单级圆锥齿轮减速器说明书知识讲解

1、目录一、设计任务书 1二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比 .4四、运动参数及动力参数计算 .4五、传动零件的设计计算 . .7六、轴的设计计算 12七箱体结构设计 .21八、键联接的选择及计算 . 23九、滚动轴承的选择及计算 . 24十、密封和润滑的选择 .24十一联轴器的选择 .25十二、课程设计小结 .26.27十三、参考文献课程设计任务书一、设计任务：设计胶带输送机的传动装置（见下图）工作条件如下表工作年限8工作班 制2工作环 境清洁载荷性质平稳生产批量小批动力来源电力，三相交流电，电压 380/220检修间隔四年一次大修，两年一次中修厂原始数据:滚筒圆周力F （N

2、）2500带速V (m/s)1.4滚筒直径D （mm）300滚筒长度（mm）450图带式运雜机的陣动装置j电动拋2 OSi 3.餾it讎减觀I 也Wj s. gm |运赫带三、主要设计内容1. 选择电动机；2. 设计链传动和直齿轮传动;3. 设计轴并校核；4. 设计滚动轴承并校核；5. 选择联轴器；6. 选择并验算键；7. 设计减速器箱体及附件；8. 确定润滑方式。计算过程及计算说明结果二、电动机选择1电动机类型和结构的选择：选择Y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，具有适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械

3、。2.电动机容量选择：电动机所需工作功率为：由Pd=PW/n a(kw)PW=F V/1000(KW)得 Pd=FV/ (1000 n a)(KW)传动装置的总效率为：n a= n 1 n 23叶3叶4叶 5式中：n 1=0.93链传动效率；n 2=0.99圆锥滚子轴承效率n 3=0.95齿轮传动效率（齿轮精度 8级）n 4=0.99联轴器传动效率n 5=0.96卷筒传动效率贝则：n a=0.93X 0.993x 0.95x 0.99x 0.96=0.815所以：电机所需的工作功率：Pw = FV/1000 n 总=(2500 X 1.4)/(1000 X 0.815)=4.29 kw3.确定

4、电动机转速卷筒轴工作转速：n=60X 1000v/ n D=60 X 1000 X 1.4/ nX 300 r/min=89.13 r/mi n根据1 P 7表1推荐的传动比，取圆锥齿轮传动比ii，=23再取链传动比i2=26,则总传动比合理的范围为ia=418故电动机转速的可选范为nd'二 ia'.n=(418) X 89.13 r/min=356.51604.3 r/min则符合这一范围的同步转有 750、1000和1500r/min额定功率大于 4.12Kw的有：Y132M2-6.其主要性能见下表：电动机型号额定功率(Kw)满载转速/ (r/min )堵转转矩最大转矩F=

5、p日 质量/kg额定转矩额定转矩Y132M2-6.5.59602.02.084电动机主要外形和安装尺寸列于下表AC /p AH中心高H外形尺寸L X (AC/2+AD) X HD底角安装尺寸A X B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D X E装键部位尺寸FX GD132515X( 270/2+210)X 315216X 1781238 X 8010X 33三、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 n1可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=960/89.13=10.77（nm为电动机满载转速，n为卷筒轴工作转速）分配传动装置传动比ia= J x i2 （

6、式中J、i2分别为减速器和链传动的传动比） 2分配各级传动装置传动比：取链传动传动比i 2 =4.31则:i, = i/i 2=10.77/4.31=2.5四、计算传动动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，U轴，将卷筒轴定位川轴，以及定i0，i1，为相邻两轴间的传动比.;n 01, n 12为相邻两轴间的传动效率；n I ,nn ,为各轴的输入转速(r/min);pi， Pn,为各轴的输入功率(KW);pi，Pn，为各轴的输出功率(KW);t i，Tn，.为各轴的输入转矩(N m);t i ， t n.为各轴的输出转矩(N m) oni =960r/min可按电动机轴

7、至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动nn =384 r/min和动力参数1. 运动参数及动力参数的计算(1) 计算各轴的转速：I 轴：n I =nm/ i0=960/1=960 r/mi nU轴：nU = n I / i1=960/2.5=384 r/mi n卷筒轴： nm =n=89.13 r/mi n(2) 计算各轴的输入功率：I轴： PI =PdXn 01 =5.5 X 0.99=5.445 Kw(n 01 = n 4=0.99)U轴：PU = P IXn 12= PIXn 2Xn 3=5.445 X 0.99 X 0.95=4.865 KWpm = PIXn 23= PIXn 1 X

8、n 2=4.685 X 0.97X 0.99=4.494 kw计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550 Pd/nm=9550X 5.5/960=54.71 N mI 轴：T I = Td i0 n 4=54.71 X 1X 0.99=54.17 N mU轴：TU = T【 i1 n 2 n 3n m =89.13 r/minPi =5.445KwPu =4.865Kwpm =4.494 kwTd=54.71N mT i =54.17 N mTu =127.37 N -mTm =505.4N - m=54.17X 2.5X 0.99X 0.95=127.37N m卷筒轴：Tm =

9、T nx i3Xn i Xn 2=127.37X 3.6X 0.97X 0.99=505.4N m计算各轴的输出功率：I 轴: PI，= PI2=5.39 kwn轴: Pn，= pn2=4.82 kw卷筒轴：p/ = pm n 2=4.494 X 0.99=4.45 kw计算各轴的输出转矩：由于In轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 贝y： TI，= t iXn 2=54.17X 0.99=53.63 N mT n = T nXn 2= 127.37X 0.99=126.1 N m卷筒轴：Tm= TmXn 5=505.4 X 0.96=485.18N mPi，=5.39 kwPn =4.

10、82 kwpm =4.45kwTi，=53.63 N -mT n =126.1 N mTm =485.18 N - m综合以上数据，将运动和动力参数整理得下表:轴名功率/kw转矩/ 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5.52.096010.99I轴5.4455.3954.1753.639602.990.95n轴4.8654.82127.17126.103843.60.93五、传动零件的的设计计算1减速器外传动链的设计(1)选择链齿数取小链轮齿数Z1=19,则大链轮齿数Z2二i2Z1=4.31X 19=81.9则取大链轮齿数Z2=82;(2)确定计算功率由【3】P

11、178表9-6查得工况系数Ka=1.0，由图9-13得主 动链轮齿数系数 Kz=1.40,单排链，则计算功率 Pca=KAKzP=1.0 X 1.40 X 4.82=6.75 KW(3)选择链条型号和节距据 Pca=6.75 kw 及 nn =384 r/min 查【3】P176 图 9-11 选 16A, 查【3】P167表9-1取链条节距；(4)计算链节数和中心距初选中心距 a=( 30 50) x 25.4=762 1270r/min，取 a=1000mm2ao z1+z2Z2 Z1p 2X1000 19+82则链长节数 Lpo = 2；。+Z1+Z2 +(穿)2ao = 25.4 +

12、282-1925 4+ ( 2冗)叹1000 =131.79,则取链长节数Lp=132节，查【3】 p180表9-7得中心距系数f1=0.24222则链传动的最大中心距为：a=f1p2L p-(Z1+Z2)=0.24222 X 25.4 X 2 X 132-(19+82)=993mm(5)计算链速v，确定润滑方式n1z1p384 X 19X 25.4V=60X1000 =60X 1000=3.08m/s初选Z1=19,Z2=82Pca=6.75 KWP=25.4Lpo=131.79 a=993mmV=3.08m/sFp=1800Nd1= 154mmd2=663mm由【3】P181图9-14查得

13、润滑方式为油池润滑或油盘飞溅润滑。B=30mm(6) 计算压轴力Fp有效圆周力 Fe=1000p/v=1000 X 4.82/3.08=1565N,链水平布置时压轴力系数 Kfp=1.15,则压轴力Fp=1.15X 1565=1800N(7) 几何尺寸计算1) 分度圆直径 d1=p/sin (1800/z1)=25.4/sin(180°/19)= 154mmd2=p/sin ( 180°/z2) =25.4/sin(1800/82)=663mm2) 轮毂宽B=30mm2、减速器内部传动零件(锥齿轮)的设计(1)选择齿轮材料、精度等级及齿数初选Z1=20Z2=50 传送带为一

14、般工作机，速度不高，故可选用8级精度； 材料的选择：根据要求查【3】P191表10-1可选大小齿轮的材料均为40Cr (调质后表面淬火)，硬度为HRC4855 初选小齿轮齿数 Z1=20，则大齿轮齿数Z2=20 X 2.5=50(2)按齿轮弯曲强度设计由【3】P226设计计算公式(10-240试选K=1.3 r=0.33【b f 1=389.7MPa【c F】2=389.7MPa4KT1Y Fa YFa r(1-0.5 r)2Z12、2 1 f1)确定公式内个参数的数值 初选 K=1.3,;T1=54170 N mm, r=0.33' 由【3】P200 表 10-5 查得 YFa1=2

15、.80, YSa2=1.55;Y Fa2=2.32, Y Sa2 = 1.70； 由【3 P208图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳寿命强度极限cFE1= a FE2= 620 Mpa；由【3】P206图10-18查得齿轮弯曲疲劳寿命系数Kfni二Kfn2=0.88,取安全系数 S=1.4;计算弯曲疲劳许用应力(T F】1 =KFN2 FE2a f 】2=°.通620 =389.7MPa1.4YFa1Ysa1=0.0111F1YFa2Ysa2=0.101F2计算大小齿轮的YFa Yss【a F】并比较小齿轮YFa1YSa1F1280x55 =0.0111389.7大齿轮YFa2Ysa2

16、F22.32 X 1.70389.7 =0.0101由以上可知小齿轮的数值大2）计算计算模数34KT1YFaYFar(1-0.5 r)2Z12J2 1 F4X1.3X541700.33X1-0.5 X).33)2 X202 X. 2.5213X).0111m> 2.382Rt=62.68mm d1t=46.56 mm;b/h=4.08v=2.34 m/s=2.382 计算节锥距Rt=mt、；Z12 z22 /2=2.382X202 502 /2=62.68mm计算分度圆直径 d1t=mtZ1=2.328 X 20=46.56 mm; 计算齿高h、齿宽b 宽高比h/bh=2.2m=2.2

17、X 2.382=5.13mm;b二 r R=0.33X 62.68=20.89;b/h=20.89/5.13=4.08计算圆周速度 v= n d1tn】/60X 100046.56 X 960 n60 X 100=2.34 m/S计算载荷系数据v=2.34m/s,齿轮精度为8级，查【3】P194图10-8取动载系数Kv=1.15 ;查【3】P193表10-2得使用系数Ka=1.0；由于是直齿圆锥齿轮，故齿间载荷分配系数Kh a =Kfb =1;由【3】P212表10-4得8级精度，小齿轮相对支承对称布置时齿向载荷系数 Khb =1.19,查【3】图10-13得 齿向载荷分布系数 g =1.19

18、1, Kfa = 1.612;则载荷系数K=KaKv Kfb Kfa =1.0 X 1.05 X 1.0 X 1.612=1.854按实际载荷系数校正模数3m=mt3=2.382X 寻1.854/1.3 =2.62;3)按齿面接触强度校核由【3】P227强度校核计算公式10-25a h=5ZeKT1v2 3 vr(1-0.5 R)2d13u(1)计算公式中各参数值K= KaKv Kh b KHa =1.0 X 1.15X 1.0X 1.19=1.37;d1=46.56 mm;其余参数与齿根弯曲疲劳强度设计公式相同;查【3】P201表10-6得弹性影响系数Ze=188;Kv=1.15Ka=1.0

19、Kh a =Kfb =1K h b = 1.19KFa =1.612Kf=1.854校正后的模数m=2.62;Kh=1.37Ze=188;查【3】P206式10-13计算应力循环次数Ni=60nijLh=60X 960X 1X (2X 8X 300X 8)=2.212 X 109N2= Ni/ii=2.212X 109/2.5=8.848 X 108查【3】P207图10-19得接触疲劳寿命系数 Khn1=0.95 ,Khn2=0.90,取安全系数 S=1;计算接触疲劳许用应力0.95 X200= KhN1 a Hlim1 /s= =1140a;1.0.90 X200a H 】2= KhN2

20、a Hlim2 / s = 1=1080Mpa(2)计算a h=5ZeKT1三23 =r(1-0.5 R)2du(T H】a h=5 X 1881.37541700.33X1-0.50.33)X46.563>2.5=999.6Mpa <a h 】min(3)校核结果：由以上校核可知设计满足要求!所以之前设计的齿轮模数符合要求，圆整取最近的标准值m=2.754)几何参数计算计算大端分度圆直径d1=mz1=2.75 X 20=55mm ;d2=mz2=2.75 X 50=137.5mm小齿轮大端分度圆直径大于弯曲强度设计的46.56mm,符合要求，不必在对齿数进行修改N1=2.212X

21、109N2=8.848X108Khn1 =0.95Khn2=0.90a h】1=1140Mpaa h】2=1080Mpaa h =1040Mpa模数圆整取最 近的标准值 m=2.75d1=55mmd2=137.5mmR=74.146mm3 1=21048'5''3 2=68011'54'3 a1=24.303 a2=68.75° 节锥距R=m 血z22.75 x J20 5074.046mm2 2 分锥角 3 i二arctan(1/ii)=arctan(1/2.5)=21°485''各 2= arctan ii=arc

22、tan2.5=68°1154'齿根角 0 f=arctanh - arctan2.2><2.75-2.550R74.046顶锥角 3 al- 3 1+ 9 f-24.30,3 a2- 3 2+ 9 f-70.75°根锥角 3 fi - 3 i- 0 f -19.25 03 f2- 3 2- 0 f-65.650 大端齿顶圆直径dai- di+2mcos 3 i-60.12mmda2- d2+2mcos 3 2-139.51mm 齿根圆直径df1 -d1 - 2.2mcos 3 1-49.38mmdf2 - d2 - 2.2mcos 3 2-135.25m

23、m 齿宽b- RR-0.33X 74.046-24.043mm,取整 24mm; 分度圆厚度s2- -4.3mm小齿轮毂宽度B1-35mm大齿轮毂宽度 B2-1.6 X 24-38.4mm六、轴的计设计I、输入轴的设计1、按扭转强度初步确定轴的直径已知：轴的输入功率为 Pi -5.445 Kw转速为 ni -960r/min3 f1-19.25 03 f2-65.650 da1-60.12mmda2-139.51mmdf1 -49.38mmdf2-135.25mmb-24mms-4.3mmB1-35mmB2-38.4mm1）选材：45（调质），硬度217255HBS2）查【3】P370 （15

24、-2 ）式，并查表15-3，取Ao=120，则3 /PT3 /5.445d> A0n1 =12°X960 =214 mm，d> 21.4 mmPea=21.4N m,联轴器的计算转矩，由于轴的转矩变化小取 （=1.3,则Pea二KT1=1.3 X 54.170=70.421N m2、轴的结构设计1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将输入轴的圆锥齿轮做成悬臂结构，安排在箱体一侧，有螺纹固定在输入轴的左起第六段；两轴承正装在 齿轮的右侧，两轴承外圈分别以套杯和套筒定位，内圈以轴肩定位；齿轮、联轴器与轴周向用平键连接。草图如下所示2）确定轴各段直径和长度 左起第一段，由

25、于轴通过联轴器与电动机轴联接，已知取已知电动机轴直径 D=38m 口，查【2】P89选用Y LD7联轴器轴 孔直径30、32、35、38,轴孔长度60联轴器的直径D=60,L 0=168， 螺栓M10数量4个，则第一段轴直径D1=30mm,长度D1=30mmL1=70mmD2二 37mmL1=70mm ; 左起第二段直径取D2=37mm根据轴承端盖端面距机座臂的 距离13=28及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度L2=35mm左起第三段，该段装有圆锥滚动轴承，选用圆锥滚子轴承选用30208型轴承，其安装尺寸尺寸为dX D X T=40 X 80X19.75,那么该段的直径为

26、D3= 40mm，长度为L3=18mm;左起第四段，为光轴段为滚动轴承定位的轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D4= 48mm，长度取L4= 54mm左起第五段为圆锥滚动轴承段，则此段的直径为D5=40mm，长度为 L5=18mm ;左起第六段，为小齿轮接入段取D6=30mm,由于小齿轮齿根圆距键槽的距离x=3<1.6m=4.4故做成齿轮轴，根据小齿轮 轮毂宽度及套筒和挡油板的长度，选该段长度取L6=47mm。3）轴上零件的定位齿轮、联轴器与轴周向用平键连接，按D1,D6查【3】P106表 6-1 得平键截面 bi X hiX 11=10X 8X 33,b6X heX 16=12

27、X 8X58,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7 n6半联轴器与轴的配合为H7 k6L2=35mmD3=40mmL3=18mmD4=48mmL4=54mmD5=40mmL5=18mmD6= 38mmL6= 47mm4）确定轴上的圆角和倒角尺寸（见输入轴的结构设计图）3、按弯曲合成强度条件计算1）做出轴的计算简图（即力学模型）求齿轮上作用力的大小、方向已知：小齿轮分度圆直径：d1=55mm，作用在齿轮上的转矩为：T1 =54.17 N mFt1 = 1969.8NmFr1=716.9Nm圆周力：Ft1= 2T1 2>54.171 1969.8N m ; di

28、0.055求径向力 Fr1 二Ft tana =1969.8>tan200=716.9N轴向力 Fa1=Fr2=673.1NFt1, Fr1 , Fa1的方向如下图所轴承支反力的计算根据轴承支反力的作用点A、B以及轴承和齿轮在轴上的安装位置D，建立力学模型（如下图（a）所示）。水平面内的支反力（如图b所示）:Fnh1 =Ft+FNH2=4054.9NFnh2 = 1969.8 59.7 =2085.1 N56.4垂直面的支反力(如图C所示)：Fnvi +Fnv2 =Fr1FnV2 L2+Ma二FrILi则可得 Fnvi =1669.9 N ; Fnv2 =953.0 N 画弯矩图由图(b

29、)(c)可知：水平面的弯矩： Mh=1969.8 X 59.7=11759.1 N mm垂直面的弯矩： Mv1二 716.9X 59.7=42798.9 N mm Mv2=953.0X 56.4=53749.2 N mm合成弯矩：M1二、Mh2 Mv12"77597.12 42798.92125143.1N mmM2=、Mh2 Mv22.117597.12 53749.22 129298.2N mm 画转矩图：T= Ft X d1/2=84.59 N m=84590 N mm 判断危险截面并验算强度坐起起第五段剖面处承受最大弯矩和扭矩，所以该剖面为危险截面Co由于轴单向旋转，扭转切应

30、力为脉动循环变应力， 取a =0 6,再根据以上计算的数据由【3】P373式15-5得轴 的计算应力.M22 ( T)2J29298.22 (0.6M4590)2 °ca= 38.5MPaFnh1 =4054.9NFnh2=2085.1 NFnv1 =1669.9 N ;Fnv2=953.0 NMh = 11759.1N mmMv1 =42798.9N mmMv2=53749.2N mmM1 = 125143.1N mmM2=84590N -mmca= 8.5MPaWX553由【3】P363表15-1查得45钢的c -1 =60Mpa ,因此ca <a -1,故确定轴的尺寸是是

31、安全的。U、输出轴的设计1、按扭转强度初步确定轴的直径已知：轴的输入功率为 Pi =5.445 Kw转速为 m =384r/min,输入转矩 T2=127.17N m1）选材：2）查【3】P370 （15-2 ）式，并查表15-3，取A=120，则= 120X3 4865_ 384=27.97 mm,2、轴的结构设计 1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将输出轴的圆锥齿轮安排在小锥齿轮一侧， 由套筒和轴肩定位；两轴承正装在齿轮的两侧，两轴承外圈以 套杯定位，内圈以轴肩和套筒定位；齿轮、小链轮与轴周向用 平键连接。草图如下所示材料：45钢（调质），硬度217255HBS2）确定轴各段直径

32、和长度d> 27.97 mm,右起第一段，由于轴通过联轴器与小链轮联接，要幵键槽将 直径增大5%并圆整为30小链轮轮毂宽为30,则第一段轴直径 D1=30mm,长度 L1=45mm ;右起第二段直径取D2=37mm根据轴承端盖端面距机座臂的 距离13=28及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第 二段的长度L2=35mm右起第三段，该段装有圆锥滚动轴承，选用圆锥滚子轴承选用30208型轴承，其安装尺寸尺寸为 dX D X40 X 80X 19.75,那么该段的直径为 D3= 40mm，长度为L3=18mm;右起第四段为安装大齿轮段，则此段的直径为D5= 42mm，由于大齿轮轮毂宽度为

33、 38.4，取长度为L5=36mm ;®右起第五段，为光轴段为滚动轴承定位的轴肩，其直径应小于 滚动轴承的内圈外径，取 D4= 48mm，根据小齿轮的齿顶圆直 径dai=60.12mm,及齿顶圆距内机臂的距离为 16,初选光轴长度L4= 78mm©右起第八段，为轴承接入段并安装套筒，已知大齿轮端面 与内机臂的距离厶2=15mm，轴承T=24.75，则取该段直径D6=40mm,长度为 L6=38mm3）轴上零件的定位齿轮、链轮与轴周向用平键连接，按D1,D5查【3】P106表6-1 得平键截面 b1X h1X 11=10X 8X 40,b6X heX 16=12X 8X 35

34、,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的H7H7配合为；,半联轴器与轴的配合为二。n6k64）确定轴上的圆角和倒角尺寸（见输入轴的结构设计图）D1=30mm L1=45mmD2= 37mmL2=35mmD3=40mmL3=18mmD4=48mmL4=78mmD5=42mmL5=36mm3、按弯曲合成强度条件计算1）做出轴的计算简图（即力学模型）求齿轮上作用力的大小、方向已知：大齿轮分度圆直径：d1=137.5mm，作用在齿轮上的转矩为：T1 =127.17 N m冋田出LC 2T12X27.171圆周力：Ft2=1850N m ；d10.1375求径向力 Fr2 二Ft tan

35、a =1850 X tan 20°=673.3N轴向力 Fa2=Fr1=719.9NFt2, Fr2, Fa的方向如下图所轴承支反力的计算根据轴承支反力的作用点 A、B以及轴承和齿轮在轴上的 安装位置D，建立力学模型（如下图所示）。D6=40mmL6= 30mmFt= 1850N mFr=673.3N水平面内的支反力：Fnhi =369.4NFnh2 = 1479.9NFnvi =331.8NFnv2 =341.3NMh=73846.2N mmMvi =33096.9N mmFnhi= Ft2 49.9369.4N99.9 49.9Fnh2= Ft2-FNH1=185O-369.4=

36、1479.9N垂直面的支反力：根据图（c）可得；FnV1 +FnV2 =F2Fnv2 L2+Ma=L i带入数据解得：Fnvi=331.8N , Fnv2=341.3NMv2=17030.9N mmM1=80923.8N mmM2=75784.2N mmT= 127187.5N mma ca=4.3MPaW80923.82(0.6 X27187.5)ca=画弯矩图如图(b) (c)所示，由图可知：水平面的弯矩：Mh = Fnhi X 99.9=369.4X 99.9=73846.2 N mm垂直面的弯矩：Mvi= Fnw X 99.9=331.8X 99.9 =33096.9N -mmMv2

37、= FnV2 X49.9=341.3X 49.9=17030.9 N -mm合成弯矩：Mi= vMh2 Mvi2 J73846.22 33096.92 80923.8N mmM2= i MTMv2273846.222 75784.2 N mm画转矩图： T= Ft X d2/2=1850 X 137.5/2=127187.5 N mm 判断危险截面并验算强度坐起起第五段剖面处承受最大弯矩和扭矩，所以该剖面为 危险截面Co由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力, 取a =0 6,再根据以上计算的数据由【3】P373式15-5得轴的计算应力23- 4.3MPaX137.532由【3】P363表

38、15-1查得45钢的c -1 =60Mpa ,因此ca <a -1,故确定轴的尺寸是是安全的。 绘制轴的工艺图（见图纸）七.箱体结构设计(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幵窥视孔，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。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。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， 气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机

39、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，提高机体有缝隙处的密封性能。(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，不易分幵。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，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

40、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8机盖壁厚S 18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df12轴承旁联结螺栓直径di10机盖与机座联接螺栓直径d28连接螺栓d2的距离l轴承端盖螺钉直径d36窥视孔盖螺钉直径d46df di d2至外机臂的距离ci18、16、13df d2至凸

41、缘边缘的距离C216、14定位销直径d14轴承旁凸台半径R116凸台高度h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li40, 35, 42大齿轮顶圆与内机壁距离 116齿轮端面与内机壁距离 215机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D2100, 110轴承端盖凸缘厚度t7轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般 s=D2八.键的设计1输入轴与联1平键联接此段轴径 di=30mm,Li=70mm查手册得，选用A型平键，得：A 键 10 X 8GB1096-79 L=L i-b=70-8=62mmT=54.17N m h=7mm根据【3】

42、P106式6-1得a p=2T X 103/(kld)=2 X 54.17X 1000/ ( 0.5X 8X 62X 30)=17.83Mpa < a r =110Mpa2、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径 d2=42mmL2=36mmT n =127.17Nm查手册P51选用A型平键12X 8GB1096-79L=L 2-b=36-12=24mmh=8mma p=2T X 103/(kld)=2 X 54.17X 1000/ ( 0.5X 7X 62X 30)=63.08Mpa < a p =110Mpa3、输出轴与小链轮连接选用 A键bX h= 10X 8L=L 1-b=37-10=27mm九.滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh=2 X8X 300X8=38400 小时1输入轴的轴承设计计算轴器联接采用A 键 bX h= 10X 8L=62mma p=17.83Mpa2、输出轴与大 齿轮联接用A 型平键bXh=12X 8L=24mma p=63.083、输出轴与小链轮连接选用A 键 bX h= 10X 8L=L 1-b=37-10=27mm(1) 初步计算当量动载荷 P因该轴承在工作条件下受到Fr径向力作用和轴向力，查手册知：派生轴向力Fs