设计加热炉推料机传动装置.

1、课程设计（论文）题目名称设计加热炉推料机传动装置课程名称机械设计课程设计学生姓名学号系、专业机电工程学院09机械A指导教师刘海潮2012年6月12日、乙刖百机械设计课程设计是培养学生具有设计能力的技术基础课。机械设计课程设计则是机械设计课程重要的实践性教学环节。通过课程设计实践，可以树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和有其他先修课程的理论与生产实际知识去分析及解决机械设问题的能力。机械设计工作，可以分为计算和结构设计两部分，它们是紧密相关、互相联系的。机械设计完成的图纸表示的是机械的结构，按图纸加工出的机器，应具有使用者要求的性能。所以，机械设计和加工者直接接触的是机械

2、的结构。为了使机械结构具有要求的性能、工作可靠、经济实用，在很多情况下要进行计算。计算做为结构设计的依据，而计算数据必须以机械结构为对象，如强度计算必须知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必须知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交叉、反复进行的。目录第1章设计任务书错误！未定义书签。1.1 设计带式输送机的传动装置错误！未定义书签。1.2 设计加热炉推料机传动装置错误！未定义书签。第2章电动机的选择错误！未定义书签。4.1 电动机的选择错误！未定义书签。4.1.1 选择电动机的类型错误！未定义书签。4.1.2 选择电动机的容量错误！未定

3、义书签。4 电动机到工作机输送带间的总效率为错误！未定义书签。4 电动机所需工作功率为错误！未定义书签。4 确定电动机的转速错误！未定义书签。第3章传动比的分配错误！未定义书签。1.1.10.1 计算传动装置的总传动比i三并分配传动比错误！未定义书签。1 总传动比i±为i£=nm/nw=1430/38=37.6.错误！未定义书签。1 分配传动比错误！未定义书签。1.2.10.1 计算传动装置各轴的运动和参数错误！未定义书签。1 各轴的转速错误！未定义书签。1 各轴的输入功率错误！未定义书签。1 各轴的输入转矩错误！未定义书签。第4章蜗杆蜗轮的设计计算错误！未定义书签。1 选

4、择蜗杆的类型错误！未定义书签。1 选择材料错误！未定义书签。1 按齿面接触强度设计错误！未定义书签。1 确定作用在蜗轮上的转矩错误！未定义书签。1 确定载荷系数错误！未定义书签。1 确定弹性影响系数ZE和Zp错误！未定义书签。1 确定许用接触应力仃H错误！未定义书签。1 计算中心距错误！未定义书签。1 蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸错误！未定义书签。1 蜗杆错误！未定义书签。1 蜗轮错误！未定义书签。1 校核齿根弯曲疲劳强度错误！未定义书签。1 验算效率Y错误！未定义书签。第5章齿轮传动的设计计算错误！未定义书签。3.2 选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数错误！未定义书签。3.3 按齿面接触

5、强度设计错误！未定义书签。3.3.1 确定公式内的各计算数值错误！未定义书签。3.3.2 计算错误！未定义书签。3.3.3 按齿根弯曲强度设计错误！未定义书签。3 确定公式内的各计算数值.错误！未定义书签。3 设计af算错误！未定义书签。3.4 几何尺寸计算错误！未定义书签。轴的设计错误！未定义书签。5.2 蜗杆轴错误！未定义书签。6.1.1求蜗杆轴上的功率、转速和转矩错误！未定义书签。错误！未定义书签。6.1.1.1求作用在蜗轮上的力6.1.1.2初步确定轴的最小直径错误！未定义书签。6.1.2轴的结构设计错误！未定义书签。6.1.2.1初选轴承错误！未定义书签。6.1.2.2各轴段直径的确

6、定错误！未定义书签。6.1.2.3各轴段长度的确定错误！未定义书签。6.1.2.4轴上零件的周向定位错误！未定义书签。6.1.2.5轴上倒角与圆角错误！未定义书签。6.1.3求轴上的载荷错误！未定义书签。6.2装蜗轮的轴（第二根）的设计错误！未定义书签。6.2.2初步确定轴的最小直径错误！未定义书签。6.2.3轴的结构设计错误！未定义书签。6.2.3.1确定轴的各段直径错误！未定义书签。6.2.3.2各轴段长度的确定错误！未定义书签。6.2.2.3轴上零件的周向定位错误！未定义书签。6.2.2.4轴上倒角与圆角错误！未定义书签。联轴器的选择错误！未定义书签。角接触球轴承的选择与校核错误！未定义

7、书签。8.1减速器轴承选取错误！未定义书签。8.2高速级轴承寿命验算：错误！未定义书签。键的选择与校核错误！未定义书签。9.1输入轴上键的选择及校核错误！未定义书签。9.2中间轴上键的选择及校核错误！未定义书签。9.2.1与蜗轮连接的键错误！未定义书签。9.2.2与小齿轮连接的键错误！未定义书签。箱体的设计错误！未定义书签。10.1箱体的基本结构设计错误！未定义书签。10.2箱体的材料及制造方法：选用铸铁，砂型铸造。.错误！未定义书签。10.3箱体各部分的尺寸错误！未定义书签。润滑和密封的设计错误！未定义书签。11.1润滑错误！未定义书签。11.2密封错误！未定义书签。11.2.1轴伸出处的密

8、封错误！未定义书签。1.2.1.5 轴承内侧的密封1.2.2.5 箱盖与箱座接合面的密封的接合面上涂上密封胶。错误！未定义书签。错误！未定义书签。11.3附件的设计错误！未定义书签。11.3.1窥视孔盖和窥视孔错误！未定义书签。第7章第8章第9章第10第119.1.1 排油孔、放油油塞、通气器、油标错误！未定义书签。9.1.2 吊耳和吊钩错误！未定义书签。第12章设计总结错误！未定义书签。第13章参考文献错误！未定义书签。第1章设计任务书设计带式输送机的传动装置设计加热炉推料机传动装置原始数据：大齿轮传递的功率：Pw=1.1kw大齿轮轴的转速：nw=38r/min每日工作时间：T=8h工作年限

9、：a=10（每年300个工作日）（注：连续单向运转，工作时有轻微振动，输送机大齿轮转速允许误差为土5%）设计工作量：.设计说明书一份.加热炉推料机装配图一张（A0）.零件图两张（A2）第2章电动机的选择电动机的选择选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。选择电动机的容量标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。电动机到工作机输送带间的总效率为YE=11Y2Y3Y4刀1、刀2、刀3、刀4分

10、别为联轴器、蜗杆蜗轮、轴承、齿轮的传动效率。查表得Y1=0.99,Y2=0.8,Y3=0.98,Y4=0.98。所以Y£=0.99X0.8X0.983X0.98=0.731电动机所需工作功率为0.731=1.505kw确定电动机的转速取齿轮传动一级减速器传动比的范围iJ=35。取蜗杆涡轮的传动比i2,=16。则总的传动比iT=iJ72,=330。根据电动机的类型，容量，转速，要使R=1.505kw,由课程设计指导书中表可选定电动机型号为Y100L1-4型号的电动机；其主要性能如下：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)起动车t矩/额定转矩取大转矩/额7E转矩Y100L1-4

11、2.214302.22.3第3章传动比的分配计算传动装置的总传动比i班分配传动比总传动比i工为i£=nm/nw=1430/38=37.6为电动机是用联轴器与蜗杆相连接的，之前选用了2头蜗杆的传动效率，而2头蜗杆与蜗轮的荐用传动比在1430之间，圆柱齿轮的传动比在25之间；在协调分配传动比，i-376一一初选圆枉齿轮的传动比为i2=2;则蜗杆蜗轮的传动比为i1=-工=18.8。i223.2计算传动装置各轴的运动和参数各轴的转速I轴：n1=nm=1430r/minn轴:n1_1430i1一18.8.min出轴：n3=nw=38rmin各轴的输入功率r=pm1=2.18kwp2=p123=

12、2.180.80.98=1.708kw出=p234=1.64kw各轴的输入转矩电动机输出转矩为：Td=9.55106更=9.55106-22=1.47104Nmmnm1430I轴：1=Td1=1.455104Nmm-6Po61.7084.口轴：T2=9.5510-9.5510=23.310Nmmn270.1P31.64出轴：T3=9.55106=9.55106=41.2104Nmmn338将上述计算结果汇总于下表，以备查用：轴名功率P/kw转矩T/(N?mm)转速n/(r/min)传动比i2.2,_,一41.47X1014301I轴2.18一41.455X10143018.8n轴1.70852

13、.33X1070.12出轴1.6454.12X1038第4章蜗杆蜗轮的设计计算选择蜗杆的类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。选择材料考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。按齿面接触强度设计根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。则传动中心距为ZeZ:a-3KT2Q）,二H确定作用在蜗轮上的转矩按Zi=2,效率为

14、0.8,则6F2T2=9.55106W69963Nmmn2确定载荷系数因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数Kp=1.3,由表中选取使用系数Ka=1.15,由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数Kv=1.05,则K=KpKaKv=1.3X1.15X1.05=1.57确定弹性影响系数ZE和Zp因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1的蜗轮和45刚蜗杆相配，故ZE=160JMFa；先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值为d1/=0.35,从图表中查得Zp=2.9。确定许用接触应力<th根据蜗轮材料为锡磷青铜(ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC'

15、;可从表中查得蜗轮的基本许用应力b=268MPa。应力循环次数N=60jn2Lh=60M1M70.1M(10X8X300)=1.009x108寿命系数KHN=81078=0.74901.009108上H=KHN&H=0.7490268=200.74MPa计算中心距_ZeZ、160M2.92a>3kt2(ff)2=31.57父169963父()2mm=112.800mmoh、200.077取中心距a=125mm因为i1=18.8,故从表中选取模数m=5mm蜗杆分度圆直径d1=50mm这时d1/a=0.4,与假设相近，从图表中可查得Zp=2.75<Zp,因此以上计算结果可用。蜗

16、杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗杆轴向齿距Pa=15.7;直径系数q=10.00;齿顶圆直径da1=60mm齿根圆直径df1=38mm分度圆导程角=arctanz1=arctan=11.31°轴向齿厚s2=7.85mm)q10蜗轮蜗轮齿数：z2=39;变位系数x2=-0.5z19.5-18.8验算传动比：i1=19.5,这时传动误差为=3.7%是允许的418.8蜗轮分度圆直径:d2=mz2=539=195mm蜗轮喉圆直径:蜗轮齿根圆直径:da2=d2+2ha2=195+22.5=200mmdf2=d2+2hf2=195-27=168mm11蜗轮咽喉母圆半径：rg2=a-da2=125-

17、200=25mm校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2d1d2mcosYf32Y：<r当量齿数Z23933coS5(cos11.31)3=41.36根据x2=-0.5,Zva=41.36,从图表中可查得齿形系数Yf32=2.95一，一，1131螺旋系数Y=1-=1=0.9192140140许用弯曲应力二F=卜fkfn从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa寿命系数Kfn910699_9106:N-1.382108=0.57830F=!:FKfn=560.5783=32.38MPa所以二-F=1.53KT2、，一1.531.57169963一一2丫尸22

18、丫：=-Td1d2mn5019552.950.919222.709MPaf。卜，弯曲强度校核满足要求。4.6验算效率4=0.95tan0.9tan(v)已知？=11.31°,%=arctan。，%与相对滑移速度Vs有关.d1n1二501430o3.8601000cos6010000.9843从表中用插值法查得fv=0.0246,Q=1.242代入上式得=(0.950.96)tantan(")=0.83大于原估计值，因此不用重算。第5章齿轮传动的设计计算选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数按第一章的传动方案图，选用直齿圆柱齿轮；推料机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（

19、GB10098-88）;由表中选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBs选择小齿轮的齿数为20,大齿轮则为3黑20=60。按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即%=2.323确定公式内的各计算数值T1=9.55106P2试选载荷系数Kt=1.3,计算小齿轮传递的转矩由表中选取齿宽系数61.708KW5.=9.55父10父=2.33父10Nmm,70.1r.min1a=1,由表中查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1,由图表中按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限c-Hlim1=600M

20、Pa,大齿轮的接触疲劳强度极限C-Hlim2=550MPa；由公式计算应力循环次数，小齿轮的应力循环次数为N1=60nljLh=60父70.1父1父（8父10父300）=1.009父108,大齿轮的应力循环次数为N2=60n2jLh=60父38父1父（8父10M300）=0.547父108;由图中取接触疲劳寿命系数kHN=0.90,kHN2=1.0;计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数S=1,由公式得:H1=KHN1'-Hlim1=0.9600=540MPa,S1二hiKHNFHlim1=L°_=550MPaS15.2.2计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入仃H中较

21、小值d=2323K丁2U一1(工E-)2=2323d1t2.323Iu(LH)I5、21.3父1.708M105(2+1)189.8i(577.5)=75.93mmdm3.1475.9370.1计算圆周速度y,v=11=0.2786m/s；计算齿宽b,60100060000b=*dd1t=1黑75.93=75.93;计算齿宽与齿高之比b/h,模数=51=2593=3.80，齿高tZ120h=2.25mt=2.25父3.80=8.55mm,b/h=75.55/8.55=8.84;计算载荷系数，根据v=0.2786m/s,7级精度，由图查得动载荷系数KV=1.13,直齿轮，Kh=Kf=1,由表查得

22、使用系数ot=aKa=1.25,由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KhP=1.427,由b/h=8.84,=1.207，查图得Kf=1.35,故载荷系数为W87887,K=KaKV，KHotKH|3=1.25M1.13M1M1.427=2.016;按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，由公式得，d1=d1t3i工=75.93MK；m=d4=87.887/20=4.39。5.2.3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为-3吧产)%(%)确定公式内的各计算数值由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限仃FE1=500MPa,大齿轮的弯曲强度极限DfE2=380MPa；由图10-18取

23、弯曲疲劳寿命系数KfN1=0.91,KfN2=0.95；计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳系数S=1.4,由公式得二f1KFN广FE1S0.915001.4二325MPa二F12KFN1FE1S0.953801.4=257.86MPaKv计算载荷系数K,K=kA'kvKfoc-Kfp=1.25x1.13x1x1.35=1.91;查取齿形系数，由表查得Yu=2.8,Y=2.4;查取应力校正系数，由表查得Vo=1.55,Fa1Fa2Sa1Vo=1.67;计算大、小齿轮的YaY包并加以比较YFa1YSa1=绮1.55=0.01335,YSa2二f-f1325YFa2Ysa2二F2Z.4'

24、;1.670=0.01554,大齿轮的数值大。257.86设计计算2KT2(YFaYsa)_3dZ；二f一21,911.7010120250.01554=2.93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而齿面接触疲劳强度所数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数4.39并就近圆整为标准值m=5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=87.887mm,算d出小齿轮的齿数Z1=18,大齿轮的齿数z2=i2z1=36。m5.3几何尺寸计算计算分度圆直径小齿轮的分度圆

25、直径d1=z1m=18x5=90mm大齿轮的分度圆直径dd2a=2d2-z2m-365=180mm计算中心距大齿轮的分度圆直径90180.=135mm；计算齿轮宽度b=%d1=1M90=90mm,取2B=95mm,B2=90mm。第6章轴的设计6.1蜗杆轴II111lrVVII6.1.1求蜗杆轴上的功率、转速和转矩由第3章可知p1=2.18kw,r=1430,丁1=1.455父10、mm。求作用在蜗轮上的力因已知蜗杆的分度圆直径为50mm则切向力Ft1=2T1d121455104二584N50轴向力"抽喑二"mm径向力Fr1=Fr2=Ft2tan：=869.79N初步确定轴

26、的最小直径Ao=112先初步校核估算轴的最小直径，取dmin=A3/=112父；/=12.86mmdminn11430该轴是用联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，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Tca=KaT1,查表，考虑到转矩变化很小，故取Ka=1.3,则:44Tca=KaT1=1.31.455104=1.8915104Nmm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX2（J1型）弹性柱销联轴器，其公称转矩为560Nmm半联轴器的孔径d=32,孔长度L=60mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。轴的结构设计

27、初选轴承初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承轴承；参照工作要求并根据d=40mm由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承。型号为30208,其尺寸为dXDXT=40mm80mm19.75mm=各轴段直径的确定初估轴径后，句可按轴上零件的安装顺序，从左端开始确定直径.该轴轴段I-II为最小端，故该段直径为32mmIII-IV段安装轴承，故该段直径为40mm为了设计的需要，考虑安装密封装置，设计II-III段的直径为35mmIV-V段轴承的轴向定位，查表选直径为45mm取V-VI段直径为40mmVI-VII段为蜗杆，直径是蜗杆的顶圆直径为60

28、,即-皿直径和V-VI段一样为40mm皿-IX直径和IV-V一样，IX-X段是安装轴承，所以选直径为40mm.各轴段长度的确定I-II段安装联轴器，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-II段的长度可取70mmII-III段装端盖，长为40ms轴段III-IV的长度为19mm轴段IV-V装长度为15mmV-VI段的长度为30,VI-VII的长度为85mm,VH-皿长度与V-VI的长度相同，而皿-IX段的长度与IV-V的长度相同，IX-X的长度为25mmo轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴劲选用k6,联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为10*8GB

29、1096-2003。轴上倒角与圆角为保证7208c轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm其他轴肩圆角半径均为2mm根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为2*45。求轴上的载荷在确定轴承支点位置时，查得30208圆锥滚子轴承的a=16.9mm,因此，做出简支梁的轴的跨距为192mm计算得出轴的弯矩和扭矩分别如下：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1-F-FL=292=FNH2-2292FNV1=697.465NFNV2=115.695N弯矩MMH=28032NmmMV1=66956.64NmmMV2=11106.64Nmm总弯矩M1=72587

30、.77NmmM2=30152.12Nmm扭矩T3=14550Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度，因为轴单向转动，扭转切应力为脉冲循环变应力，取0=0.6,轴的计算应力为(Mi2+("3)2=j72587.772十(0.6父14550)2W2；(0.1503)2=5.85MPa前面已选定轴的材料为45刚，调质处理，由表查得仃j=60MPa因此，2ca<24,所以安全。iC-292NM.W8032N米nm17=813,16NxK=55850NmpiE=£234.15NE=697,465W=L15,695NMr66956.G4N*nmMF11106164NnnTmTTnrrn

31、i-不H=7£587.77NnfnK=3.1S2TrnTnTnr.6.2装蜗轮的轴（第二根）的设计IIIII1VIII6.2.1求作用在蜗轮和齿轮上的力度圆直径为d2=mtz2=5x41=205mm,所以得Ft22T22229105二2234.15Nd2205Fa2=Ft1=584NFr2=F.1=813.16N;Ft=4490.2N,Fr=1634.3N。初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45刚，调质处理。根据公式，取Ao=112,于是得d'min=A3住=112父丁229=35.486mmo,n2.72轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径初估轴径后，句可按轴上零

32、件的安装顺序，从左端开始确定直径.该轴轴段I-II段装轴承，故该段直径为50mm为了设计的需要，考虑轴的轴向定位，设计II-III段的直径为55mmIII-IV段为齿轮的轴向定位提供轴肩，根据计算设计直径为62mmIV-V段安装齿轮，故该段直径为56mm齿轮左端用套筒固定。V-VI段装套筒和轴承，直径和I-II段一1为50mmW-口段安装轴承端盖，采用毡油封，所用直径为45mmVH-皿安装小齿轮，故该段直径为42mm各轴段长度的确定I-II段长为轴承的宽度为20mmII-III加上轴承到箱体的距离加轴间到箱体的距离为12mm,III-IV段为轴间的长度为8mmIV-V装齿轮，长为66mm轴段V

33、-VI的长度为42mm轴段V1-口装轴承端盖，长度为30mm齿轮宽加齿轮间隙为75mmW-皿段的长度为小齿轮的轮毂的长度为107mm6.2.2.3轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，涡轮，齿轮与轴选用A型普通平键联接，键的型号分别为16*10,12*8GB1096-1979,键槽用键槽铳刀加工，长分别为56mm90mm同H7时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为H7;小r6H7齿轮与轴的配合精度为。与轴承内圈配合轴劲选用k6。k66.2.2.4轴上倒角与圆角为保证7210C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径

34、分别由具体而定。根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为2*45。第7章联轴器的选择蜗杆轴最小直径dmin=Ao31之13mm取直径为32mmni查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器：联轴器转矩计算T=KTc查表课本14-1,K=1.3,则44Tca=KaT1=1.31.455104=1.8915104Nmm启动载荷为名义载荷的1.25倍，则TC=1.25黑18.915=23.64Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用LX2（J1型）弹性柱销联轴器，其允许最大扭矩T=560N.m,许用最高转速n=6300r/min,半联轴器的孔径d=3

35、2,孔长度l=60mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。第8章角接触球轴承的选择与校核减速器轴承选取高速轴选用30208中间轴选用30208减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm安装尺寸（mm内径d外径D宽度BDaminDbmaxramax高速轴3020840801873751.5中间轴3020840801873751.5高速级轴承寿命验算：1）预期寿命要求使用寿命L=10年X300天X8小时=24000小时2）寿命计算高速轴使用30208型圆锥滚子轴承名=10/3,ft=1,fp=1.2,Cr=63.0KN,C0r=74.0KN轴颈d=40mm,转速n1=1430r/min径向

36、载荷Fr=353N,轴向载荷Fa=2450N确定e的值：0r245074000=0.331查表得e=0.8Fa_2450Fr352=7>e查表得X=0.44,Y=1.295由公式得P=f(XrFYF1.2*(0.443521.2=95N即轴承在受径向载荷Fr=352N和轴向载荷Fa=2450N时的寿命相当于只承受纯径向载荷P=3993N时的寿命根据公式，有106什36.8父10001=9117卜60nP6014303993求得的Lh值远小于预期寿命，所以这个减速器的低速轴正常使用，工作3.8年要换一次轴承。第9章键的选择与校核在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式为:2T0p=

37、dlk输入轴上键的选择及校核联轴器要求与蜗杆连接。根据轴径d=32mm初选A型平键。b=10mm,h=8mm,L=50mm即：键10X8GB/T1096。L=L-b=50-8=42mm.K=0.5h=0.5X7=3.5mm查课本表6-2,得轻微冲击载荷时，键联接的许用挤压应力bp=100120MPa2Tdlk一，一一421.455103.55032=5.19M叱仃所以键的挤压强度足够。中间轴上键的选择及校核输出轴上开有2个键槽，与涡轮、齿轮联接。与蜗轮连接的键选才iA型，根据轴径d=56mm查手册得bxh=16x10，即键宽为16,键高为10,取标准长度为L=56mm所以l=L-b=56-16

38、=40mm。k=0.5h=0.5x10=5mm2Tdlk22.30410560385.5=36.7MPa二0p所以键的挤压强度足够。与小齿轮连接的键选才iA型，根据轴径d=42mm查手册得bxh=12X8，即键宽为12,键高为8,取标准长度为L=90mm所以l=L-b=90-12=78mm。k=0.5h=0.5x8=4mm2Tdlk22.2910542784=34.95MPa二p所以键的挤压强度足够。第10章箱体的设计箱体的基本结构设计箱体是一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结

39、构对工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体的材料及制造方法：选用铸铁，砂型铸造。箱体各部分的尺寸箱体参数表1：名称称号一级齿轮减速器计算结果机座壁厚80.04a+3mm>8mm15机盖壁厚810.85812机座凸缘厚度b1.5612机盖凸缘厚度bii.5Sii2机座底凸缘厚度b22.5620地脚螺钉直径df0.036a+i2mmi6地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径di0.75dfi2机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6)df8连接螺栓d2的间距li50200mm轴承端螺钉直径d

40、3(0.40.5)df6窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df5定位销直径d(0.70.8)d26df、di、d2至外机壁距离Ci见表222,i6,i3df、d2至缘边距离C2见表220,ii轴承旁凸台半径RiC220凸台高度h根据低速轴承座外径确定42外机壁到轴承端面距离lici+c2+(58)mm48内机壁到轴承端面距离l28+ci+c2+(58)mm56蜗轮齿顶圆与内机壁距离i>i.2Si0蜗轮端面与内机壁的距离2>88机座肋厚m0.8587轴承端盖外径D2轴承座孔直径+(5-5.5)d3i25轴承端盖凸缘厚度e(ii.2)d3i0轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以Md和Md不发生干涉为准表2：连接螺栓扳手空间ci、C2值和沉头座直径螺栓直径M8Mi0Mi2Mi6M20M24M30cimini3i6i822263440iii4i620242834沉头座直