设计某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器

1、一、设计任务 1二、传动方案的分析 1三、电动机的选择 2四、传动装置运动和动力参数计算 3五、传动件的设计计算 4六、轴的设计计算12七、各轴键、键槽的选择及其校核 20八、联轴器的选择计算 21九、减速器箱体及其附件的设计 22一、设计任务1.1 设计数据及要求该搅拌机两班制连续工作，单向回转，工作时有轻微振动，搅拌机轴转速允许误 差为± 5%,使用期限为6年。1.2 传动装置简图浆叶最大阻力：2.75搅拌轴转速：60框架宽度B :3001 电动机2联轴器4-搅拌机5-圆锥齿轮传动二、传动方案的分析一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、 结构简单、尺寸

2、紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便。要完全满足这 些要求是困难的。在拟定传动方案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体 情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。现以课程设计P3的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进行分 析。方案a制造成本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工 作。方案b结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且 制造成本高。方案c工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度 较大。方案d具有方案c的优点，而且尺寸较小，但制造成本较高。若该设备是在上诉四种方案各有特点，应当根据具体工作条件和要求选定一般环境中连

3、续工作，对结构尺寸也无特别要求，则方案a、c均为可选方案。对于方案c若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。故选c方案, 并将其电动机布置在减速器另一侧。三、电动机的选择3.1 电动机类型和结构型式工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。此处根据用途选用 Y系列三相异步电动机3.2 选择电动机容量3.2.1 工作机所需功率Pw卷筒3轴所需功率:FBn 27503. 140. 3 1kw=2. 5905100010

4、00搅拌机轴转速:nw = 60r / min = 1r / s3.2.2 电动机的输出功率Pd考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为传动装置的总效率：，-联轴器效率，=0. 99刈 = I e；' -齿轮传动效率取L = 0.97“3 -滚动轴承效率 =0.99所以所以P,Pdw = 2. 94 kw3.2.3 确定电动机额定功率Ped根据计算出的功率Pd可选定电动机的额定功率Ped。应使Ped等于或稍大于Pd。查机械设计课程设计表 20-1得Rd = 3kw3.3 选择电动机的转速由机械设计课程设计表 2-1圆柱齿轮传动的单级传动比为36,故圆 柱齿轮传动的二级传动比为936,所

5、以电动机转速可选范围为''nd = i nw =(9 36) 60r / min = 540 2160r / min3.4 电动机技术数据符合上述要求的同步转速有1000 r/min,1500r/min,所以现以这两种方案 进行比较。由机械设计课程设计第二十章相关资料查得的电动机数据及计算 出的总传动比列于表3-1 :表3-1电动机技术数据力杀电动机型号额定功率kW电动机转速r/min电动机质量kg总传动比同转满转总传动比高速级低速级0Y132M1-63100096065164.53.5四、传动装置运动和动力参数计算4.1 传动装置总传动比的计算4.2传动装置各级传动比分配nm

6、960nw60=16减速器的传动比i为16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的 ii =（1.1 1.5启，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比ii =4.5,低速级的传动比i2 =3.5。4.3传动装置运动和动力参数计算4.3.1 电动机轴运动和动力参数计算P0 = Pd = 3kWno =nm= 960r / minPcTo = 9550 = 29. 84N mno4.3.2 高速轴运动和动力参数计算R = Po 1 = 3kW 0. 99 = 2. 97kWn1 = n0 = 960r / minP1一T - 9550 u 29. 55N mn14.3.3 中间轴运动和动力参数计算P2

7、 = R 2 3 = 2.97kW 0. 97 0. 99 = 2. 85kWn1960n21213.33r / min2 i14.5 八八P2T2 = 9550 = 127. 58N mn24.3.4低速轴运动和动力参数计算P3 = P2 2 3 = 2. 85kW 0. 97 0. 99 = 2. 74kWn2n3 = - = 60. 95r / min i 2T3 = 9550 P3 = 429. 32N m %五、传动件的设计计算5.1 高速级齿轮传动设计计算5.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2搅拌机机为一般工作，速度不高，故选用 8

8、级精度（GB 10095-88）。3）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机 械设计书表10-1得齿面硬度 HBS1=217-255,HBS2=162-217半均硬度硬度分别为236HBS,190HBS二者材料硬度差为 46HBs4）选小齿轮的齿数z1 =23 ,大齿轮的齿数为z2 =4.5父23=103.5 ,取z2 =104。5）选取螺旋角。初选螺旋角P =14工5.1.2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即d1t7黑平（需2.（5-1）（1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数Kt =1

9、.42)由以上计算得小齿轮的转矩T1=22.13N m13)查表及其图选取齿宽系数 6d =1 ,材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa，, 按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 仃hi* =580MPa ;大齿轮的接触疲劳 强度极限 0Hlim 2 =390MPa。4）计算应力循环次数二 60n1jLh = 609601 (583002) = 1.38109N2% ; 1.38109 : 31084. 55)按接触疲劳寿命系数.% HN1 =0.9工 HN2 =0.956）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%,安全系数S=1 由(5-2)I 1 = ' HN1 lim 1 =

10、 0. 9 580 = 522MPaH 1 S、lim = 0. 95390 = 370. 5Mpa故:二H 1 二H 2522 370.5二H = J 1 H 2 =MPa = 446.25MPa227)查图选取区域系数Zh =2.46。8)查图得 W& =0.765 , 8c2 = 0. 87 , WJ 名以:名0 +832 =1635(2)计算： 1）求得小齿轮分度圆直径dti的最小值为dit二37mm2KtT1 u±1,zEzH、2 q 2 m 1.4 m 2. 955 m 1045. 5 z 189. 8 x 2. 46x2> 3.t. (-E-) . = 3

11、 X X ()u 二h-11. 6354.5466.252）圆周速度:二 d1t n6010003. 14 37960= 1. 86 m/ s6010003）计算齿宽及模数:齿宽:b - ：.：，dd1t= 137 = 37mm模数:d1t cos : d):37 cos 1423=1.56mm齿高： h = 2.25mnt = 2.25 1.56 = 3.51mmM =10.5 h 3.514)计算纵向重合度 邓:二一0.318 dzitan?=0.318 1 23 tan14 -1.825)计算载荷系数：根据Ka =1, v = 1.86m/ s ,8级精度，查得 动载系数 Kv=1.1,

12、"=1.4491 , KfP=1.35, Kh« = Kfc( = 1.4故载荷系数工A <V KH：,=1. 1.1 1.4 1.4491 = 2.236）按实际载荷系数校正分度圆直径:j Kd1 -d1t3；371 < t,2.23 二 43.2mm 、1.47）计算模数:mnd1 cos :,143.2 cos1423=1.82mm5.1.3 按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为mn - 32KT1Y . cos2 :,dZ2 工(5-3)（1）确定公式内的各计算数值1）根据纵向重合度 4=1.82,从图中查得螺旋角影响系数 Yp=0.882）计算当量齿数

13、:Zv1Zicos3 -23一-二 25. 18cos 14Zv2Z23 cos104门二 113. 8cos 143）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 =480MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 c FE2 =250MPa ;4）查图取弯曲疲劳寿命系数 Kfni =0.9,Kfn2 =0.95;5）计算弯曲疲劳许用应力.K FN1FE1SK FN 2'- FN 2S取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得0.9 480 =308.6MPa1.40.95 250二二169.6MPa1.46）计算载荷系数K.K = KaKvKf Kf ： =1 1.1 1.4 1.35 = 2.0797）查

14、取齿形系数.查表得YFa1 =2.6164；YFa2 =2.169.8）查取应力校正系数.查表得 YSa1 =1.5909%Yl Yc9）计算大、小齿轮的YaYa并加以比较.YFaYsa12.6164 1.5909 =0.01349YFa2Ysa2308.62.169 1.801 =0.02302169.6大齿轮的数值大.（2）设计计算mn0.02303mm = 1.266mm3 2 2.079 22130 0.88 cos141 232 1.635对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数，由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲

15、劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关，可取弯 曲强度算得的模数1.266mm并接近圆整为标准值mn = 2mm,按接触强度算得的 分度圆直径d1 = 43.2mm,算出小齿轮齿数d1 cos :43. 2 cosz1 = = 2 21 ,02大齿轮齿数z2 =21父4.5=94.5,取z2=95.这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度并做到结构紧凑，避免浪费.5.1.4 .几何尺寸计算(1)计算中心距:=119.55mm(乙 Z2)mn(21 95) 2a 一 : 一2 cos - 2cos14将中心距圆整为120mm.(z1z2)m|

16、n(2195)2(2)修正螺旋角： ：=arccos = arccos v = 14. 842a2120F值改变不多，故参数 %(、KaZh等不必修正。(3)分度圆直径： z1n212d = r = = 43. 4mmcos : cos 14. 84,Z2mn95 2d2 = 一匚=196. 56mmcos : cos 14. 84(4)齿轮宽度：b = ：%d1 = 43. 4mm取 B2 = 43 mmB1 = 50mm5.2 低速级齿轮传动设计计算5.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级1)搅拌机为一般工作，速度不高，故选用 8级精度(GB 10095-88)。2)材料选择。考虑到制造

17、的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱 齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表10-1得齿面硬度 HBS1=217-255,HBS2=162-217半均硬度硬度分别 为236HBS,190HBS二者材料硬度差为 46HBS3）选小齿轮的齿数zi =25 ,大齿轮的齿数为Z2 =3.5父25 = 87.5 ,取Z2 = 88。4）选取螺旋角。初选螺旋角P =145.2.2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即dtu - 1(ZHZE)2u 二h（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.62）由以上计算得小齿轮的转矩T1= 429.3

18、2N m 13）查表及其图选取齿宽系数 九=1,材料的弹性影响系数Ze=189. 8MPa, 按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlm 3 = 580MPa；大齿轮的接触疲劳 强度极限 0Hlim 4 =390MPa。4)计算应力循环次数N3 =60n3jLh = 6060. 951 (583002) = 8.7107N2N18. 71073. 5= 2.5 1075）按接触疲劳寿命系数.% HN1 =0.9工 hn2 =0.957）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%,安全系数S=1故:二h-H 3得kJH 4、HN3；- lim 3S- HN4 "lim 4 s=0. 9

19、5580 = 551MPa=0. 99390 = 386. 1MPa二 h4二 h32551386.1MPa = 468. 55MPa7）查图选取区域系数Zh =2.433。8）查图得气=0.78 ,唯=0. 8 ,贝U= 1.58（2）计算:1）求得小齿轮分度圆直径dti的最小值为d3tu - 1 (zEzH)2u 二h21.642.9321044.5 ,2.433189. 8、2. ()2 = 93.11.583. 5468.5534 m2）圆周速度：3）计算齿宽及模数:应n6010003. 1493. 3460. 95二 0. 3m/ s601000齿宽:b = ：.：，d d3t =

20、193. 34 = 93. 34mm模数:d 3t cos :m.t )/393. 34 cos 1425=3.62mm齿高:93.348.15= 11.45h = 2. 25mnt = 2. 253. 62 = 8. 15mm4）计算纵向重合度sp：；一：=0.318 dz3 tan ： =0.318 1 25 tan14 =1.985)计算载荷系数：根据 Ka =1, v=0.29m/s ,8 级精度，查得 动载系数 Kv=1.03, KhP =1.467,K F | ： 1.27 , K H ： -KF： - 1.4故载荷系数X = Xa -Xv -Xh-. x H> - 1. 1

21、.03 1.4 1.467 = 2.16)d3按实际载荷系数校正分度圆直径:2. 1=93. 34 3 102. 2mm',1.67）计算模数:102.2 cos 1425=3. 97mm5.2.3 按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为mn -32KY：cos72 ：d z1 T；（1）确定公式内的各计算数值1）根据纵向重合度名p = 1.98,从图中查得螺旋角影响系数 Yp=0.882）计算当量齿数:Zv3Z325Zv4cos3 -cos3 14=27. 37Z4104cos3 :cos3 14=96. 333）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限%E3 =480MPa；大齿轮的弯曲疲劳

22、强度极限 c FE4 = 250MPa ;4）查图取弯曲疲劳寿命系数Kfn3 = 0. 95, Kfn4 = 0. 91;5）计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得二080= 3257MpaKFN4；=FN4s0. 91250二 162.5MPa1. 46）计算载荷系数K.K = KAKVKF.KF ： = 11. 03 1. 41.27 = 1. 837）查取齿形系数.查表得YFa3 =2.56;YFa4 =2.19.8）查取应力校正系数.查表得 YSa3 = 1.6037 ;YSa4 = 1.7863YY9）计算大、小齿轮的 牛鸟 并加以比较.,二 F YFa3YSa3-K

23、T2.56 1.6037-人= 0. 0126325. 71YFa4YSa42. 19 1.7863 二 0. 02407162. 5大齿轮的数值大.（1）设计计算2 1.83 429320 0.88 cos2 14/2, 一1 251.580. 02407mm = 2. 96mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关，可取弯曲强度算得的模数2.96mm并接近圆整为标准值mn = 3mm,按接触强度算得的 分度圆直径d3 =10

24、2.2mm,算出小齿轮齿数d3 cos 68.19 cos 14z3 =大齿轮齿数Z4 =22 3.5 = 77.这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度 并做到结构紧凑，避免浪费.5.2.4 几何尺寸计算(1)计算中心距:a J- Z2)n2 cos -(2377)32 cos 14=153. 05mm将中心距圆整为153mm.(2) 修正螺旋角： 二 arccos (zz2)mn = arccos (2772 = 13. 932a2 153B值改变不多，故参数 %(、KaZh等不必修正。(3)分度圆直径:d3Z3Gcos :_223cos 13. 93=68m

25、m238mmz4ml77 34 cos 1 cos 13. 93(4)齿轮宽度：b = ：Ddd3 = 68mm取 B4 = 68mmB3 = 76mm六、轴的设计计算6.1 高速轴的轴系结构设计6.1.1 轴的结构尺寸设计1.高速轴的功率 P = 2. 97kw ,转速 11 = 960r / mm 4矩、=29. 55N - m根据结构及使用要求，把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分七段，其中第5段为齿轮，如图6-1所小:图6-1高速轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同，均为45钢，热处理为调制处理,材料系数A0为120。P2 97所以，有该轴的最小轴径为：dmi

26、n = Ao3p = 120 M 3； = 17. 48mm.n1. 960此处最小直径显然是安装联轴器处的直径d1,选择半联轴器的孔径d = 20mm,半联轴器长度L =52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 =38mm 0 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表6-1 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段dn由半联轴器孔径确定111略小于联轴器毂孔长度，毂孔长度 L1 = 44mm取 1 11 = 36 mmd11 = 20mm111 = 36mm第2段为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制出一轴肩，故取2段的直径为d12 =26mm,取端盖右端到

27、联轴器左端距离为35mm,d12 = 26 mm端盖总宽度为30mm，故l12=65mml 12 = 65mm第3段根据d12=26mm,预选轴承7206Cd 父 D 父 B = 30mm 62mmM 16mm，d13I12由轴承尺寸确定、d13 = 30mm 113 = 16mm第4段查得7206c型轴承的定位轴肩高度为h=3mm,因止匕，取d14 =d6 = 36mml14 =L2 (7 4)5 50 +4 = 108mmd14 = 36mml 14 = 108mm第5段d15 =齿顶圆直径=47. 4mmh定齿竟=50mmd15 = 47. 4mml 15 = 50mm第6段d16 =d

28、14116 = 5mmd16 = 36mm116 = 5mm第7段d17 = d13 = 30mm117 = 7 + 16 = 23mm (7mnJ套筒宽度)d17 = 30mml 17 = 23mm6.1.2高速轴上轴承的选定计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为3年，即12480小时1计算轴承的径向载荷得FM = 258. 87N、F0 = 125. 1N2计算轴承的轴向载荷得 Fdi =0.68F.1 =176N、Fd2 = 0. 68f2 = 85n ,因此,FaeFd2 = 270 85 = 355NFd1故 Fa1=355N、 Fa23求比值=85NFa1 =1.37、Fr1Fa2

29、 =0.68,因为角接触球轴承e的最大值为0.56,故且、F2均Fr2Fr1 Fr2大于e。4初步计算当量动载荷P取 fp为 1.2 , X =0.41, Y =0.87R =f p(XFr1 +YFa1)=1.2 立(0.41 父 258.87 + 0.87 父 355) =498NP2 =1.2 (0.41 125.1 85 0.87) =150.3N5求轴承应有的基本额定动载荷值C1可饕二498工60 960 12480106=4461NC2150.3 360 960 12480106=1346N初选的轴承为7206C,它的额定动载荷分别为17.8KN和16.8KN ,故符合条6.2中间

30、轴的轴系结构设计轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴，共分六段，如图6-2所示:，均为45钢，热处理为调制处理，取材料系数 A 0 =120o有该轴的最小轴径为：d21-AoP22 : 120, 2. 85328. 47mm,213. 33因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取d21 =35mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表表6-2中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段d2%.谆由轴承尺寸确定（轴承预选7207CdxDxB=35x72Ml7mm）l21 = B1 +Bh =17 +13 = 30mmd21 = 35mm121 = 30mm第2段d

31、22由齿轮孔径决止，取 d22 = 40mml22略小丁齿轮范度，取l22 =48mmd22 = 40 mm122 = 48mm第3段取 d23 = 48mml23 =10mmd23 = 48mm123 = 10mm第4段d24 =分度圆直径=68mm124 =出见=76mmd24 = 68mm124 = 76mm第5段d25 = d23 = 48mm125 =10mmd25 = 48mm125 = 10mm第6段d26 = d21 = 35mm126 = B1 + Bh = 30mmd26 = 35mm1 26 = 30 mm6.3低速轴的轴系结构设计6.3.1轴的结构尺寸设计图6-3低速轴

32、考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45钢，热处理调质处理，取材料系数A =120所以，有该轴的最小轴径为：d3min = A03 p = 120 M ；l274 = 42.67mm3m ", n3, 60. 95显然此段轴是安装联轴器的，选才ITL7型联轴器，取半联轴器孔径为d = 45mm故此段轴径为d3i = 45mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为Li =84mm,第一段的长度应比联轴器的毂孔长度略短，故取 li =82mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表6-3低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段d31 = 45mm

33、l31 =82mm（由联轴器宽度尺寸确定）d31 = 45mm 3 1131 = 82mm第2段为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制 出一轴肩，故取2段的直径为d32 = 48mml跄由端盖等因素确定，取132 = 55mmd32 = 48mm 321 32 = 55mm第3段根据% = 48mm预选轴承7210cd 父 D 父 B = 50mmM 90mmM 20mm,d33133 由轴333、 33、承尺寸确定d33 = 50mm 33133 = 20 mmd33 = 50mm133 = 20mm第4段d34 =d35 +10 = 60mm1 34 = L2 ( 1 35 * 1

34、36 * 1 37 4 3 1 33) * & 37(L2=162 -(10 + 66 + 49 - 4 - 20) + 4 = 65mm为箱体内壁轴向跑离，A为轴承端面至箱体内壁距离)d34 = 60mm134 = 65mm第5段d35 = d34 + 5 = 65mml35 = 10mmd35 = 65mml 35 = 10mm第6段取安装齿轮处的轴直径d36 = 55mm,此段的长度略小于齿轮范度，取l 36 = 66mmd36 = 55mm 36l 36 = 66mm第7段d37 = d33 = 50mml 37 = B3 + Bh = 20 + 29 = 49mm 3 73i

35、id37 = 50mm 137 = 49mm6.3.2低速轴的受力分析及计算轴的受力分析及载荷分析如图6-4所示d36 = d35 . 5 = 62T32 429. 32 103Ft =-=2682Nt d4239.79tan 二tan 20Fr = Ft = 2682 = 1009Ncos :cos 14. 64Fa = E tan ' = 2682 tan 14. 64 = 701N a t图6-4低速轴的受力分析及扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，计算出的截面C处的Mh、MV、M的值列于下表：载荷水平向H崔直向V支反力FFnhi = 930N,Fn

36、h2 = 1770NFnv1 = 793NFnv2 = 219N弯矩MMh = 109740N mmMV1 = 93574N mmMV2 = 13578N mm总弯矩M1 = 144221N - mmM2 = 110576N mm扭矩TT3 = 321500N mm6.3.3减速轴的校核由手册查材料45钢的强度参数0 4 =60MPaC截面弯扭合成应力:(二二0.6)；-ca1442212(0.6 429320)20. 1553=16. 5MP _ 0 1由计算结果可见C截面安全。6.3.4减速轴上轴承选择计算该轴承设计为面对面形式,预计寿命为 6年，即52560小时1）计算轴承的径向载荷得F

37、r1 = 793N、Fr2 =219N2）计算轴承的轴向载荷得Fd1 = 0. 68Fr1=539N、Fd2 = 0. 68Fr2 = 148. 92n ,因止匕，Fae Fd2 =148.92 670 =818.92NFd1故 Fa1 =818.92N、Fa? = 148. 92N3）求比值Fa1=1.03、Fr1留=0.68,因为角接触球轴承e的最大值为0.56,故 Fr2Fl、1 均Fr1Fr2大于e。4）初步计算当量动载荷P取 fp为 1.2 , X = 0.41, Y = 0.87Pi=f p(XFr1 +YFa1) = 1.2 x (0. 41 x 793 + 0. 87 x 81

38、8. 92)二 1245NP2= 1.2 (0. 41219148. 920.87)=263. 22N5)求轴承应有的基本额定动载荷值C160nLh106=1245 360 60 12480106=4426NC2二 263. 22 360 60 12480106=935N初选的轴承为7210C,它的额定动载荷分别为32.8KN和31.5KN ,故符合条件。七、各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结，因此只需进行挤压应力的校核.7.1 高速级键的选择及校核带轮处键：按照带轮处的轴径及轴长选 键B6X6，键长28,GB/T1096 联结处的材料分别为:45钢（键）、45钢（轴）7.

39、2 中间级处键选择及校核按照轮毂处的轴径及轴长选 键B12X8 GB/T1096联结处的材料分别均为45钢此时，键联结合格.7.3 低速级处键的选择及校核低速级大齿轮处键按照轮毂处的轴径及轴长选键B16X10，键长56 GB/T1096联结处的材料均为：45钢其中键的强度最低，因此按其许用应力进行校核，查手册其Ep31=110MPap32T3 d361k2 4293205556 5=46. 46MPa ：二二 p3 p I该键联结合格7.4 联轴器处键的选择及校核按照联轴器处的轴径及轴长选 键12X8,键长70,GB/T1096联结处的材料分别为：45钢（联轴器）、45钢（键）、45钢（轴）其

40、中键的强度最低，因此按其许用应力进行校核，查手册其Op4 = 110MPap42T3d311k2 42932040 70 4=76. 66 < cp4该键联结合格.八、联轴器的选择计算8.1 输入轴端的联轴器选择计算8.1.1 类型选择选用弹性套柱销联轴器8.1.2 载荷计算转矩T =22.13N m,查得KA =1.3 ,故计算转矩为Tca = KaT = 1.329. 55 = 38. 415N m8.1.3 型号选择TL4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为63N许用最大转速为5700r/min,轴径为20 28mm,故合用。8.2 输出轴的联轴器选择计算8.2.1 类型选择选用弹性套柱

41、销联轴器8.2.2 载荷计算 转矩T = 429.32N m,查得Ka =1.3,故计算转矩为Tca =KJ = 1.3 429. 32N m = 558. 116N m8.2.3 型号选择TL8型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 710N .m,许用最大转速为3000r/min,轴径为45 63mm故合用。九、减速器箱体及其附件的设计9.1 减速器附件的选择通气器为使防尘性能好，选通气器(两次过滤)，采用M18X 1.5油面指示器选用游标尺M16吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.59.2 选择适当型号起盖螺钉型号：GB70-85 M10 X40,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M6X12材料Q235中间轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8X20材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8X 20,材料Q235箱盖、箱座连接螺栓直径： GB5782-86 M10X 100,材料Q235