设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器

1、1、机械设计课程设计任务书题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工作有轻振， 单向运转，两班制工作。减速器小批生产，使用期限 5年。输送机工作转速的容许误差为5%o2）、工作情况：工作有轻振，单向运转3）、原始数据输送机工作轴上的功率P （kW） : 4输送机工作轴上的转速n （r/min） : 60输送机工作转速的容许误差（）: 5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：24）、设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算;2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写5）、设计任务1. 减速

2、器总装配图一张2. 输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张3. 设计说明书一份6）、设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写计算及说明结果2、电动机的选择2.1、电动机类型和结构的选择：选择丫系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自 扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易 燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2 . 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式(1) ： P d=PW/n a(kw)由电动机至输送

3、机的传动总效率为：4n总=耳1乂耳2 乂叶3乂叶4乂叶5根据机械设计课程设计P 10表2-2式中：n i、n 2、n 3、n 4、n 5分别为联轴器1、滚动轴承(一对)、圆柱直齿轮传动、 锥齿轮传动的传动效率。取 n 1=0.99，叶2 = 0.99，n 3= 0.97， n 4 = 0.99、n 5=0.93贝U:n 总=0.99 x 0.994x 0.97 x 0.99 x 0.93=0.85所以：电机所需的工作功率：Pd =PW/ n 总=4/ 0.85=4.7 (kw)联轴器 2和圆n 总=0.85Pd=4.7(kw)2.3、确定电动机转速输送机工作轴转速为：n W=【（1-5%）（1

4、+5%】x 60r/min=57 63 r/min根据机械设计课程设计P 10表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮 传动一级减速器传动比范围I' =36。取开式圆锥齿轮传动的传动比II'=23。则总传动比理论范围为：I a'=I' XII' =618。故电动机转速的可选范为Nd ' =I a'x nW=（6 18） x 60nw= 57 63r/mi nNd' =360 1080 r/mi n=3601080 r/mi n则符合这一范围的同步转速有：750和1000r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：

5、（如下表）万案电动机额疋电动机转速（r/mi n）电动机重量（N）参考传动装置传动比型号功率同步转速满载转速价格总传动比V带传 动减速器1Y132M：-62 5.51000960800150012.422.84.442Y160M：-82 5.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格计算及 说明结果和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为丫132M2-6其主要性能:中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)X HD底角安装尺寸A XB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DX E装键部位尺寸F XGD132520 X 345X

6、315216 X1781228 X 8010X 41电动机主要外形和安装尺寸r1匸L1EY1¥3DABia=163、计算传动装置的运动和动力参数3.1、确定传动装置的总传动比和分配级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：ia= nm/n W=960/60=16计算及说明结果总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=iO x i（式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比）iO=3（2）、分配各级传动装置传动比：根据指导书P10表2-3，取i0=3 （圆锥齿轮传动i=23）因为：ia = iO x i所以：i = ia /iO=1

7、6/3i = 5.33=5.333.2、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由咼速至低速依次定为I轴，U轴， 以及iO,i1 , 为相邻两轴间的传动比n O1,n 12, 为相邻两轴的传动效率pi, Pn, 为各轴的输入功率（KvyTI, Tn, 为各轴的输入转矩（Nmn I ,n n ,为各轴的输入转矩（r/min ）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数螺瓏救送机P<sssr醸轴器 电动机3.3、运动参数及动力参数的计算3.3.1、计算各轴的转速：I 轴：nI= nm=960(r/min )II 轴:n H = n I / i=960/5.33=180r/m

8、inIII 轴：nE = n H螺旋输送机：nIV= n E /i 0=180/3=60r/min3.3.2、 计算各轴的输入功率：I轴：P I =PdXn 01 =PdXn 1=4.7 X 0.99=4.65 (KV)H轴：P H = P iXn 12= P iXn 2Xn 3=4.65X 0.99 X 0.97=4.47 (KVyn=960r/min nE = n=180r/mi n nIV=60r/mi nPI =4.65(KvyPH =4.47(KvyPE =4.38(KvyPIV=4.03(KvyIII 轴：P E = PHn 23= PHn 2 n 4 =4.47 X 0.99 X

9、 0.99=4.38 (KVy 螺旋输送机轴：PIV= P En 2 n 5=4.03 ( KV)计算及说明结果3.3.3、计算各轴的输入转矩：Td=46.76N电动机轴输出转矩为： mTd=9550 Pd/nm=9550X 4.7/960T I =46.3=46.76 N mN mI 轴：T I = Td n 01= Td n 1TII=236.9=46.76 X 0.99=46.3 N m8N mU轴：T n = T I i n 12= T I i n 2 n 3T H =232.3=46.3 X 5.33 X 0.99 X 0.97=236.98N mN mIII 轴：T rn = T

10、nn 2 n 4=232.3 N mTIV=641.6N螺旋输送机轴：TIV = T 川 i0 n 2 n 5=641.6N m m3.3.4、计算各轴的输出功率：PI= 4.6KW由于I川轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：PII=4.4KW故：P'I =PlXn 轴承=4.65 X 0.99=4.6KWPIII=4.3P'n = P nXn 轴承=4.47 X 0.99=4.4KWKWP' 川=P IHXn 轴承=4.38 X 0.99=4.3KWT' I=45.843.3.5、计算各轴的输出转矩：N m由于I川轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：贝

11、U:T' 11=234.T'I = T IXn 轴承=46.3 X 0.99=45.84N m61N- mT' n = T nXn 轴承=236.98 X 0.99= 234.61N mT' III=229T' 川=T IHXn 轴承=232.3 X 0.99= 229.98N m.98N m综合以上数据，得表如下轴名功效率p （ Kvy转矩t ( n m转速nr/mi n传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴4.746.7696010.99I轴4.654.64.6345.849600.965.33U轴4.474.4236.98234.611800.98

12、川轴4.384.3232.3229.9818030.92输送机轴4.074. 0641.6635.18604、传动件的设计计算4.1、减速器内传动零件设计4.1.1、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。Z1=21Z2=112选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调 质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS齿轮精度初选8级4.1.2、初选主要参数Z1=21, u=3.6 Z2=Z1 u=21X 5.33=111.96 取 Z2=112计算及说明结果由表 12.13 选取齿宽系数© d= =0.5 (u+1)a=1.154.1.3、

13、按齿面接触疲劳强度计算© d= 1.15计算小齿轮分度圆直径1 2d1t 二 3|2kTl U 1 NZh d u ch确定各参数值1）试选载荷系数K=1.3T1=4.58 X2）计算小齿轮传递的转矩410 N mmT1=9.55 X 106 X P/m=9.55 X 106 X 4.6/960=4.58X 104N mm3）材料弹性影响系数由机械设计表12.12取ZE=189.8 jMPa4） 区域系数 ZH=2.55）由图12.17c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限N1 = 1.382CHlim1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 CHlim2 550MPa。X 1

14、096）由式12.12计算应力循环次数9N_1= 60 ndh= 60X 960X 1 X( 2X 8X 300X 5)= 1.382 X 10N2 = 3.848NL2= N-1/3.6 = 3.84 X 10X 1087）由图12.18取接触疲劳寿命系数 Zn 0.93 ;矗=0.97计算及说明结果8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S= 1,由式12.14得Z * (T(T H1 = Zn1 Hlim1 = 0.93 X 600MP牛 558MPaQT H1 =SZ* T558MPat H2 = N2h lim 2 = 0.97 x 550MP丰 533.5MPaSt H2

15、 =4.1.4、计算533.5MPa1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入t H中较小值3片2d1t > 2KtT1 U 1 詁d1t > 47.13uth1mm3!4212 1.3 4.58 104 6.33 2.5 189.8一i=47 13mmf 1 Ol 1 II 1 11.155.33533.5v=2.37m/s2)计算圆周速度 v=d1tn2 =n 47.92 960 =2.37m/s60 1000 60 1000b=47.13mm3）计算齿宽b及模数mtmt=2.24mmb=© d*d1t=1 X 47.13mm=47.13mmh=5.04mm+ d1t 47

16、.13 o cmt= =2.24 mmb/h=9.35N21h=2.25mt=2.25 X 2.24mm=5.04mmb/h=47.13/5.04=9.3344）计算载荷系数K已知工作有轻振，所以取KA=1.25,根据v=2.4m/s,8级精度，由图12.9查得动载系数KV=1.08;计算及说明结果由表12.11用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，Khb=1.013由图1013查得畑=1.015直齿轮Kh« =Ka =1。故载荷系数K=1.368K=K a*Kv*Kh“*Khb =1.25 X 1.08 X 1X 1.013=1.368d仁 47.95）按实际的载荷系数校

17、正所得的分度圆直径，由式（10 10a）得mm33d 1=d1t K/Kt =47.13.1.368/1.3 mm=47.9mm6）计算模数mm=2.28 mmm出 二479 mm=2.28mm乙 214.1.5、按齿根弯曲强度设计由式12.17得弯曲强度的设计公式为m > 3 2KT2 浪谯；<tdZ1升1）确定计算参数A.计算载荷系数K=1.37K=Ka*KV*Kf“*Kfb =1.25 X 1.08 X 1 X 1.015=1.37B. 查取齿型系数由图 12.21 查得 YFa1=2.76 ; YFa2=2.228计算及说明结果C.查取应力校正系数由图 12.22 查得 Y

18、Sai=1.56 ; Ysa2=1.762D.计算弯曲疲劳许用应力由图12.23c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cF1=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限c F2=380Mpa由图12.24取弯曲疲劳寿命糸数 Yni=0.856 , Ynl0.892取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式12.19 c F=fYnf 1 =428SMpac F1=4281Mpa c F2=242.11MPaF 2=242.11E.计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较cfMPa丫Fa1YSa1 = 2.761.56 =0 01005YFa1YSa1 =cF 1428cF 1YFa2Ysa2 = 2.2281.762

19、 =0 01621cf 2242.11'0.01005YFa2Ysa2 =大齿轮的数值大。cF 20.01621, c "、丄、丄苗32 1.91 4.58 104 “4.1.6、设计计算 m > J20.01621 =1.59mmV1.15 212m> 1.59mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.85并就近圆整为标准值 m=2mn按m=2rm接触疲劳强度算得的分度圆直径d仁47.90mm,算出小齿轮齿数Z仁24Z1= d1/m=47.9/2=23.95 取 Z1=24计算及说明结果大齿轮齿数Z2=5.33x24=128Z2=1284.1.7、几何尺寸计

20、算d仁48 mma）计算分度圆直径d2=256mmd1=m Z=2X 24=48 mma=152 mmd 2=m Z1=2X 128=256mmB2=48mmb）计算中心距B仁 53mma=m -(Z1+Z2)=2X( 24+128) /2=152 mmZ仁26c）计算齿轮宽度u=3b= did=48取 B2=48mm B仁53mm4.1.8、结构设计大齿轮米用腹板式，如图12.32 （机械设计）4.2、减速器外传动件设计4.2.1、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调Z2=72质处理，齿面硬度为230HBS大齿轮：45

21、钢。正火处理，齿面硬度为190HBS齿轮精度初选8级4.2.2、初选主要参数Z仁26 ，u=3 Z2=Z1 - u=26X 3=72 取 x1 x2 0, R 0.3计算及说明结果423、确定许用应力A：确定极限应力Hlim和Flim齿面硬度：小齿轮按230HBS大齿轮按190HBS查图 12.17 得 Himi=580Mpa, him2 =550 MpaNi=2.592 X杳图 12 23 得 Fiimi =450Mpa, fiim2 =380Mpa108B:计算应力循环次数N,确定寿命系数kHkFN2=8.64 XN 1=60 nth=60X 180X 1 X( 2X 8X 300X 5)

22、 =2.592 X 108107N2=N/u=2.592 X 108/3=8.64 X 107查图 12.18 得 Zn=0.96,Z n2=0.98C：计算接触许用应力取SHmin1SFmin1.4由许用应力接触疲劳应力公式口 zA 完厅 1Z N1% lim1556 8MPaL o h15568IVIiaShb 1Zn2h |im 25°9MPaLh2539MPaSh查图 12.24 得 Yn=0.89 Y n2=0.91如厂27b 1im1 Yn1450 0.89Lb f1286 .U7 MP aSf1.4b 1BFim2 Yn2 380 0.91 c47MPLb f 1 22

23、47MP aSF1.44.2.4、初步计算齿轮的主要尺寸计算及说明结果因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式12.39试算，即32dt > 2.92 Ze0.5 R） U 叶确定各参数值1）试选载荷系数K=1.32）计算小齿轮传递的转矩T1=9.55 X 106 X P/n 3=9.55 X 106 X 4.3/180 =2.28X 105N mm3）材料弹性影响系数由机械设计表12.12取ZE=189.8jMPa4）试算小齿轮分度圆直径d1t3| 2dt > 2.92幼 2 Zel ©rU 0.5© r） u几T1=2.28 X

24、105N mmdt>112.06mmv=0.336m/s3 152ccc1.3 2.28 10189.8_=2.92 鳥2=112.06mm丫 0.3 1 0.5 0.32 3 5395）计算圆周速度v=n de =11206 180 =0.336m/s60 1000 60 1000因为有轻微震动，查表12.9得Ka=1.25。根据v=0.35m/s,8级精度， 由图12.9查得动载系数K=1.03 ;取 K =1.2,K =1故载荷系数K=K a*Kv*Kh*b =1.25 X 1.03 X 1X 1.2=1.5456）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10 10a）得33d

25、1=d1t . K / Kt =112.06 、1.545/1.3 mm=118.7mm=n8.7=100.895mm计算大端模数mm * =118.7 口口=4.57 mmz,264.2.5、齿根弯曲疲劳强度设计由式12.41mn34KT命谯= Zr（10.5©r）2z2 .d21*确定计算参数1)计算载荷系数由表 12.11 查得 KHB be=1.25 则 KFB =1.5 KH B be=1.875K=KAKVKF KFB =1.25 X 1.03 X 1X 1.875=2.4142）齿形系数和应力修正系数K=1.545 d1=118.7mm dm1=100.895mmm=4

26、.57K=2.414因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数Zv算。其中cosJl + Li26施=2A 3777查图12.21 齿形系数YFa仁2.57YFa2=2.06图12.22应力修正系数 Ysa1=1.60 ；Ysa2=1.97YFa1Ysa113）计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较YFa1Ysa1 =2.57 1.60(tf 1286.07YFa2Ysa2 =2.06 1.97 =0.01643 大齿轮的数值大。 % 22474）设计计算mr>34KTYFaYsam 0.5© R )2zu21 叶34 2.414 2.28 105.0.3 1 0.5 0.3 2 2

27、62, 32 10.01643=4.27对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数4.459并就近圆整为标准值按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d仁123.86mm算出小齿轮齿数Z1=d1/m=118.7/4=29.67 取 Z仁300.01437YFa2YSa2 =F 20.01643mn> 4.27Z仁30m=4.5mm计算及说明结果大齿轮齿数 Z2=3x30=90426、几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=m Z=4.5 x 30=135 mmd2=m Z仁4.5 x 90=405mm2）计算锥距R=（ d1）2（ d2） d吃=213.45 2 2 23）计算齿轮宽度b= RR=213

28、.45x0.3=64.035取 B2=70mm B仁65mm5、轴的设计计算5.1、减速器输入轴（1轴）5.1.1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为 PI=4.65 KW转速为 nl=960r/min根据课本P314 （16.2 ）式，并查表16.2，取C=115:P4 65d> C 11519.46mmF n 9605.1.2、求作用在齿轮上的受力Z2=90d1=135 mm d2=405mm R=213.45b=64.035B2=70mm B仁 65mmd> 19.46mm因已知道小齿轮的分度圆直径为 d1=135mm2T而Ft仁2T

29、=678.5N Fr仁Ft tanan=246.95Nd圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。5.1.3、轴的结构设计1 ）拟定轴上零件的装配方案Ft1=678.5NFr1=246.95ND1=24mm1, 5滚动轴承2 轴3 齿轮轴的轮齿段6 密封盖Ll=50mm7轴承端盖8 轴端挡圈9 半联轴器2）确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5% 取=22mm 根据计算转矩 TC=KA< Tl=1.3 X 46.3=57.88Nm,查标准 GB/T50141986,选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm轴段长L仁50mm 右

30、起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径计算及说明结果取30mm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D2=30mm面与半联轴器左端面的距离为 30mm故取该段长为L2=74mmL2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，D3=35mm而轴向力为零，选用 6207型轴承，其尺寸为dx DX B=35X 72X17,那么该段L3=20mm的直径为35mm长度为L3=20mmD4= 45mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外L4= 22.5mmD5= 52mm径，取 D4= 45mm 长度取 L4= 22.5m

31、mL5=53mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为52mm分度D6= 45mm圆直径为48mm齿轮的宽度为53mm贝此段的直径为 D5P52mm长度为L6= 22.5mmL5=53mmD7= 35mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外L7=18mm径，取 D6= 45mm长度取 L6= 22.5mmRa=Rb右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7P 35mm长度=339.25NL7=20mm5.1.4、求轴上的的载何1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =339.25N

32、垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么RA =RB =Fr/2=123.48N2)作出轴上各段受力情况及弯矩图石I4Re49. $1儿叫FrPb'3)判断危险截面并验算强度结果RA' =RB'123.48 N右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=70.36Nm由课本表15-1有:计算及说明结果(T e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D4)3=70.36 X 1000/(0.1 X 45)=7.72< c -1 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：c e= MD/W=

33、MD/(0.1 D13)3=35.4 X 1000/(0.1 X 24)=25.61 Nm< c -1 所以确疋的尺寸是安全的。5.2、减速器输出轴(II轴)5.2.1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为PI=4.47KW转速为 nl=180r/min根据课本P314 (16.2 )式，并查表16.2，取C=115d>d> CP 115 3 4.4733.54mmYn 18033.54mm5.2.2、求作用在齿轮上的受力Ft1=1833N因已知道大齿轮的分度圆直径为 d2=256mm2T而Ft仁竺=1833NdFr1=667.2NFr1

34、=Ft tan a =667.2N圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。523、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案D1=32mmL1=80D2= 40mmL2=74mm1，5滚动轴承2轴 3 齿轮 4 套筒6 密封盖7键 8 轴承端盖 9 轴端挡圈10 半联轴器2）确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5% 取32mm根据计算转矩 TC二炊 TH =1.3 X 236.98=296N.m,查标准GB/T50141985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为I仁82mm轴段长L1=80mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直

35、径取40mm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左 端面的距离为30mm故取该段长为L2=74mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则计算及说明结果轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6209型轴承，其尺寸为dx DX B=45x85X 19,那么该段的直径为45mm长度为L3=41mmO右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加 5%大 齿轮的分度圆直径为256mm则第四段的直径取50mm齿轮宽为b=65mm为了 保证疋位的可靠性，取轴段长度为 L4=63mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5P56mm

36、长度取L5=6mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=O 60mm长度取 L6= 20mm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7P45mm长度L7=19mm5.2.4、求轴上的的载何1)根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =916.5N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 RA =RB =Fr/2=333.6N2)作出轴上各段受力情况及弯矩D3= 45mm L3=41mm D4= 50mm L4=63mm D5= 56mm L5=6mm D6= 60mm L6=

37、 20mm D7= 45mm L7=19mm RA=RB=Ft/2 =916.5N RA' =RB' =333.6N5 1.57. 5Tf1 PtLF七|世5工44他in4»J*I【wFr20.60. 06N. ai525、判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=121.83Nm由课本表15-1有:c -1 =60Mpa 贝e= MeC2/W= MeC2/(0.1 d4)计算及说明结果=124.83 X 1000/(0.1 X 503)=9.75< c -1 右起第一段D处虽仅受转矩但其

38、直径较小，故该面也为危险截面：c e= MD/W= MD/(0.1 D13)=106X 1000/(0.1 X 323)=32.35Nm< c -1 所以确疋的尺寸是安全的。6、箱体的设计1.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孑L,以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。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。2.放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。3.油标油标用来检查油面咼度，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。4.通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，

39、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，提咼机体有缝隙处的密封性能。计算及说明结果5. 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。6. 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， 镗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。7. 调整垫片

40、调整垫片由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动零件轴向位置的作用8. 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。9. 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。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm机座壁厚10机盖壁厚S 110机座凸缘厚度b15机盖凸缘厚度b i15机座底凸缘厚度b 225地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径di16机盖与机座联接螺栓直径d212轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位

41、销直径d8df，di, d2至外机壁距离Ci28, 24, 20df，di, d2至凸缘边缘距离Q24, 20 , 16轴承旁凸台半径R12, 8凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作 为准外机壁至轴承座端面距离1135大齿轮顶圆与内机壁距离 112齿轮端面与内机壁距离 220机盖、机座肋厚mi ,m28, 8轴承端盖外径D290, 105轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以 庞1和 庞2互不干涉为准，一般S=D27、键联接的选择及校核计算1）.输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径 d3=50mm L3=63mm T n =236.98Nm查手册选用A型平键A键 16

42、 X 10 GB1096-2003 L=L i-b=65-16=49mm根据课本（6-1 ）式得计算及说明结果(T p=4 T/(d h L)=4X 234.61 X 1000/ (16X 10X 49)=119.7Mpa < t R (150Mpa)2）输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径 d2=24mm b=50mm TI =51.68N m查手册 选C型平键GB1096-2003B键 8X 7 GB1096-79l=L 2-b=50-8-2=40mm h=7mmtp=4 TI / (d h l )=4X 45.84 X 1000/ (8X 7X 40)=81.86Mpa <

43、t p (150Mpa)3）输出轴与联轴器2联接采用平键联接轴径 d2=32mm L?=80mm TI =176.67N m查手册 选C型平键GB1096-2003C键 10X 8 GB1096-79l=L 2-b=80-10=70mm h=8mmtp=4 TI / (d h l )=4X 180X 1000/ (10X 8X 70)=128.57Mpa < t p (150Mpa)计算及说明结果&滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命Lh=2X 8X 300X 5=24000小时1.输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=246.95N(2)求轴承应有的径向基本额定载何值1小 fd P 60 n , -1.2 246.95160 960心C 6 Lh624000ft 10611063302N(3)选择轴承型号选择 6207 轴承 Cr=19.8KN,106“ftC106119800 3Lh()351784192400060n fdP60 960 1.2246,95预期寿命足够此轴承合格2.输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=667.2计算及说明结果(2)求轴承应有的径向基本额定载何值1 1C fdP(.60j1