已知：。 轴上齿轮

24、：。 （1）选择轴的材料选用45钢，调质处理，硬度，由表13-1查得：。 （2）按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式，查表13-2得因最小直径在装联轴器处，此处有一键槽，故轴径应增大5%，即 。取标准值。（3）轴的结构设计确定各轴段的直径安装联轴器处轴径取为60mm。考虑轴上的齿轮由轴端装拆，此处装齿轮的轴头直径取为85mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为2.5mm，轴环和轴头半径差为倍的倒角尺寸，所以轴环直径取95mm。两端装轴承处的轴颈应小于85mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取为80mm。外伸部分减速器外壁至安装联轴器处轴段直径70

25、mm。初选轴承类型、型号和联轴器类型因轴承受径向和轴向载荷的联合作用，所以选用角接触球轴承。根据轴颈直径为80mm，初选7316c轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。根据联轴器轴孔直径为60mm，选用y型，联轴器。确定各段轴的长度齿轮和轴承间采用轴肩和套筒进行轴向定位。为保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装齿轮处的轴头长度取为和89mm。取轴环宽度，考虑输出轴上齿轮要和中间轴小齿轮配合，齿轮右端面到减速器内壁距离取为17mm。轴承端面到减速器内壁的距离取为5mm，所以右端套筒长度为22mm，左端套筒长度取为21mm，由机械设计手册查得7316c轴承

26、的宽度为39mm。轴端倒角尺寸取为2mm，所以装左轴承段轴的长度为60mm，装右端轴承段轴的长度为65，左端轴承定位轴肩至轴环轴段的长为60mm。箱外安装联轴器部分长为140mm，外伸轴总长取为180mm。轴全长为462mm。轴上零件的周向固定齿轮及联轴器处均采用a型普通平键联接，由手册查得截面尺寸分别为、，长度取为80mm和130mm。确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得。（6） 轴的受力分析轴上扭矩 由前可知：齿轮上的作用力确定跨距左端支反力作用点至齿轮上力作用点间距离为右端支反力作用点至齿轮上力作用点间距

27、离为作计算简图（见图6-3b）求水平面内支反力和，并作水平面弯矩图（见图6-3c、d）截面2的弯矩 求垂直面内支反力和，并作垂直面内弯矩图（见图6-3e、f）图6-3截面2的弯矩 作合成弯矩m图（见图6-3g）截面2的合成弯矩 作扭矩t图（见图6-3h）（5）轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图6-3a所示看出，轴上多个截面存在应力集中，但截面、截面、截面和截面所受载荷较小，可不考虑。截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，也可排除。所以只需对截面和进行安全系数校核。a. 截面的安全系数校核计算应力集中系数：名称根据数值有效应力集中系数查表13-9（a型普通平键）绝

28、对尺寸系数查表13-10（轴径）表面状态系数查表13-11（精车、表面粗糙度表面未强化处理）等效系数查表13-13得；截面的抗弯、抗扭截面模量由轴的直径，键槽宽，键槽深，查表13-14得截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力相等，；安全系数：弯曲安全系数 扭转安全系数综合安全系数 取，合适。b. 截面的安全系数计算应力集中系数有效应力集中系数：截面处有两种应力集中。轴直径变化过渡圆角的应力集中，由，按，查表13-8得。过盈配合处的应力集中，由查表13-9得。由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数

29、。绝对尺寸系数、表面状态系数及等效系数同前。截面上的应力：截面的弯矩为，故，安全系数：弯曲安全系数：扭转安全系数：综合安全系数取，合适。（6）校核键联接的强度因为齿轮处和联轴器处所受扭矩相同，但齿轮处键长较联轴器处短许多，故只需校核齿轮处键联接的强度。键长，工作长度，键高，接触高度挤压强度和剪切强度校核由表4-1查得，故合适。7、 校核所选轴承由前知：输入轴所选轴承为7310c型，由设计手册查得有关数据：。中间轴所选轴承为7307c型，由设计手册查得有关数据：。输出轴所选轴承为7316c型。由设计手册查得有关数据：。由表14-6可知：预期寿命。1. 7310c轴承的校核计算已知：输入轴的轴颈直

30、径，转速，支承a的垂直支反力，水平支反力；支承b的垂直支反力，水平支反力，轴上承受的轴向力，方向如图7-1所示。（1）计算两支承的径向载荷 （2） 计算两支承的轴向载荷 对于7000c型轴承，轴承内部轴向力，其中e为表14-7中的判断系数，其值由的大小确定，但现轴承轴向载荷未知，故先初取进行试算（取常用轴承的近似平均值）。 对于轴承a 对于轴承b ，查表14-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： 两次计算的e值相差不大，因此确定：，。（3） 计算两轴承的当量动载荷 对于轴承a 因 ，查表14-7得： （用插值法） 对于轴承b 因 ，查表14-7得： （用插值法）

31、（4） 计算轴承的基本额定寿命 取、中大者计算，将代入下式 查表14-4，因轴承在正常温度下工作，则； 查表14-5，取减速器载荷系数，球轴承； 则 该轴承满足使用要求。2. 7307c轴承的校核计算已知：中间轴的轴颈直径，转速，支承a的垂直支反力，水平支反力；支承b的垂直支反力，水平支反力，轴上承受的轴向力，方向如图7-2所示。（1）计算两支承的径向载荷 （5） 计算两支承的轴向载荷 对于7000c型轴承，轴承内部轴向力，其中e为表14-7中的判断系数，其值由的大小确定，但现轴承轴向载荷未知，故先初取进行试算（取常用轴承的近似平均值）。 对于轴承a 对于轴承b ，查表14-7得： ，查表14

32、-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： 两次计算的e值相差不大，因此确定：，。（6） 计算两轴承的当量动载荷 对于轴承a 因 ，查表14-7得： （用插入法） 对于轴承b 因 ，查表14-7得： （用插入法） （7） 计算轴承的基本额定寿命 取、中大者计算，将代入下式 查表14-4，因轴承在正常温度下工作，则； 查表14-5，取减速器载荷系数，球轴承； 则 该轴承满足使用要求。3. 7316c轴承的校核计算已知：输出轴的轴颈直径，转速，支承a的垂直支反力，水平支反力；支承b的垂直支反力，水平支反力，轴上不受轴向力。预期寿命。（1）计算两支承的径向载荷已知：输出轴的轴颈直径，转速，支承

33、a的垂直支反力，水平支反力；支承b的垂直支反力，水平支反力。（1）计算两支承的径向载荷 （8） 计算两支承的轴向载荷 对于7000c型轴承，轴承内部轴向力，其中e为表14-7中的判断系数，其值由的大小确定，但现轴承轴向载荷未知，故先初取进行试算（取常用轴承的近似平均值）。 ，查表14-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： ，查表14-7得： 两次计算的e值相差不大，因此确定：，。（9） 计算两轴承的当量动载荷 对于轴承a 因 ，查表14-7得： （用插值法） 对于轴承b 因 ，查表14-7得： （用插值法） （10） 计算轴承的基本额定寿命 取、中大者计算，将代入下式 查表14-4，

34、因轴承在正常温度下工作，则； 查表14-5，取减速器载荷系数，球轴承； 则 该轴承满足使用要求。8 箱体及其附件的结构设计为便于轴系部件的装拆，箱体采用剖分式结构，剖分面取轴的中心线所在平面。下面对箱体进行具体设计：1. 减速器的组成结构（1）通用零件传动件：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮等，传动件决定减速器的技术特性。轴：传动件装在轴上以实现运动和功率的传递，减速器普遍采用阶梯轴，传动件与轴多以平键连接。轴承：轴承是支撑轴的部分，在减速器中广泛采用滚动球轴承。密封装置：在输入输出轴外伸处，为防止灰尘，水质及其他杂质侵入轴承，以及防止润滑剂外漏，须在轴承盖孔中设置密封装置，密封装置可分为接触式密封

35、装置和非接触式密封式装置（油沟密封等）两类。本设计采用接触式密封中性能较好的橡胶油封。 （2）箱体减速器箱体是用以支持和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度、良好润滑剂及密封的重要零件箱体重量约占减速器重量的一半。（3） 附件为了使减速器具备完善的性能，如注油、排油、通气、吊运、检查油面高度等，在减速器上常需要设置某些装置和零件，这些统称为减速器附件，他们主要包括窥视孔盖、通气器、油标、放油螺塞、定位销、起盖螺钉、起吊装置、轴承盖等。2. 箱体的材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。3. 减速器附件的设计(1)窥视孔和窥视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可以用来注入润滑油，故窥视孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小 应便于检查操作，箱盖上放盖板的便面应设置一个高度为3-6mm的凸台。主要数据及简图如下：aba1/a2螺钉1159075/95dl个数b1/b2hrm815450/70310(2)通气孔减速器工作时，由于摩擦发热，箱体内的温度升高，气压增大，易导致润滑油从缝隙处向箱外渗漏，为使箱体内外气压较为一致，通常在箱体顶部或窥视孔盖上设计通气器，是箱体内的热气自由溢出，达到箱体内外气压相等，从而保证起密封性能。通气孔的形式很多，简易的通气孔用带孔螺钉制成，用于比较清洁的