二同轴式圆柱齿轮减速器课程方案徐海

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机传动装置机自班学号设计者指导老师2009-12-7学院目录一 课程设计任务书 2二 设计要求 2三 设计步骤 31. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 64. 计算传动装置的运动和动力参数 65. 齿轮的设计 76. 滚动轴承和传动轴的设计 117. 键联接设计258. 箱体结构的设计 269. 润滑密封设计2810. 联轴器设计28四 设计小结 28 五参考资料1111 .传动 装置总体 设计方案2、电动机的选 择1）选择 电动机 的类型2）选择 电动机的容量3）确定 电动机 转速3. 计算传

2、动 装置的 总传动 比和分 配传动比<1 ）总传动比is（2>分配传动 比4. 计算传动装置的运 动和动 力参数1 ）各 轴的转 速2 ）各 轴的输 入功率3 ）各 轴的输 入转矩5. 齿轮的设1 选定齿轮类型、课程设计任务书课程设计题目:原始数据:设计带式运输机传动装置< 简图如下）1运输带2卷筒3联轴器4二级圆柱齿轮减速器5电动机数据编号12345678运送带工作拉力F/N15002200230025002600280033004000运输带工作速度v/（m/s>1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm22024030040022035035

3、0400数据编号910111213141516运送带工作拉力F/N45004800500055006000600080008500运输带工作速度v/（m/s>1.81.251.51.21.31.51.21.3卷筒直径D/mm400500500450450500400450数据编号17181920212223运送带工作拉力F/N900095001000010500110001150012000运输带工作速度v/（m/s>1.41.51.61.71.81.92.0卷筒直径D/mm5005506005505004504001. 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘

4、，环境最高 温度35；2. 使用折旧期：使用折旧期8年；3. 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4. 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V。5. 运输带速度允许误差：土 5%F = 8500Nv = 1.3m sD = 450mmPW = 11.05kw送=0.87 Pd = 12.7 kw nw = 55 r min 选定电动机型 号 Y160L-4 i 送=26 .55= 5.15 i5.15 n】=1460 r min 闿=283.50卩 min njjj_55r min nw = 55 r min P = 12.45kw P=12.08kw PjH=1

5、1.72kw 卩卷=11.49 kw选用直齿圆 柱齿轮传动 软齿轮面闭 式传动 7级精度小齿轮材料 45钢 调质） 大齿轮材料45 钢（调质23119二 1.4KtT厂 8.14410 N mm:：J d = 1Ze= 1898MPaN1109二 4.09精度等 级、材 料及齿 数2> 初步设计齿轮主要尺寸6. 滚动轴承 和传动 轴的设 计（一 >.轴的设 计（二 >.齿轮轴的设计（三>.滚动轴 承的校 核7. 键 联接 设计8. 箱体结构的设计9. 润 滑密封 设计10. 联轴器设计6.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产二. 设计要求1. 完成减速器装配图

6、一张<A0或A1）。2. 绘制轴、齿轮零件图各一张。3. 编写设计计算说明书一份。三. 设计步骤1.传动装置总体设计方案本组设计数据：第十六组数据：运送带工作拉力 F/N 8500。运输带工作速度v/（m/s> 1.3 卷筒直径D/mm 450。1）外传动机构为联轴器传动。2）减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3>方案简图如上图4）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结 构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向 尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级 齿轮的承载能力不能充分利用；

7、中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有 一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为丫系列三相交流异N2 = 7.94 汉108Kh2 = 0.9CKhn2 = 0.95pH 】1=540MPa仃 h 2 =532Mpadt = 60.03mmv 二 4.59m sK =1.288dt t = 58.38mmm 2.5mmdt = 57.5mmd2 = 297.5mma = 177.5mm B1 = 65 mm B2 = 60 mm°f lim 1 = 240MPaCTf lim 2 =220MPaK fn 1 = 0.85K fn 2 = 0.90S=1.4Yst

8、=2.0呃=291.43MPa仃 f2 =282.86 MPaYf3 2.69YFa2=2.16Ysa1= 1.575Ysa2=1.81小齿轮:联轴器传动效率0.99齿式联轴器）的数值较大，应按小 齿轮校核齿 根弯曲疲劳 强度2687MPa 兰 1 b F1 = 286.7 MPa 兰 p F h 弯曲疲劳强 度足够Ft =2831.30NF=1030.51NFa"取 C=120 dmin = 2525mmTea =122.1 N m= 30mm d23 = 36mm l12 = 58mm d34 二 40mm d78 = 40mm l34 = 18mm l78 = 18mmdmin

9、 =28.8mm步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可 靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构, 电压380V。2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为42ri = ri,n /nl12345由机械设计课程设计指导书表 1-7可知：1 :联轴器传动效率0.99弹性联轴器）2 :滚动轴承效率0.99球轴承）3 :齿轮传动效率0.987级精度一般齿轮传动）:卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为3）确定电动机转

10、速按表1-8推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比=8 40nw60vD而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为% = i； “w = (8 40) 55r min = (440 2200) r min符合这一范围的同步转速有 750min、1000r min、i500r min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表 12-1选定 电动机型号为丫160L-4。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mi n>启

11、动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y160L-41514602.22.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表:中心高外型尺寸L X VAC/2+AD )X HD底脚安装 尺寸AX B地脚螺 栓孔直径K轴伸尺寸D X E装键部位尺寸 FX GD160645 X 417.5X 385254 X 2541542 X 11012 X 453.计算传动装置的总传动比i a并分配传动比(1>.总传动比i、为(2>.分配传动比k小考虑润滑条件等因素，初定i =5.15, i =5.154. 计算传动装置的运动和动力参数1>.各轴的转速I轴II轴n =1460 r minnn= = 283.50 r

12、/minill 轴n " "55minin卷筒轴 % 二 n = 55r min2>.各轴的输入功率I 轴 P = Fd 1 2 = 12.45kwII 轴 P = P 3 2 = 12.08kwIll 轴 Pm P 3 2 二 11 .72kw卷筒轴P卷二 Phi. 4 2 二 11.49kw3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td = 9.55 江 10 6 江巴 =8.31江104” mmn ml 轴 T = Td 1 2 = 8.1410 4 N mmll 轴 T =T 3 2i = 4.07 105 N mmIll 轴 T =T 3 2= 2.03

13、106N mm卷筒轴 T卷二 T|4 2 = 1.97 106 N mm将上述计算结果汇总与下表，以备查用轴名功率P/kw转矩 T/(N mm>I轴12.458.14X04II轴12.0854.07x10III轴11.722.03Q06卷筒轴11.4961.97 00-转速 n/(r/mi n>传动比i效率口14605.150.97283.505.150.975510.98555. 齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。(2运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88。(3材料选择。由

14、机械设计表 6.1，选择小齿轮材料为 45钢调质)，硬度为270HBS大齿轮为45钢调质)，硬度为230HBS二者材料硬度差为40HBS(4选小齿轮齿数 乙=23，则大齿轮齿数Z2 =乙=1192初步设计齿轮主要尺寸(1设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2按齿面接触疲劳强度设计，即d1t - 2.323u1( Ze )2：Jd U J1确定公式内的各计算数值I .试选载荷系数Kt = 1.4。n .计算小齿轮传递的转矩9.55 106P4K1T18.14 104 N mmnIm.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表6.5选取齿宽系数“ d -1IV.由机械设计表6

15、.3查得材料的弹性影响系数 ZE - 189.8 MPa。V .由机械设计图6.8按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限-H limi = 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限、二H lim 2工560MPa。w.计算应力循环次数N厂 60njLh= 60 1460 1 8 365 16=4.09 109N2 二 Ni 二 7.94 108 iVD.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数Kh = 0.90 ; Khn2二0.95Vffl .计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1K HN H lim1<!h1 =1= 0.90 疋600MPa =540MPaSk 二h 2 - HN2 Hl

16、im2 =0.95 560MPa =532MPaS2>.设计计算I .试算小齿轮分度圆直径d1t，代入匚h 中较小的值d1t - 2.323 KT1 山（-）2 = 60.03mm''d u jn .计算圆周速度v*160 100060.03 146060 1000二 4.59 m srn.计算载荷系数K查表6.2得使用系数Ka = 1.0。根据v= 4.59 ms、7级精度查机械设计图 6.10得动载系数Kv = 1.12 ;查机械设计图6.13得K ; =1.15。贝 UK=KaKvKi：=1 1.12 1.15=1.288IV.校正分度圆直径d1<6.14）由

17、 机 械 设 计 式dd1t3 k/Kt = 60.03 31.288/1.4mm = 58.38mm3>.计算齿轮传动的几何尺寸I .计算模数mm = d1tz1 = 58.38/23= 2.42mm按标准取模数 m = 2.5mmn .计算分圆周直径d1、d2= m = 2.5 N 23 = 57.5mmd2 = z2m= 119 江 2.5= 297.5mm川.计算中心距d + d2a - 12 - (57.5 + 297.5) / 2 - 177.5mm2IV.计算齿轮宽度b = dd = 57.5mm取 B2 = 60mm， B1 = 65mm。v.齿高h = 2.25m =

18、2.25汉 2.5 = 5.625mm(3>.按齿根弯曲疲劳强度校核2 kt由机械设计式<6.12 ), f = YFaYsa兰Qf忆m1>.确定公式内的各参数值I .由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 升讪1 = 240皿卩3 ；大 齿轮的弯曲强度极限 6讪2 =220MPa ；n .由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.85 , KFN2=0.90 ;川.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数Yst =2.0,得K Y FN1 ST FE1 240x0.852/1.4 291.43MPaSK Y<jf2 FN2 S

19、T FE2 2200.90 汇 2/1.4 282.86MPaSV .查取齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数Ysa1、Ysa2由机械设计表 6.4 查得 YFai=2.69 ； YFa2=2.16 ； Ysai =1.575 ； Ysa2 =1&v.计算大、小齿轮的并加以比较；2fYf= 0.0145EhYFa2Ysa2 =0.01382 F 2W .校核计算2KT12x1 288><8 14疋1。4竹1 =乐 zYFaYsaJ 14匸2x 2.61.575 = 268.7MPa 兰 Q F 1dz；m31.0汉232 汉2.52(4>.结构设计及绘制齿轮零件图

20、首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图6.26(a>荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，因为小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进 行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承传动轴的设计部分。6.滚动轴承和传动轴的设计（一.轴的设计I.输出轴上的功率P-、转速n-和转矩T-由上可知 P -11.72kw , n - 55r min, T - 2.03 106 N mmn .求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d2 二 mz2 二 2.5 119 二 297.5mm而Ft

21、 -2TT3647.O6Nd2Fr 二 Ft tan ：二 4967.12NFa 7in.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表 11.3，取C =110，于是d min = CP"= 65.7mm，因为键槽的影响，故 dmin = 1.03dmin = 67.67mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-。为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea二KAT，查机械设计表10.1，取KA =1.3，贝U：Tea = K aT =2639 N m按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用

22、 GICL4型鼓 型齿式联轴器，其公称转矩为5000N m。半联轴器的孔径 d，70mm，故取d 一=70mm ，半联轴器长度L = 142mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度IV.轴的结构设计(1>.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1>.为了满足办联轴器的轴向定位要求，i- u段右端需制出一轴肩，故取u - m段的直径du=76mm ;左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-U段的长度应比L略短一些，现取I=105mm2>.初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。

23、按照 工作要求并根据du二76mm，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6016,其尺 寸为 d D B = 80mm 125mm 22mm ， 故 dm=d 町二 80mm ； 而 l =24mm。3>.取安装齿轮处的轴端V - V的直径d= 85mm ;齿轮的左端与左轴承之间 采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 60mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此 轴端应略短于轮毂宽度，故取I二58 m m。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h :>0.07d，故取h =6mm，则轴环处的直径dv=97mm。轴环宽度b Kl.4h，取l v=15mm。4>.轴承端盖的总宽度为30mm

24、(由减速器及轴承端盖的结构设计而疋 >。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右端面 间的距离1 =20mm，故1口=50mm。5>.取齿轮距箱体内壁的距离a=12mm ,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动 轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 3mm，已知滚动轴承宽度 T 22 mm，大齿轮轮毂长度L 60mm，贝Ul 皿=T + s+a+(60-58) = (22 +12+ 3+ 2)mm = 37mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2>.轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d即由机械设计手册表4-

25、1查得平键截面b><h-22mm x 14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同H 7时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同n6样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 20mm汽12mm"00mm，半联轴器与轴的配H 7合为一。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸 k6公差为m6。(3>.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表1-27，取轴端圆角2汉45。V .求轴上的载何首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距 L2 +L3 =55mm+55mm=110mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图

26、和扭矩图。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。现将计算处的截面C处的M h、M v及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh t =6823.53NFnh 2 =6823.53NFNV1 =2483.56NFNV2 =2483.56N弯矩MM h =375294.15N mmMv =136595.8总弯矩M 二=399379.66 N mm扭矩TT = 2030000 N mm> >ifKRkw.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 <即危险截面C）的强 度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉

27、动循环变应力，取G =0.6，轴的计算应力Jm2 +QT）2屮20.87MPaW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得j =60MPa因此 ca <_1，故安全。VD .精确校核轴的疲劳强度（1>.判断危险截面截面A,n ,川,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中 均将削弱轴的疲劳强度，但因为轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以 截面a, n,川,b均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面W和V处过盈配合引起的应力集 中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面W的相近，但截面V不受扭矩作

28、用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截 面C上最然应力最大，但应力集中不大<过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C也不必校核。截面w显然更不必校核。由 机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴 只需校核截面W左右两侧即可。（2>.截面W左侧抗弯截面系数W =0.1d3 =0.仆803 = 51200mm3抗扭截面系数州 =0.2d 3 = 0.2汉40 102400mm3截面W左侧的弯矩M为5529M 左一M 汇-177411.78N mm55截面W上的扭矩T为T = 2030000 N mm截面上的弯曲应力M c 一&

29、quot;cfb = =3.47MPaW截面上的扭转切应力T S - 19.82MPaWT平均应力%=OMPa , tm=-=9.91MPa 2应力幅a "b =3.74MPa , Ta =5 =9.91MPa轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2得b b = 640MPa ,j =275MPa，j =155MPa。截面上因为轴肩而形成的理论应力集中系数。口及叫按机械设计附表 1.6查取。因丄= Z° = 0.025，2 =堕=1.0625，经差值后可查得d 80d 80%=1.90，S =1.30又由机械设计图2.7可得轴的材料的敏性系数为= 0.80，=0.8

30、5故有效应力集中系数为1)=1.72心=1 +q宀-1) =1.26由机械设计图2.9的尺寸系数备= 0.65 ；由图2.9的扭转尺寸系数= 0.76轴按磨削加工，由机械设计图 2.12得表面质量系数为Pa = PT = 0.92轴未经表面强化处理，即 =1，则综合系数为K广严古十2.73% 花k1K 工="厂 T =1.74STPT查机械设计手册得碳钢的特性系数怙=0.10.2，取怙= 0.1=0.05 0.1，取®亍=0.05T7T于是，计算安全系数Sca值，则CT 1S汚46.08S=J=8.74S SSca - e T4.92 aS 1.5应+ s；故可知其安全。(

31、3>.截面W右侧333抗弯截面系数W=0.1d =0.仆85 = 61412.5mm抗扭截面系数叫 =0.2d3 =0.2 x853 = 122825mm3截面W右侧的弯矩M为5529M 右=M 汇=177411.78N mm55截面W上的扭矩T为T = 2030000 N mm截面上的弯曲应力M右吧=右=2.89MPaW截面上的扭转切应力 = =16.53MPaWt平均应力 m =0MPa，tm =h=8.27MPa2应力幅° =% = 2.89MPa，芯a =£m =8.27MPakkk过盈配合处的 0，由附表1.4用插值法求出，并取-一 =0.8匚，于是得k _

32、k3.16，2.53zzCTT轴按磨削加工，由机械设计图 2.12得表面质量系数为故得综合系数为1 一1 =2.62所以轴在截面W右侧的安全系数为% K aaa； m= 36.32朋.11a . mSca7.92 S = 1.5xS2 s2故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。Vffl .绘制轴的工作图，如下:E，斜蹶lb4,砂或捕GMT蛙曲-"*181 IL（二.齿轮轴的设计I .输出轴上的功率P ?转速n和转矩T由上可知 P = 12.45kw , n j = 1460r/mn , T = 8.14 汉 104 N mmn .求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径=mZ =2.

33、5 23 = 57.5mm而Ft 二 2T 二 2831.30NdiFr 二 Ft tan ：二 1030.51 NFa 7in.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表11.3，取C =120，于是dmin =C#P= 24.52mm，因为键槽的影响，故 dmin = 1.03dmin = 25.25mm ,输出轴 的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d12。为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea二KaT.,查机械设计表10.1，取Ka =1.5，贝U：Tea 二 KaT =122.1N m按照计算转矩Tea应小于联轴

34、器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N m。半联轴器的孔径 d -30mm，故取di2 = 30mm，半联轴器长度L = 82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L - 60mmIV .齿轮轴的结构设计(1>.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1>.为了满足办联轴器的轴向定位要求，1- U段右端需制出一轴肩，故取U -川段的直径d23 =36mm ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L = 60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I- U段的长度应比L略短一些，现取Ii2 =58mm。2>

35、.初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据d23 = 36mm,查机械设计手册表 6-1选取深沟球轴承6208,其尺 寸为 d D B = 40mm 80mm 18mm，故 d34 =d78 =40mm , l34 =l78 =18mm。3>.轴肩高度h 0.07d，故取h =4mm，则轴环处的直径 d45 =d67 =48mm。 轴环宽度b -1.4h，取&列67 =12mm。4>.轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 >。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右端面

36、间的距离l = 30mm，故G =50mm。5>.由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V - V的直径d56二62.5mm ,l56 =65mm。至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2>.轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d12由机械设计设计手册表 4- 1查得平键截面b x h =10mm=<8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 48mm。同时为了 保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配额为H7 ；滚动k6轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3>.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计手册表1-27，

37、取轴端圆角2沃45°。V .求轴上的载何首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距 L2 +L3 =57.5mm+57.5mm=115mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩 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。现将计算处的截面C处的M h、M v及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FF NH1415 .65 NFnh 2 = 1415 .65 NFNV1 =515.26NFnv2 =515.26N弯矩MM H =81399.88N mmMV =29627.45N mm总弯矩M =86624.05N mm扭矩TT =81400N

38、 mmfLt仟HrVIK筍.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面C）的强 度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取:=0.6，轴的计算应力JM2 +(aT)2<jca = = 5.23MPaW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得j =60MPa因此CT ca <j，故安全。(三>.滚动轴承的校核轴承的预计寿命L'h =8"6x：365 =46720hI .计算输入轴承(1>.已知 n = 1460r./min，两轴承的径向反力 FR1 = FR2 = 1

39、506.51N(2>.计算当量载荷P1、P2R =1506.51NP2 = F=1506.51N(3>.轴承寿命计算因为 R = P2，取 P =1506.51N，深沟球轴承，取 e =3， ft =1 .0，f p = 1.2。查手册得6208型深沟球轴承的=17kN，贝q16667 f£Lh =(-) £ = 49621.7811十nfpP故满足预期寿命。n.计算输出轴承(1>.已知 n=55r/min，两轴承的径向反力 Fr1 = Fr? = 7261.45N(2>.计算当量载荷P1、P2R=7261.45NP2 = F=7261.45N(3&

40、gt;.轴承寿命计算因为R=P2，取P = 7261.45N，深沟球轴承，取呂=3， ft = 1 .0，f p =1.2。查手册得6208型深沟球轴承的C=17kN，贝U16667 ftC 案Lh =( t 严= 49086.47h a Lhnf pP故满足预期寿命。7. 键联接设计I .输入轴与联轴器间键的选择及校核轴径d =30mm，轮毂长度L =60mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b=8mm， h = 7mm， L=50mm(GB/T 1095-2003现校核其强度：1 =L-b=42mm, T =81400N mm，2bp =2T/kld =36.92MPa查手册得p=110MPa

41、，因为坊p £®p，故键符合强度要求。n.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d =85mm，轮毂长度L=60mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b = 22mm， h =14mm， L = 50mm (GB/T 1095-2003现校核其强度：l = L - b = 28mm, T =203000N mm，k=2坊 p = 2T "03/kld = 86.54MPa查手册得bp=110MPa，因为b p 闪卩，故键符合强度要求。川.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d =70m m,轮毂长度L=107mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b = 20mm， h =12mm

42、， L= 100mm (GB/T 1095-2003现校核其强度：l = L b = 80mm,T =203000N mm，k =勺23 fbp = 2T 汉 10 /kid =108.45MPa查手册得p=110MPa，因为 pCRp，故键符合强度要求。8. 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造VHT200)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H7配合.is61.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大于40

43、mm为保证机盖与机座连接处密封，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6.3。3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10mm，圆角半径为R=5。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M8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

44、圈加以密封。C油标：油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：因为减速器运转时，机体内温度升咼，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 装一圆锥疋位销，以提咼疋位精度.F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 色810箱盖壁厚巧円=0.02a +3 狂88箱盖凸缘厚度bibi “旳 i12箱座凸缘厚度:bb = 1和15箱