机械设计课程设计二级减速器

1、机械设计基础课程设计计算说明书系 专业 班设计者指导老师2011 年 5 月一21一日目 录一、设计任务书 二、电动机的选择(3)三、计算传动装置的运动和动力参数(4)四、传动件设计(齿轮) (6)五、轴的设计(10)六、滚动轴承校核 (17)七、连接设计(19)八、减速器润滑及密封 (19)九、箱体及其附件结构设计(20)十、设计总结(22)十一、参考资料(23)-3 -设计任务书一、设计任务书设计题目4:带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1、系统简图滚筒联轴器减速器输送带2、工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期 限5年，输送带速度容许误差为 。3

2、、原始数据已知条件题号D1D2D3D4D5D6输送带拉力 F (N)31.6 1031.8 1032刈032.2 1032.4 1032.6 10输送带速度 v(m/s)1.01.10.90.91.21.0滚筒直径D(mm)400350300300300300注：小组成员按次序选题，本设计所选题号为D5。4、传动方案的分析带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器，再经联轴器将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统中采用两级 展开式圆柱齿轮减速器， 其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。设计内容计算及说明结 果电

3、动机的选择二、电动机的选择1、类型选择电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列封闭式三相异步电动机。2、功率选择(1)工作机主轴所需功率 PWFv l"w1000式中，f =1.6x103N，v=1.0m/s,代入上式得：, - 一 3 ,一c 1.6号0 勺.0 ，咒=kW = 1.6kW :1000(2) 电动机所需功率Pd电动机所需功率为：Pd =卫兰d n从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为n _n2n4 n2 n一 联轴器轴承齿轮卷筒查2表 11-9 :联轴器传动效率(2个)n联轴器=0.99轴承传动效率 (4对)"轴承=0.98,齿轮传动效率(8级2

4、对)n齿轮=0.97 ,滚筒传动效率(1个)听卷筒=0.96 ,242贝U： n=0.99 X0.98 K0.97 乂0.96=0.817 ,P 1.6Pd w 1.96kW ；n 0.817(3) 电动机额定功率Pm选取电动机额定功率 R，使Pm =(1L 1.3)Pd ,查2表 20-5 取 Pm =2.2kw；PW =1.6kW听=0.817Pd =1.96kWPm = 2.2kW计算及说明结 果3、电动机转速选择根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为：nw = 48 r mini'= 840nw =384L 1920 r min_60x1000v _60妇000妇.0 _.w W

5、400冗/，查2推荐二级圆柱齿轮减速器传动比为：i'=8 40；故电动机转速为：nm =i' nw =(8 L 40) 48 =(384 L 1920) r min3、电动机型号选择符合这一范围的转速有：750r/min、1000 rj min、1500 r/min三种，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选用同步转速为1000rmin的电动机作为原动机。根据电动机类型、容量和转速，查 2表20-5,选定电动机型号为Y126M-6的电动机。主要性能如下表：型号额定功率kW满载时额定转速N m质量kg转速ndr/min电流A(380V)效率%功率因数Y112M-

6、62.29405.680.50.742.045-# -计算三、计算传动装置的运动和动力参数-25 -传动装置的运动和动力参数1、传动装置的总传动比：根据电动机的满载转速nm和滚筒转速nw可算出传动装置总传动比为:nm 940'总nw48= 19.58 ;2、二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比：(1) 高速级的传动比为：i1 = l.4i 总=1.4 19.58=5.24(2) 低速级的传动比为：i2i总 i119.585.24= 3.743、计算传动装置各轴的运动和动力参数：(1)各轴的转速：1 轴 n1 = nm =940r/mini 总=19.58i1 =5.24i2 = 3.74

7、各轴转速n1 = 940 r minn2 = 179.4 r minn3 = 48r minn卷筒=48 r min各轴功率R =1.94kWP2 =1.84kWP3 =1.75kWP卷筒=1.70kW各轴转矩Td =19.9N m2 轴n2 =也二"940 =179.4 r/min ,11 5.243 轴n3 =& 二1794 =48r/min ,12 3.74卷筒n卷筒=必=48r min(2)各轴的输出功率：1 轴 R=R 联轴器=1.96 x 0.99 = 1.94kW ,2 轴P2 =R m轴承 齿轮二1.94X0.98X0.97=1.84kW ,3 轴F3=P2m

8、轴承 七轮二1.8U 0.98乂 0.97=1.75 kW ,卷筒P卷筒=P3 %承片联轴器=1.75x0.98X0.99=1.70kW ;(3)各轴转矩0 轴Td =9550由= 9550x196 = 19.9N m0nd940巳1.941 轴Ti = 9550 = 9550 x=19.7N m,n1940P 1.842 轴T2 = 9550 = 9550乂= 98.2N m,n2179.4-八P3八 -1.753 轴T3 =9550- = 9550 x= 349.1N m,n348PU1.70卷筒R筒=9550上=9550 =338.7N m ；n卷筒48'由以上数据得各轴运动及动

9、力参数表：T1 =19.7 N mT2 =98.2N mT3 = 349.1N mT卷筒=338.7 N -m轴名功率P/kW转矩T/(N m)转速 n/(r min)电机轴1.9619.99401轴1.9419.79402轴1.8498.217943轴1.75349.148卷筒轴1.70338.748设计内容计算及说明结果一件设计（齿轮）四、传动零件设计（齿轮）1、高速级齿轮传动设计（1）选择材料及确定许用应力因为传递功率/、大， 转速不局，大小齿轮都米用45钢。大齿 轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮45钢调质，齿面硬度 197286HBS, oHlim1 =585MPa ,0

10、E1 =445MPa大齿轮 45钢正火处理，齿面硬度 156217HBS ,uHlim2 =375MPa , uFE2=310MPa由表 11-5，取 SH =1.1 ,& =1.25,bH1 _ Hlim1 _ 585 _532MPaSh1.1LH2】= Hlim2 =375 =341MPaSh1.1岳fi 】=圣1 =虫5 =356MPaSf 1.25后 H1=532MPa有 H2】=341MPan】=356MPaEL"2 =31° = 248MPaSF1.25（2）按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。di_32KTi U （ZeZh）2J d U 。H确定

11、公式中的各计算数值：1）查1表11-3,选择载荷系数 K =1.5 ;4 .2）小齿轮的转矩：T =Ti =1.97 乂10 N，mm;3）查1表11-6,选择齿宽系数 % =0.8;4）齿数比 u =h =5.24 ；5）由1表11-4，选择弹性系数Ze =188;6）对于标准齿轮，区域系数 Zh =2.5；小齿轮分度圆直径:d1-MWl<FJ - 248MPad 一 55.1mm_ J21.5¥.97三 104 x 5.24 + 1 18斐 2.5 20.8一5.24 ( 341=55.1mm齿数取 乙=32,则 Z2 =iZ1 =5.2432 = 168设计模数m = =

12、匹业=1.72 Zi32（3）验算轮齿弯曲强度查1有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）:3 2KT YFaYSam 兰 J "dZ1匚 f确定公式中的各计算数值：1）查1图11-8,取齿形系数YFa1 =2.56;2）查1图11-9,取应力集中系数 YSa1=1.63;3）查1表11-5,取安全系数Sf =1.25,则:m、/2KYf9 1Ysa1m 32V © d Z1f m 芝1.07mm_ 3fex 1.5 x 1.97 x104 2.56 x1.63-V 0.8 x 322248=1.07mm设计内容计算及说明结果一(4) 决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强

13、度设计结果的比较，以相对基准，并按1表4-1取标准模数 m = 2mm。(5) 几何尺寸计算1) 分度圆直径：d1 =mz = 2尺32 =64mm ,d2 =mz2 =2>d68 = 336mm ;2) 齿轮齿宽：b =0dd =0.8乂64 =51.2mm ,取 b2 =55mm , b1=60mm；上、昨d+d264 +3364)中心距:a= 200mm22(6)齿轮的圆周速度dm3.14乂64尺940，v-一 3.15m/s60100060000对照1表11-2可知选用8级精度是合宜的。2、低速级齿轮传动设计(1)选择材料及确定许用应力因为传递功率/、大， 转速不局，大小齿轮都米

14、用45钢。大齿 轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮45钢调质，齿面硬度 197286HBS, oHlim1 =585MPa ,fei =445MPa大齿轮 45钢正火处理，齿面硬度 156217HBS ,Hlim2 =375MPa , bFE2=310MPa由表 11-5,取 Sh =1.1 ,Sf =1.25,m = 2mmzi =32z2 =168d1 = 64mmd2 = 336 mmb1 = 55mmb2 = 60mma = 200mm二 H lim1_ 585SH1.1H lim2_ 375Sh1.1-FE1 _445 _SF1.25=532MPaH 2k- H 1 I

15、= 341MPa356MPa后 = Z=2!£ = 248MPaSF1.25成hi I - 532MPakHJ- 341MPal<FJ - 356MPak，F21 = 248MPa（2）按齿面接触强度设计查1公式（11-3）有小齿轮最小 d1设计依据:3 .2 KT u 1 d-ZeZhd u确定公式中的各计算数值：1）查1表11-3,选择载荷系数 K =1.5 ;4 .2）小齿轮的转矩：T =T2 =9.82尺10 N.mm；3）查1表11-6,选择齿宽系数 也=0.8;4）齿数比 u =i2 =3.74 ；5）由1表11-4，选择弹性系数 Ze =188；6）对于标准齿轮，

16、区域系数 Zh =2.5；小齿轮分度圆直径:2KT u 1 ZeZh 2d1 一3"' u(、)=3；2 1.59.82104 3.741 (1882.5)2V0.83.74341=96.1 mm齿数取 z1 =32，则 z2 =i2z1 =3.7 32 =120设计模数： m = 虫 =96.1 = 3mm z132(3)按轮齿弯曲强度设计d1 -96.1mm以相对大者m - 0.92mmd = 96mmd2 = 360 mmb1 = 85mmb2 = 80mma = 228mm查1有轮齿弯曲强度验算公式(11-6):3 "z；5确定公式中的各计算数值：1) 查1

17、图11-8,取齿形系数YFa2=2.15；2) 查1图11-9,取应力集中系数 Ysa2=1.83;计算：3 2KT1 YFa Ysam占 J厂 Lz；E3 _ /2 x 1.5 x 9.82 乂 10 4 2.56 乂 1.63一 ？0.832 2248=0.92 mm4)决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较,为基准，并按1表4-1取标准模数m = 3mm。(5)几何尺寸计算1)分度圆直径：d1 = mz1 =3尺 32 = 96mm , d2 =mz2 =3勺20 =360mm;2) 齿轮齿宽：b=dd1 =0.896 = 76.8mm,取 b2 =80mm , b

18、1=85mm；3) 中心距：a = 4 = 0 = 228mm；22(6)齿轮的圆周速度dn 3.14 96 179.4v0.9m/s60 100060000对照1表11-2可知选用8级精度是合宜的。3、传动齿轮主要参数表高速级低速级齿数z3216832120中心距a(mm)200228模数m(mm)23齿苑b(mm)60558580分度圆直径d(mm)6433696360设计内容计算及说明结 果轴的设计轴的设计（在本次设计中为减轻设计负担，只进行局速轴的强度校核）一.高速轴1的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为 45号钢，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由 1表1

19、4-2,取常数C =110 ,由1公式（14-2），轴的最小直径满足：IP 八 IpTJ1.94dmin 占 15mmdmin =C；/ = C3 一 =110=14mm ;V nV n1 940该段轴上有一键槽将计算值加大3%,取dmin =15mm此轴的最小直径dmin即安装在联轴器处轴的最小直径d1min ,为了使所选的轴的直径du与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。3、选择联轴器根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性注销联轴器。查1表17-1,取K a =1.5，则计算转矩：Tc =KT =1.519.7 =29.55 N m ；Tc =29.55N m按照Tc及电动机轴尺

20、寸等限制条件，查 3表13-1，选用HL2型选用HL2型弹性弹性柱销联轴器。其公称转矩Tn =315Nm ,半联轴器的孔径 d =20Ll32mm ,可满足电动机的轴径（）要求.取后确正减速命局速轴外伸直径d1min 20 mm。柱销联轴器dmin =20mm4、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数取少。在局速转时也可承受纯的轴向力，工作中谷许一 7E的内外圈轴线偏斜量，坷生产价格最低等因素，根据1表16-2选用深沟球轴承。又根选用6005深沟球据设计尺寸 du=33mm，由2表18-2选用轴承型号为6005,其d =25mm , B =12mm。5、高速轴1的

21、结构设计（1）拟定轴的结构方案如图（米用齿轮轴设计）：轴承56.8082122121060961230521 II IilV'vVi Vii'vi IIIX设计内容计算及说明结 果（2）各轴段直径与长度的确定1）由所选半联轴器的孔径d = 20U 32mm ,取高速轴最小直径dimin = 20mm ;半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=52mm , VIII-IX断的长度应比L略短一些，现取 LV川顼=50mm ；7）为满足半联轴器的轴向定位要求，I - n轴段右端要求制出一轴肩， 故取VII-VIII段的直径dvIIMI =22mm ;轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承

22、端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑 脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为15mm。故取lvii jviii =3°mm。3）根据所选轴承尺寸确定di=dVi _vii = 25mm ,Li=Lvi m =12mm ；4）为满足轴承的轴向定位要求，取dll=10mm,综合中间轴设计取Liv & =5mm ；5）轴的齿轮段直径dillV =60mm，长度Lv顼=95mm ;至此已初步确定各轴段的直径与长度。（3）轴上零件的周向固定1）半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，配合选H7/k6。按 dV|ii_|X - 20mm，由1表 10-9 查得平键的截面

23、b - 6mm , h 6mm,根据该轴段长度，取 L-45mm。dmin =20mmLviii jx =50mmdvii _viii = 22mmLvii nil =30mmdi=弟顷=25mmLi=4 =12mmdn 顼=10mmd v=50mmdlllv = 60mmLv 顼=95mm键 6 X 6 X 45GB/T1069-1979四、滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。倒角01.2(4)轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角 01.2,各轴肩处的圆角半径见齿轮轴零 件图。设计内容计算及说明6、轴的受力分析首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定

24、轴的支点位置，对与轴 承6207,由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为 简支梁的轴的支撑跨距为 266.5mm。计算轴齿轮上的圆周力:l 2Ti223640 Ft=945.6NFt = 945.6N ,di50F=344.2N径向力：F=Fttana =945.6xtan2O0=344.2N根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。EC DA+1掘硒185垂直而水平面r8FF N"rfiTTrnrrnT -My Fmv"FtF NH1_-TmniTuirnrF NHS L7-1"Ti7、判断危险截面从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是危险截

25、面。现将C截面处的M h、Mv及M的值列于下表:载荷水平面H垂直面V支反力Fnh1 =260.3NFNH2 =685.3NFnv1 =94.8NFnv2 =249.4N弯矩M h =33579N .mmMv =12221N mm总弯矩M =35734N mm扭矩T1=23640N mm8、轴的弯扭合成强度校核进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面(即危险截面C)的强度。殳计内容计算及说明结 果根据4公式15-5及4表15-4中轴的抗弯截面系数的计算公式，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6,轴的计算应力：<M2 +(")2aCa =W. ，_J3

26、57342 +(0.6乂23640)2 _3 1Mpa之前已选定轴的材料为45号调制钢，由4表15-1查得许用弯曲应力fer = 60MPa。因此uca < G,故安全。B中间轴2的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为 45号钢，调质处理。2、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由 1表14-2，取常数C =116 ,由 1公式(14-2)，轴的最小直径满足：VT3叵=2.305dmin 芝 C d = C J=116 x J = 25 .92 mm ;nv 206.53、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数取少。在局速转时也可承受纯的轴向力， 工

27、作中谷许一 7E的内外圈轴线偏 斜量，坷生产价格最低等因素，根据 1表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取du 30mm A dmin,由2表18-2选用轴承型号为6206,其 d =30mm , B=16mm。5、中间轴2的结构设计(1)拟定轴的结构方案如图：。ca = 3.1 MPadmM 25.92mm选用6206深沟球 轴承设计内容结 果由项=dw-v =36mm、项=61mmL = 36mm d j = 43mmL 顼=15mm键 10x 8x 50GB/T 1069-1979键 10X 8X 28GB/T 1069-1979倒角01.2di 顼=dv 项=30mmLj = Lv

28、 -用=40mm（2）各轴段直径与长度的确定1）根据所选轴承的直径d =30mm ,取中间轴最小直径d顼=dv_用=30mm ;综合壁厚及箱体尺寸等因素，现取Li 岌=Lv -用=40mm;计算及说明2）为满足齿轮的轴向定位要求，I - n轴段右端及v - Vi轴段左端要求制出 一轴肩，故取du项=d N_v =36mm 。根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取 蚓顼=61mm , L=36mm ；3）为满足齿轮的轴向定位要求，取d m顼=43mm。根据齿轮间间隙推荐值，取Lm项=15mm ；至此已初步确定各轴段的直径与长度。1）轴上零件的周向固定1）齿轮与轴的周向定位采用平键联接。II

29、 - m段平键，按 du顼=36 mm，由1表10-9查得平键的截面b=10mm, h=8mm，由该轴段长度取 L=50mm。IV - V段平键，按 dw-v =36 mm，由1表10-9查得平键的截面b=10mm, h=8mm，由该轴段长度取 L=28mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。2）滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公 差为m6。（4）轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角01,各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。C低速轴3的设计1、选择材料及热处理方式选取轴的材料为 40Cr,调质处理。2、初估轴径 按扭

30、转强度法估算高速轴的直径，由 1表14-2，取常数C =100 ,由dmin 二 32.7mm1式(14-2),轴的最小直径满足： 333.PP32.236城2。代=C,r =100乂|- = 32.7mm ;此轴的最小直径dmin即安装在联轴器处轴的最小直径du ,为了使所选的轴的直径di岌与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选取联轴器的 型号。计算及说明3、选择联轴器查1表17-1,取Ka=1.5，则计算转矩:Tc =KaT3 =1.5355.9=533.85 N m ;选用HL3型弹性柱 销联轴器按照Tc Tn及电动机轴尺寸等限制条件，查 3表13-1，选用HL3型弹性柱销联轴器。其公称转

31、矩Tn = 630 N -m ,半联轴器的孔径d =30 42mm，故取低速轴3最小直径dm = 35mm a dmin。4、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏选用6209深沟球 轴承斜量，大量生产价格最低等因素，根据 1表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸du顼=42mm，由2表18-2选用轴承型号为6209,其d =45mm , B=19mm。5、低速轴3的结构设计 (1)拟定轴的结构方案如图:（2）各轴段直径与长度的确定1）由所选半联轴器的孔径d = 30 42mm ,取低速轴最小直径

32、di =35mm ;半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L = 82mm , I-n断的长度应比L略短一些，现取 J=80mm;2）为满足半联轴器的轴向定位要求， I - n轴段右端要求制出一轴肩， 故取 n - m段的直径du项=42mm ;轴承端盖的总宽度为 15mm（由减速器 和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。故取邕=40mm。山顼=35mmLi=80mmdn_m = 42mmLu 顼=40mm设计内容计算及说明结 果3）根据所选轴承直径尺寸确定d顼=d皿-皿=45mm ,取d=dm 皿=45mmLm 顼=19mm，L

33、皿-皿=45mm ;Lm 顼=19mm4）为满足轴承的轴向定位要求，取d j = 50mm ,综合中间轴设计取Lw-皿=45mmL =68mm ;dw=50mm5）为满 足齿轮的 轴向定位 要求，取 该段直 径dv顼=60mm，长 度Ln=68mmLv 顼=10mm ;dv顼=60mm6）根据齿轮几何尺寸，VI -皿 段直径d v顼=50 mm ,长度取Lv 顼=10mmLv 顼=56mm ;dv 顼=50mm至此已初步确定各轴段的直径与长度。Lv 顼=56 mm（4）轴上零件的周向固定1）齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d顼=35mm ,由1表10-9查得平键的截面b=10mm

34、 ,键 10X 8x 70GB/Th 8mm，根据该轴段长度，取 L 一 70 mm。1069-1979同理按dw顼=50mm,由1表10-9查得平键的截面 b = 14mm,键 14 X 9X 45GB/Th -9mm，根据该轴段长度，取 L - 45 mm。1069-1979同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。2）半联轴器与轴得配合选H7/k6。五、滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）轴上倒角与圆角根据4表15-2,取轴端倒角 01.6,各轴肩处的圆角半径见低速轴零 件图。倒角01.6设计内容计算及说明结

35、 果滚动轴承校核滚动轴承校核（本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上轴承的校核）根要求对所选的在局速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为6207,其基本额定动载荷C= 25500 N ,基本额定静载荷C0=15200N。前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：Fnh1 =260.3N , Fnv1 =94.8N ,Fnh2 =685.3N , Fnv2 =249.4N ；由上可知轴承2所受的载荷大于轴承1 ,所以只需对轴承2进行校核， 如果轴承2洒足要求，轴承 1也必满足要求。1、求比值对于深沟球轴承所受径向力：F=685 .32 十249 .42 N =731 .3N所受的轴向力：F

36、a=0N,根据4表13-5,深沟球轴承的最小 e值为0.19,故此时 旦e。f2、计算当量动载荷 P根据4式（13-8a）, P = fp（XF+YFa）,按照4表 13-5 , X=1 , Y=0 ,Fr = 731 .3NFa=°N按照4表 13-6, fp =1.0 1.2，取 fp = 1.1。则：P = fp(XFr +YFa)= 1.1 x(1 x731.3 )=804.43N3、验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：Lh' = 5x365x8h =14600 h ；所选轴承6207基本额定寿命，根据4式(13-5)有：10 6 , C r、# L h = ( )

37、 & =60 n1 P 1 ；10 6( 25500、3c ux ( )= 553010 h 60 乂 9 60804 .43则Lh'=14600h <Lh =553010 h，故所选的轴承 6207满足要求。P = 804.43NLh'=14600hLh = 553010设计内容计算及说明结果连接设计连接设计（本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上键的校核）1、选择键连接的类型和尺寸本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键（A型）联接。按d顷=30mm ,由1表10-9查得平键的截面尺寸b=8mm,h=7mm，由该轴段长度取 L=70mm。2、校核键联

38、接的强度由1式（10-26）有平键连接的挤压强度条件：a =包】；p dhlp1）键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由1表10-10查得许用挤压应力op =100120MPa，取op = 110MPa ；2）键的工作长度l=Lb=70 8 = 62mm,则由上式得：op =但=423640 =7.9MPa < bp 】=110MPa ；p dhl 30762p故所选的平键满足强度要求。键的标记为：键 8X 7X 70GB/T 1069-1979。膈= 110MPa Jp J0- < b pp减速器润滑及密封减速器润滑及密封1、齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不

39、大，计算它们的速度：2血1 ,2丸x 960 v1 =d 1 =k 0.05 = 5.024 m s，60602叭.2兀尺60 ,V2 =d? =X 0.258 = 1.6 m/s ;6060V2 <Vi <12mjs，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查 2表19-1,选用全损耗系统用油(GB/T 433-1989 )，代号为L-AN32。2、滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表19-2,选用钙基润滑脂(GB/T 491-1987 )，代号为 L-XAMHA1 。3、减速器的密封为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。

40、全损耗系统用油(GB/T 433-1989), 代号为L-AN32钙基润滑脂(GB/T 491-1987),代号为 L-XAMHA1设计内容计算及说明结果箱体及其附件结构设计箱体及其附件结构设计A箱体的结构设计箱体米用剖分式结构，剖分面通过轴心。卜面对箱体进行具体设计。1、确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚B。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2、合理设计肋板；在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3、合理选择材料；因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，

41、且减速器的 受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。4、由2表6-5设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。B附件的结构设计1、检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，切用来注入润滑油， 检查要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。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。2、放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面 处加封油圈密封。3、油标油标用来指示油面局度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。

42、4、通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。 将通气器设置在检查孔上， 其里面还有过滤网出减少灰尘进入。5、起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸 缘卜面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。6、起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设 2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先 拧动此螺钉顶起箱盖。7、定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的 加工精度与装配精度。设计内容计算及说明结 果减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数值(mm)箱座壁厚S =0.025a+3 > 810箱盖壁厚8 1=0.

43、02a+3 > 88箱体凸缘厚度箱座b=1.5 S15箱盖bi=1.5 S12箱座底b2=2.5 S25加强肋厚箱座n 0.85 88.5箱盖m 0.85 88.5地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.72 d fM16箱盖和箱座联接螺栓直径d2=0.6 d fM12轴承盖螺钉直径和数目高速轴d3 =0.4-0.5 d fM8n=4中间轴M8低速轴Mi0轴承盖外径D2高速轴D=D+5di22中间轴ii2低速轴i35观察孔盖螺钉直径d4=0.4 d fM8df、 di、 d2至箱外壁距离dfC26di22d2i8df、 di、 d2至凸缘边缘的距离dfG24di20d2i6大齿轮齿顶圆与内壁距离 i>1.2 Si