绞车二级减速器设计

1、题 目 院 系 专 业 姓 名 学 号 学习年限 指导教师*机械设计专业毕业设计二级斜齿轮减速器设计机械学院机械设计*2008. 9 月至 2011.7 月*2011年6月15日晋中学院机械设计专业毕业设计一、毕业设计题目设计“绞车传动装置”（含展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器）二、设计要求1、减速器二维装配图1张（A1）;2、主要零件工作图2张（如低速轴及大齿轮，A3）;3、毕业设计计算说明书1份，约60008000字。三、毕业设计目的机械毕业设计是机械工程类专业学生完成本专业教学计划的最后一个极为重要的实践性教学环节，是使学生综合运用所学过的基本理论、基本知识与基本 技能去解决专业范围内的工程

2、技术问题而进行的一次基本训练。 这对学生即将从 事的相关技术工作和未来事业的开拓都具有一定意义。其主要目的：1、培养学生综合分析和解决本专业的一般工程技术问题的独立工作能力， 拓宽和深化学生的知识。2、培养学生树立正确的设计思想，设计构思和创新思维，掌握工程设计的一般程序规范和方法。3、培养学生树立正确的设计思想和使用技术资料、国家标准等手册、图册 工具书进行设计计算，数据处理，编写技术文件等方面的工作能力。4、培养学生进行调查研究，面向实际，面向生产，向工人和技术人员学习 的基本工作态度，工作作风和工作方法。5、通过实习，是否发现了学校专业教学中存在问题？什么问题？有何建议？四、毕业设计的内

3、容及步骤1. 设计准备2. 机械传动装置总体设计3. 各级传动零件的主体设计4. 装配草图的设计绘制5. 装配工作图的绘制和总成6. 零件工作图的设计和绘制7. 编写设计计算说明书8. 总结和答辩。1电动机2、4联轴器3 减速器5绞车卷筒工作条件与技术要求：1、该传动装置用于矿山卷筒绞车的传动系统中。2、绞车三班制间断工作，工作时间百分率为 40%，机器使用年限为10年,3、工作中有中等冲击，允许速度误差为土 5%原始数据:卷筒拉力（KN : 4.8绳速（m/s）: 1.25 卷筒直径（mrj）： 500 卷筒宽度（mr）i： 60047目录第 1 章传动方案的拟定 41.1 方案的特点及应用

4、 41.2 设计的主要技术参数工作条件与技术要求 4第2章电动机的选择及动力参数的计算 52.1 电动机类型522选择电动机功率 52.3 确定电动机转速 5第3章确定传动装置的总传动比和分配传动比 73.1 总传动比73.2 分配传动装置传动比 73.3 计算传动装置的运动和动力参数 7第4章传动零件的计算84.1 高速级齿轮传动的设计计算 84.2 低速级齿轮传动的设计计算 12第5章轴的设计与计算 155.1 第一根轴的设计 155.2 第二根轴的设计195.3 第三根轴设计计算 22第6章滚动轴承的选择和计算 236.1 第一根轴上的轴承的选择 236.2 第二根轴上的轴承的选择 24

5、第7章联轴器的选择257.1 电动机与第一根轴连接处联轴器的选择 257.2 第三根轴与绞筒连接处联轴器的选择 26第8章键连接的选择和计算 27第9章减速器机体结构尺寸 28第10章减速器的润滑与密封 3010.1 齿轮传动的润滑 3010.2 润滑油牌号及油量计算 3010.3 轴承的润滑与密封 3110.4 减速器的密封 31设计小结32参考书目33第1章传动方案的拟定1.1方案的特点及应用结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此要求有较大的刚度。高速级 齿轮布置在远离转矩输入端。这样，轴在转矩作用下产生的弯曲变形可以部分相 互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。 用于载荷比较平稳

6、的场合。高速 级一般做成斜齿。传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点：齿轮相对于轴 承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度，其传动方案如下：图1.1方案简图1.2 设计的主要技术参数工作条件与技术要求1 、该传动装置用于矿山卷筒绞车的传动系统中。2 、绞车三班制工作，工作时间百分率为 40%机器使用年限为10年3 、工作中有中等冲击，允许速度误差为5%卷筒拉力(KN绳速(m/s)卷筒直径(mm)卷筒宽度(mm)4.81.25500600表1.2.1 主要参数第2章电动机的选择及动力参数的计算2.1 电动机类型按已知的工作要求和条件，选用 丫型全封闭笼型三相异步电动机2.2

7、选择电动机功率工作机所需的电动机输入功率为Fv1000 w所以Fv1000 W由电动机至工作机之间的总功率（包括工作机效率）为工式屮:1、2、35联轴器、齿轮传动的轴承、齿轮传动、卷筒轴的轴承以及轴筒的效率。取i =0.97、2=0.99、3 =0.97、4=0.98、5=0.96，0.972 0.993 0.97 0.98 0.96 0.83所以1000_ =4800 1.25 =7.3 KWW 1000 0.832.3 确定电动机转速60 1000vw卷筒的工作转速为4800 1.25 r min 47.8r min 1000 0.83按推荐合理传动比范围，取齿轮传动比i =35,则合理总

8、传动比的范围为i 925,故电动机的转速范围可选为 nd i nw (9 25) 76.4r minnd (430 1195) r min符合这一范围内转速有 750r min、1000r min，再根据内容计算出容量, 由附录8表8.1查出有两种电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况如下表。万案电动机型号额定功率巳KW电动机转速(r/min )传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比齿轮1Y160L-87.575072015.0615.062YL160M-67.5100097020.2920.29表2.3.1电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸重量以及减速器传动比比较两个方案可知，方案

9、一电动机转速低于方案二，传动比比较适中，因此，选定电动机的型号为丫160L-8，所选电动机的额定功率Ped=7.5KW满载荷转速nm 720 r min，总传动比适中，传动装置结构紧凑，所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下图 所示。中心高H外型尺寸LX( AC/2+AD X HD底脚安装尺寸AX B地脚螺栓孔直径D轴伸尺寸DX E装键部位尺寸FXGD160645 417 385254 2541542 X 11012X 31表2.3.2 电动机主要尺寸第3章 确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1 总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为nmla =n由

10、传动方案可知，传动装置的总传动比ia等于各级传动比l1,l2,l3,.ln的乘积,单级传动比常用值为35，最大值为10。3.2 分配传动装置传动比la = ll X l2式中li,l2分别为第一二级斜齿轮的传动比，两级展开式斜齿轮减数器l1. (1.31.5)la18.252 . 21.06 4.27 4.59根据各原则，查图得高速级传动比为l1 = 4.5,贝U第二级斜齿轮传动比为:l2Q 15.06l14.43.3 计算传动装置的运动和动力参数3.3.1各轴转速：I轴n nmn=720 r mlnII轴nnm720 “门 / .n160 r minl1h4.53III轴nnm72160”/

11、n47.76r. mini2 h i23.35卷筒轴nw n47.76 rm in3.3.2各轴的输入功率I轴PFd01 7.3 0.97 7.1KWII轴P2 2P 12 P 137.1 0.992 0.97 6.8KWIII轴23236.8 0.9920.97 0.976.3KW卷筒轴Pw P 34 P 4 5 6.3 0.98 0.96 6.0KW3.3.3 各轴输入转矩计算电动机的输入转矩TdPd7.3Td95509550 -N m92.5N mnm750I轴T Td0192.5 192.5NmII轴TT i1 12T i12392.54.5 0.95395.4N mIII轴TTi22

12、3Ti2123395.4 3.35 0.921218.6N m卷筒轴T wTi334Ti3451218.61 0.98 0.961146.5N m运动和动力参数的计算结果列下表参数轴名电动机轴I轴II轴III轴卷筒轴转速 n(i/min )输入功率P/KW输入转矩T/(N m)72072016047.7647.767.57.16.86.36.092.592.5395.41218.61146.5传动比i效率14.53.3510.970.950.920.94第4章传动零件的计算4.1高速级齿轮传动的设计计算4.1.1 选择齿轮材料及精度等级小齿轮用45钢调质，硬度为220250HBS大齿轮用45钢

13、正火，硬度为 170210HBS因为该装置用于矿山绞筒绞车传动系统中，由表 10.21选9级精 度等级。4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为刚质齿轮，可用式（10.36 ）求出a值，确定有关参数与系数。1）转矩T1T1 9.55 106 9.55 106 4n m 9.42 104N mn17202）载荷系数K查表 10.11 取 K=1.13）齿数Z1、螺旋角和齿宽系数d =1.1因为是软齿面传动，取Z1 =25,则z2 = iz1 =25 4.5=113初选螺旋角14。当量齿数Zv1Z13 cos2527.35cos 1427Zv2Z23 cos半 123.6cos 14124由

14、表10.13查得齿形系数Yf1 2.59,Yf22.15由表10.14查得应力修正系数YS1 1.6，YF2 1.81由表10.20选取 d=0.8a4）许用接触应力h由图10.24查得H lim1 560MPa， Hiim2 530 MPa。由表10.10查得Sh 1.N1 60njLh 60 720 1 (10 365 24 40%)1.51 109N2 Ni /I 1.51 109/4.53.4 108123.17Zeh1.1 9.42 104 5.50.8 4.523.17 189.856056.7 mmd1 56.7 m乙 252.27mm由表10.3取标准模数mn 2.5mm5）确

15、定中心距以及螺旋角6）传动中心距为mn Z1 Z22cos2525 113 mm 177.8mm2cos14取=178mm确定螺旋角为arccos2.5 25 113135022 178此值与初选相差不大,故不比重计算4.1.3 计算主要尺寸1）分度圆直径dd1mnZ12.525d2cosmnZ2coscos 13 50 22.5 113cos13 50 264.4mm291.2mm查图 10.27 得，Znti 1,Znt2 1.05由式（10.13）可得H 1ZNT1 Hlim11 560560MPaSh1ZnT2 H lim 21.01530H 2561MPaSh12）齿宽bbd1 0.

16、8 64.4mm 51.52mm取 b2 55mm , b1 60mm3）齿数比uu i 4.54.1.4 按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10.37）得出F,如F F ,则校核合格确定有关系数1）许用弯曲应力F由图 10.25查得 Fiim1 210MPa， Fiim2 190MPa由表10.10查得SF 1.3由图 10.26 查得 YnYnT2 1由式（10.14）可得Ynt1 Flim1 Zl°MPa 162MPa 1 SF 1.3Flim 2190Sf1.3MPa146MPa故F11.6KT1Y YFV S1bmnd11.6 1.1 9.42 10460 2.5 652.59

17、1.6 76MPa 162MPaF21.6 1.1 9.42 10455 2.5 2912.15 1.8 16MPa146MPa齿根弯曲强度校核合格4.1.5 验算齿轮的圆周速度vdn60 100064.4 72060 10002.43m s由表10.22可知，选9级精度是合适的4.2低速级齿轮传动的设计计算4.2.1 选择齿轮材料及精度等级齿轮材料及精度等级同第一级斜齿轮，小齿轮用45钢调质，大齿轮用45钢正火，选9级精度等级。4.2.2按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为刚质齿轮，可用式（10.36 ）求出d1值，确定有关参数与系数。1）转矩T,T19.55 1069.55 106空N m1

18、6054.06 10 N m2）载荷系数K=1.13）齿数乙、螺旋角和齿宽系数因为是软齿面传动，取Z! =30，则z2 = iz-! =30 3.35=101初选螺旋角15当量齿数Zv1Z13 cos3033.3cos 1534齿形系数YF1Z23 cos2.46笊2应力修正系数丫引1.66，単 112.2cos3152.14Yf2 1.88113选取d =0.8d14）许用接触应力h 由图10.24查得Hlim1 560MPa， Hlim2 530MPa。可得由表10.10查得ShNi 60njLhN2查图 10.27 得，Zntih11.60 160 1 (10 365 24 40%)3.

19、36 1088 8NI /I 3.36 10 /3.35101.05,Znt2 1.15ZNT1 Hlim1Shd1 3'KT1 u 1取标准模数mn5）确定中心距传动中心距取=205mm确定螺旋角为此值与初选1.05 560 588MPaZNT2 H lim 2SH竺 530610MPa3.17Zeh2.5mm1.1 4.06 1054.350.8 3.3523.17 189.858890.5mm以及螺旋角mi w Z22 cosarccos190.5 c3mm30臣如 mm 204.7mm2cos15Z2arccosg 15 56 42 205相差不大，故不比重计算4.2.3计算主

20、要尺寸1）分度圆直径dd1mnZ13 30cos93.9mmcos15 56 4316.1mm, mnz23 101d2coscos15 56 42）齿宽bbd1 0.8 93.9mm 75.12mm取 b2 75mm , Q 80mm3）齿数比uu i 3.354.2.4按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数与参数1）许用弯曲应力fF lim1210MPa，F lim 2190MPa。SF 1.3YNT1YNT21YNT1 Flim1Sf210 MPa 162MPa1.3YnT2 Flim2SF190MPa 146MPa1.31.6KT1Y Yfv S'bmnd11.6 1.1 4.06

21、 10575 3 942.59 1.633MPa162MPa52.15 1.89.42MPa146MPa1.6 1.1 4.06 1080 23 316齿根弯曲强度校核合格4.2.5 验算齿轮的圆周速度vdm60 100094 16060 10000.79m s选9级精度是合适的第5章轴的设计与计算5.1 第一根轴的设计5.1.1 确定参数斜齿圆柱齿轮减速器的主动轴（I轴），传递的功率为7.1KW主动齿轮转速720rmin，分度圆直径d 65mm，齿轮轮毂宽度60mm.圆周力：Ft12T1d12898.5N径向力：Fr1Ft1ta n-2989.5tan201087.5Ncoscos14轴向力

22、：Fa1Ft1tan2898 tan14 724.5N5.1.2 选择轴的材料，确定需用应力由已知条件知减速器的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并调质处理，由表14.7查得强度极限b 650MPa，再由表14.2得许用弯曲 应力为 16 60MPa o5.1.3 按扭转强度估算直径：根据表14.1得C 107118，又由式（14.2 ）得d C3匡 107118 3匸1mm 22.9 25.3mm nV 720考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 3%5%，取为23.6 26.6mm，由设计手册取标准直径d1 25mm。由于设计的是二级减速器，将齿轮

23、布置在箱体内部远离电动机侧，轴承安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。1）确定轴上零件的位置和固定方式，要确定轴的结构形状，必须先确定轴上 零件的装配顺序和固定方式，由于是主动齿轮，齿轮直径大小与轴的直径相差不 大，故轴与齿轮作为一体，轴承采用轴肩定位，周向采用过盈配合固定。2）确定各轴段的直径，如图5.1.1所示；轴段（外伸端）直径最小，d1 25mm，考虑到要对安装在轴段 上的联轴器进行定位，轴段 上应有轴肩， 同时为能顺利地在轴段 上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准故取轴段的直径d2为30mm；轴段、的直径，考虑到轴承的安装，可查出 7206AC 型角接触轴承的安装最小直径为 36m

24、m，所以d3 d4 36mm。3）确定各轴段的长度。齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应有一定的间距，该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座中（轴承的宽度为16m m）并考虑轴承的润滑，取轴承端面距 箱体距离为5 mm，所以轴段长度为20 mm，轴承支点距离I 202mm，l 80mm，查阅相关联轴器手册取I为70mm，在轴段上加工出槽，键槽的长 度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到，详见 14.6 节。4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。5.1.4 按弯矩合成强度校核轴径1 ）画出轴的受力图。2 ）作

25、水平面内弯矩图。支点反力为F HAF HBFt128981449N22截面处的弯矩为Mh 1449202nmm146349N mm，2截面处的弯矩为Mh 1449122Nmm176778N mm，3）作垂直面内的弯矩图，支点反力为FVAFr 1Fa1 d(1087 724 65427.01N22l ( 22 202)FvbFr1Fva 1087( 427.01)N1514.01N截面左侧弯矩为L202MV左 Fva427.0143128N mm22截面右侧弯矩为L202MV右 F/B1514.01152914N mm2 2截面处的弯矩为MVFVB 122 1514.01 122 184708N

26、 mm4）合成弯矩图m .mH m：截面M左M左mH4312821463492Nmm 152571N mmM右M右mH.15291421463492N mm 2116618N mm截面MmH2 2184708176778 Nmm 255670 N mm5）求转矩图67 1T 9.55 106N mm 94173N mm7206）求当量弯矩因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6截面Me 右（T）2. 2116112 （0.6 94173）2 N mm 211737N mm截面Me M2 （ T）2, 2556702 （0.6 941732 N mm 261839N mm

27、7）确定危险截面及校核强度8）因为 和轴径相同，且处所受的Me更大，因而只需对截面进行校核MeMPa 45MPa0.1 363因为1b45MPa , eel,故有足够的强度I.'W叫TTTriTnTrr-r-14d)M卩UV2FjryiAFwviL】*atTTTTTT图5.1.1 轴的受力图5.2 第二根轴的设计5.2.1 选择的材料，确定的许用应力与第一根轴相同，传递的功率为中小功率，选用45钢经调质处理，强度极限b 650MPa，许用弯曲应力为胡60MPa。5.2.2 按扭转强度估算轴径3 PT68d C 2（107118）3；37.45 41.3mm计2 1.6考虑到最小轴径处要

28、安装滚动轴承，取标准轴径d, 40mm5.2.3 设计轴的结构1）确定轴上零件的位置和固定方式，确定装配图的简图取齿轮距离内壁距离a 15mm，两齿轮端面之间的距离c 15mm，轴承端 面距箱体内壁距离为5mm，齿轮从轴的左右两端装入，齿轮的一端用轴肩定位， 另一端用套筒定位；齿轮的周向固定采用平键连接，轴承一端用套筒定位，另一 端用端盖定位。2）确定格轴段直径两段轴径最小，d140mm;考虑到齿轮的安装，取安装齿轮端的轴径为45mm ;齿轮一侧用轴肩定位，取中间轴段的直径为50mm。3）确定各轴段的长度高速级齿轮轮毂宽度为55mm，为了保证齿轮固定可靠，取该轴段长度为52mm，同理取低速轴段

29、长度为77mm ;由于两齿轮端面之间距离c 15mm，因 而中间轴段的长度为15m m,又因为齿轮距箱体内壁距离a 15mm,且轴承端面 距箱体内壁距离为5mm，假定两端采用型号为7208AC角接触球轴承，轴承宽度 为18mm ；因为左端轴段长度为41mm，右端轴段长度为39mm，两轴承支点间的 距离202 mm。5.2.4 按弯扭合成强度校核轴径1）画出轴的受力图根据齿轮传递的功率和转速，算出齿轮Ft1Ft22T2989N d2Fr1Fr2Ft1 ta n2898 tan 201055N2 9.55Ft32T2n2d3d36 6.82 9.55 10160453808NFr3Fr 4Fjan

30、3808 tan 20 N 1386N2）作水平面弯矩图支点反力F HB2898553808136n2022643NFhaFt2Ft3Fhb 2898380826434063N截面处的弯矩为Mh4063 55N mm223465 N mm，截面处的弯矩为Mh 2643 69Nmm182367N mm，3）作垂直面内的弯矩图,支点反力为Fr3h 丨2 Fr2 h “l1386 136 1055 55202646NFVAFr2FVBFr31055645 1386 N 314N截面处弯矩为Mv3145517270N mm截面处弯矩为Mv6456944505N mm4）合成弯矩图.mH mV截面M .

31、 mV M H 172702 2234652 N mm 224131N mm截面M M； M H. 445052 1823672N mm 187718N mm5）求转矩图T 9.55 106 68 N mm 405875N mm1606）求当量弯矩因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6截面Me . M2 厂T） J2241312 （0.6 405875）2 N mm 330966N mm截面MeM 2左 （ T）2 . 18771182 （0.6 40875）2 N mm 189313N mm7）确定危险截面及校核强度因为 和轴径相同，且处所受的Me更大，因而只需对截

32、面进行校核MeW3309660.1 453MPa36.3MPa因为1b 60MPa, e1b,故有足够的强度5.3 第二根轴设计计算轴的材料选用45钢并调质处理，按扭转强度估算轴径d 4450mm，取标 准直径di 50mm。轴上零件的位置和固定方式为：齿轮从轴的右端装入，齿轮的 左端用轴肩定位，右端用套筒定位，齿轮的周向固定采用平键连接。确定个轴段的直径，轴段（外伸端）直径最小，d160，要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应该有轴肩，同时为能很顺利地在轴段 上安装轴承，轴段 必须满足轴承内径的标准，故取轴段 的直径d2 65mm，为了方便拆卸轴承，可查出7213AC型角接触轴承的安装高

33、度取da 69mm , 70mm , 65mm， d6 60mm，确定各轴段长度，齿轮轮毂宽度为75mm，为了保证齿轮固定可靠, 轴段的长度应略短于齿轮轮毂的长度，取为 73mm ,齿轮端面与内壁距离仍取 间距15mm，轴承安装于轴承座孔中（轴承宽度为 29mm），轴承端面距离箱体 内壁的距离为5mm，轴段的长度取为70mm，轴承支点距离I 202mm，取I 75mm, I 70mm。第6章滚动轴承的选择和计算6.1 第一根轴上的轴承的选择6.1.1 计算轴承的轴向力Fa1、Fa2由表15.16查得7206AC轴承内部轴向力的计算公式为FS 0.68FrFs10.68FM 0.68 ( 427

34、) N290NFS2 0.68 Fr20.681514N1029N因 FS2 Fa 1029 7241753N FS1所以轴承1为压紧端，故有Fa1 FS21029NFa2 FS2 Fa1029724 N305N6.1.2 计算轴承的当量载荷R、P2由表15.13查得7206AC轴承的e=0.68，而峻 24 eFr1427查表15.13可得，X1Fa2F20.41 , Y竺 0.20 e15140.87 , X21,10,根据 15.12 取 fp 1.4 ,则轴承的当量载荷为Pfp X1FP r r1Y1Fa11.4 0.41 427 0.87 1029 N 1070NR2fP x2fP

35、2 r2Y2Fa21.4 1 1514 0 305 N 2119N6.1.3 计算轴承寿命L10h因两个轴承的型号相同，所以其中当量载荷大的轴承寿命短，因R P2,所以只需计算轴承的寿命查手册得7206AC轴承的Cr106 fyC60n P22000N ,取 3， fy 1，贝U 由式（15.5 ）得631061 22000 .h 25879h60 7202119由此可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命，所选轴承合适。6.2 第二根轴上的轴承的选择6.2.1计算轴承的轴向力Fa1、Fa2由公式Fs 0.68Fr，F si0.68Fr10.681055N633NF S20.68Fr20.681386

36、N942.5N因 Fs2 Fa 942 776 1718NFs1所以轴承1为压紧端，故有Fa1F S2942NF a2F S2F A942 776 N166N6.2.2 计算轴承的当量载荷R、P2由表15.13查得7206AC轴承的e=0.68，而1055 0.893 eFa2r216613860.12 e查表 15.13 可得，X10.41, Y0.87, X2 1, Y, 0,根据 15.12 取 fp 1.4 ,则轴承的当量载荷为fp丫尺11.40.41 1055 0.87 942 N 1754NP2f P X 2Fr2丫2F a21.41 13860 166 N 1940N6.2.3

37、计算轴承寿命L10h因两个轴承的型号相同，所以其中当量载荷大的轴承寿命短，因P2 P,所以只需计算轴承的寿命查手册得7208AC轴承的Cr35200 N ,取 3， fi 1，贝U 由式（15.5 ）得L106 fCL10h60n P631061 35200 -h 61139h60 7201940由此可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命，所选轴承合适。第三对轴承也按第一、二对轴承的计算方法选择轴承7211AC型角接触轴承, 型号合适，此处不写计算步骤。第7章联轴器的选择7.1电动机与第一根轴连接处联轴器的选择7.1.1 选择类型为了缓和冲击和减轻震动，选用弹性柱销联轴器。7.1.2 计算转矩P71

38、T 9550 9550 N m 133N mn720由表16.1查得，工作情况系数Ka 1.4,计算转矩Tc KaT 1.4 95N m 133N m7.1.3 确定型号由标准中选取弹性柱销联轴器 HL?。它的公称扭矩C即许用转矩为315N m，半联轴器材料为钢时，许用转速为 5600 r min，允许的轴孔直径为 2528，故所选联轴器合适。7.2 第三根轴与绞筒连接处联轴器的选择7.2.1 仍选用弹性柱销联轴器7.2.2 计算转矩P6.3T 95509550N m 1260N mn47.76由表16.1查得，工作情况系数Ka 1.9,计算转矩TC KAT 1.9 1260N m 2393N

39、 m7.2.3 确定型号由标准中选取弹性柱销联轴器 HL6。它的公称扭矩C即许用转矩为3150N m，半联轴器材料为钢时，许用转速为 2800 r min，允许的轴孔直径为 60 80，故所选联轴器合适。图7.2.2 HL3型弹性柱销联轴器型号公称扭矩许用转速轴孔直径轴孔长度DHL3(N - m)(r/min)(mm)(mm)(mm)630500025112160转动惯量许用补偿量2(kg m)轴向径向角向0.6± 10.15<0° 30'表7.2.1联轴器的外形及安装尺寸第8章键连接的选择和计算根据减速器所设计情况选择普通平键 GB/T1095（A型）平键连

40、接工作时的主要失效形式组成的键、轴和轴毂中强度较弱材料表面的压溃，极个别情况下会出现键被剪断的现象。通常只需按工作面上的挤压强度计 算，根据平键的受力情况，假设载荷沿键的长度方向是均布的， 平键挤压强度条4Tdhl件为:高速轴外伸端键：4 94173jy 439.14MPa v45MPa25 7 55jyF jy故合格，其它轴段上键的校核与上面相同，得如下表:键位轴颈D公称尺寸b h公称尺寸b一般键连接深度键长l轴N9毂Js9轴t毂t1高速轴外伸端258 780-0.0360.0184.03.355中间轴大齿轮键4514 9140-0.0430.02155.53.850中间轴小齿轮键4514

41、9140-0.0430.02155.53.850低速轴大齿轮键6518 11180-0.0430.02157.04.480低速轴外伸端键6018 11180-0.0430.02157.04.460表8.1普通平键 GB/1095 （A型）参数第9章减速器机体结构尺寸减速器的箱体采用铸造（HT2O0制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合 质量，大端盖分机体采用巴配合i61. 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

42、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Ra6.33. 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 头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油

43、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0.025a 3 88箱盖壁厚1i 0.02a388箱盖凸缘厚度b

44、ibi i .5 ii2箱座凸缘厚度bb i.5i2箱座底凸缘厚度b2b22.520地脚螺钉直径dfdf 0.036a i2Mi8地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径didi0.72d fMi2机盖与机座联接螺栓直径d2d2= ( 0.5 0.6 ) d fMi0轴承端盖螺钉直径d3d3= ( 0.40 .5 ) dfi0视孔盖螺钉直径d4d4= ( 0.3 0.4 ) d f8定位销直径dd = (0.70 0 .8 ) d28df，di，d2至外机壁距离Ci查指导书2422i8d f， d2至凸缘边缘距离C2查指导书2216外机壁至轴承座端面距离1111 = C1 +C2 + （ 812）50大齿轮顶圆与内机壁距离11 >1.215齿轮端面与内机壁距离22 >10机盖，机座肋厚m1, mmi0.85 1,m 0.85m18 m 8轴承端盖外径D2D2 D + （ 55.5 ） d3120 （1 轴）125 （2 轴）150 （3 轴）轴承旁联结螺栓距离SS d2120 （1 轴）125 （2 轴）150 （3 轴）表9.1减速器机体