西华大学二级减速器课程设计说明书

1、课程设计说明书课程设计说明书课程名 称:机械设计课程设计课程代码:题 目:二级斜齿圆柱齿轮减速器学生姓名:张伟荣学 号：3120130316205年级/专业/班:13级机电2班学院（直属系）:机械工程学院指导教师:杜强Word 资料机械设计课程设计任务书学院名称： 机械工程学院专业： 机械电子工程年 级：2013级学生姓名：张伟荣学号：3120130106205指导教师： 杜 强、设计题目带式运输机的减速传动装置设计.、主要内容决定传动装置的总体设计方案；选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计机体结构及其附件的设计；绘制

2、装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。原始数据：运输带线速度v =1.76(m/s )运输带牵引力F =2700(N)驱动滚筒直径D =470(mm )三、具体要求工作条件：使用期5年，双班制工作，单向传动;载荷有轻微振动；运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。四、完成后应上交的材料机械设计课程设计计算说明书;减速器装配图一张；轴类零件图一张；齿轮零件图一张。五、推荐参考资料西华大学机械工程与自动化学院机械基础教学部编.机械设计课程设计指导书,2006秦小屿.机械设计基础（第二版）.成都：西南交大出版社,2012指导教师杜强签名日期2015年6月25日系主任3长 &审核日期2015年6月25

3、日目 录.传动方案的拟定.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算.传动零件的设计计算四.轴的结构设计及强度计算五.滚动轴承的选择与寿命计算六.键的强度计算七.联轴器的选择八.减速器机体结构设计及附件设计总结参考文献计算过程及计算说明一 传动方案拟7E(1)(2)工作条件：使用年限5年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。原始数据：滚筒圆周力 F=2.7kN;带速V=1.76m/s ;滚筒直径D=470mm。电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择:(1)计算传动装置的总效率0.972X 0.983 X 0.992=0.871为轴承的效

4、率，2为齿轮啮合传动的效率，3为联轴器的效率。总=0.87电机所需的工作功率: 皮带速度v:v=1.76m/s工作机的功率Pw：PwFXV10002700 X1.7610004.75 KW工作=5.46KW电动机所需工作功率为：PwPd =4.75=5.46 KW 0.87执行机构的曲柄转速为：60X1000V60X 1000 X1.764 X47071.52 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比ia=840 ,电动机转速的可选范围为 nd = ia x n = (840) 乂 72.24 =577.92889.6r/min 。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量

5、、价格和减速器的传动比，选定型号为 Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率5.5KW,满载转速 nm=960r/min ,同步转速 1000r/min 。n =71.52r/min传动装置总体设计图三 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比:课程设计说明书由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=960/71.52=13.42(2)分配传动装置传动比：取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：ii2 = qi.3ia = qi.3X14.3 = 4.18则低速级的传动比为：i23 =曳=143 = 3 2123i124.31四计算传动装置的

6、运动和动力参数(1)各轴转速：nI = n m = 960 = 960 r/minnn = n/i 12 = 960/4.18 = 229.66r/minnIII = nII/i23 = 229.66/3.21 = 71.55 r/min(2)各轴输入功率：PI = Pd x = 5.5.义 0.99 = 5.445 KWPII = PI X= 5.445 X 0.98 X 0.97 = 5.176 KWPIII = PIIX= 5.176 义 0.98 义 0.97 = 4.92 KW则各轴的输出功率：PI = PIX0.98 = 5.336 KWPII = PIIX 0.98 = 5.07

7、2 KWPIII = PIII X 0.98= 4.822 KW课程设计说明书T = TdX=54.32 X0.99 = 53.78 NmTi = TiXii2X=53.78 X 4.18 X 0.98 X 0.97 = 213.67 NmTill = T|X i23 X=213.67 X 3.21 X 0.98 X 0.97 = 652.98 Nm输出转矩为:T = T1X0.98 = 52.70 NmTi = Tn X 0.98 = 209.40 NmTih = TIIIX0.98 = 639.92 Nm四 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料、热处理及精度:i12=4.18

8、各轴转矩:电动机轴的输出转矩：Td = 9550 X - = 9550 X 546 =54.32 Nmd960所以各轴输入转矩为:高速级大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为大齿轮：217-286HBS。i23=3.21考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱斜 齿轮减速器。材料: 高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：197-250HBS。课程设计说明书2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计:确定各参数的值:nI = 9601)试选 Kt = 1.12) Ti = 9.55 X 1065.46X = 5.43 109604 Nmn产 229.663)选取齿宽

9、系数d = 1.24)查得材料的弹性影响系数Ze = 188 j MPaQu = 71.555)节点区域系数Zh = 2.56)触疲劳强度极限:Hlim2 = 590 MPa 。(r/min查得小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlm1 = 700 MPa ,大齿轮的接7）计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数：Ni = 60nkt h = 60 X960X 1 X5X300X2X8 =1.38 X109Pi=5.445大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = Ni/u = 1.38 x 109/4.15 = 3.23 x 108Pii8）查得接触疲劳寿命系数：KhN1 = 1,KhN2 = 1=

10、5.1769）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1.1，得:Piii=4.92(KW)hi = HN1 1Hhm1= 700/1.1 =636 MPaSh2 = 2 1Hhm2= 590/1.1 = 536 MPaS许用接触应力:h = (hi+h 2)/2 = (636+536)/2 = 586 MPaIPi3设计计算:小齿轮的分度圆直径：dit：=5.336Pii=5.072Piii=4.82232X1.1 X 5.46 X 10000 4.15+1X4.152.5 X 188 x 5862=48.60 mm(KW)中心距:1+iad1tTd =54.32 Nm(1+4.

11、15) X48.60确定模数:=125mm取小齿齿数：Zi = 25,取 =10则:Z2 = i12XZ1 二 4.15X25 = 103.75取：Z2 = 1042a cos10 mn =Z1+Z22X 125 Xcos1025+104=1.91 mm取为标准值:2 mmT = 53.78 Nm计算齿轮参数:Zi- 2acosZ2123.1mn取 Zi Z2 =123T= 231.67 Nm(Z1+Z2)=23.88 1+i即 Zi=24T产652.98NmZ2=123-24=99齿数比 Zi/Z2=99/24=4.125与i = 4.18的要求相比，误差为0.9%,可用COS1MnZ1 Z

12、22a-1 2 123 cos 2 125 =10.26满足要求小齿轮分度圆直径MZdi =48.78mmcos大齿轮分度圆直径d2 =201.2 mmcos=52.70 NmITi齿轮宽度b=d d11.248.78 58.536 mm=209.40 Nm取小齿轮宽度bi =65mmTii639.92大齿轮宽度t)2 =60mmNm4)计算圆周速度v:就1n1v =60 x10003.14X99X960= 4.97 m/s 60 X1000选取齿轮精度等级为8级。5校核齿根弯曲疲劳强度: (1)确定公式内各计算数值:1)查得齿间载荷分配系数:Kh = 1.1 , Kf = 1.1 ；齿轮宽高

13、比为:60*(2ha+c*)mn=1333(2 X 1+0.25) X2求得:Kh = 1.09+0.26d2+0.33 义 10-3b = 1.09+0.26 X 0.82+0.33 X10-3X60 = 1.27,查得：Kf = 1.342) K = KaKvKf Kf=1 X 1.1 X 1.1 X 1.34 = 1.623）查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数：YFai = 2.54 YFa2 - 2.14应力校正系数：Ysal = 1.64 Ysa2 = 1.814）按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Fiim1 = 245 MPaFiim2 = 220 MPa5）计算应力循

14、环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 1.38 X 109大齿轮应力循环次数：N2 = 3.23 X1086）查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 1KFN2 = 17）计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.1,得：_ KFN1 Flim1245LS1.1KFN2 Flim2220 F2 =S= 1.1 = 200YFa1YSa12.54 x 1.64=222.7=0.0187 F1YFa2YSa22.14X1.81=200= 0.0193 F2大齿轮数值大选用。（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：T = 5.43 104Nm课程设计说明书3 /2X 1.62 X 5.43 X 10000 X

15、 0.0193=飞2= 1.66 mm1.2X241.66 0 2所以强度足够。(3)各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d 1 = 48.8 mmd 2 = 201.2 mm圆整的大小齿轮宽度为：b = 65 mmb2 = 60 mm中心距：a = 125 mm模数：m = 2(二)低速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用二级展开式圆柱直h 齿轮减速器。=586 MPa材料：低速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：197-250HBS。高速级大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为大齿轮：217-286HBS。课程设计说明书2初步设计齿

16、轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计:3 /2KtT2u1 ZHZE 2dA 一一巾d十确定各参数的值:1）试选 Kt = 1.1 5 122） T2 = 9.55 106 11 = 2.13 105 Nm 229.663）选取齿宽系数 d = 1.24）5查得材料的弹性影响系数 Ze = 1884MPa5） 5查得节点区域系数Zh = 2.56）查得小齿轮的接触疲劳强度极限：.而1 = 590 MPa ,大齿轮的接d1t =48.60mma = 125 mm触疲劳强度极限：Hiim2 = 450 MPa7）计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkt h = 60X231 X

17、1 X5X300X2X8 = 3.33 X108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 3.33 X 108/3.20 = 1.04 1088）查得接触疲劳寿命系数：KhN1 = 1,KhN3 = 19）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1.3，得:H3 =KHN3 Hlim3S590=454 MPa1.3KHN4 Hlim4H4 =-450 = 346 MPa1.3许用接触应力:h = ( h3 + h4)/2 = (454+346)/2 =400 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径：dit：32X 1.1 X2.13X 100000 3.21+1x

18、3.212.5 X 188 2=77.9 mm400中心距:1+iad1t2(1+3.20)X78.3=164 mm确定模数:取小齿齿数：Z3 = 25,取 =10则:乙=i23XZ3 = 3.21 X25 = 80取：乙=802a cos10 2X164 Xcos10mn =Z1+Z225+80=3.07 mm取为标准值:3 mm o计算齿轮参数:r 2 2acosZ1 Z2 107mn取 Zi Z2=107Z=24Z2=99(Z1+Z2)即乙二25乙=25.4911+iZ =107-25=82齿数比乙 /Z2=82/25=3.28cos1MnZ1 Z2与i = 3.21的要求相比，误差为1

19、.5%,可用2a-1 3 108“=cos =13.05 满足要求2 164小齿轮分度圆直径MZdi =77mmcos大齿轮分度圆直径齿轮宽度b=d d11.278.03 93.66mm取大齿轮宽度b4 = 100mm小齿轮宽度b3= 105mmMrnZ2 d2 =252.5mmcos就3 n2v =60x1000t)2 =60mmbi =65mm4)计算圆周速度v:3.14X84X229.662 、/ “cc =1.01 m/s60 X1000选取齿轮精度等级为8级。5校核齿根弯曲疲劳强度: (1)确定公式内各计算数值:1)查得齿间载荷分配系数:Kh = 1.1 , Kf = 1.1 ；齿轮

20、宽高比为:78*(2ha+c*)mn=11.56(2 X 1+0.25) X3v= 4.97 m/s求得:Kh = 1.09+0.26d4+0.33X 10-3b = 1.09+0.26 X 0.82+0.33 X10-3X93 = 1.29查得：Kf = 1.342) K = KaKvKf Kf=1 X 1.1 X 1.1 X 1.34 = 1.623）查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数：YFa3 - 2.58 YFa4 - 2.23应力校正系数：Ysa3 = 1.61Ysa4 = 1.794）按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Fiim3 = 245 MPaFiim4 = 220

21、 MPa5）同小齿轮应力循环次数：N3 = 3.33 X108大齿轮应力循环次数：N4 = 1.04 1086）查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 1KFN4 = 17）计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3,得：_KFN3 Flim3245L3S1.3KFN4 Flim4220F4 =S=13= 169.2S1.3YFa3YSa32.58 x 1.61=188.5= 0.022咱3YFa4YSa42.23 X1.79=169.2= 0.024乍4大齿轮数值大选用。（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：3 /2KT2 YFaYSa mn)8 22J dZ3 乍3 /2X 1.62 X215X

22、 1000 X0.024=、2 = 2.81 mm1.2X252.81 3所以强度足够。(3)各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d 3 = 77 mmd 4 = 252.5 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 =100 mmb4 = 105 mm中心距：a = 164 mm ,模数：m = 3五传动轴承和传动轴及联轴器的设计I轴的设计1输入轴上的功率R、转速n1和转矩T：P1 = 5.445KW m = 960 r/min T1 = 54.16 Nm2求作用在齿轮上的力：已知局速级小齿轮的分度圆宜径为：d 1 = 60 mm则:2T1 Ft =d12X54.16 X100060=1805.3 N

23、n1d min = A0 X3P1=110X输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴Fr = Ft x tan t = 1805.3 x tan20 0 = 657.1 N3初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机 械设计（第八版）,取A。= 110,得:54.16=19.6 mm 960由于转矩变化很小，故取：Ka =器的型号，联轴器的计算转矩：Tca = KaT1,1.2,贝hTCa = KaT = 1.2X54.16 = 64.99 Nm由于键槽将轴径增大4%,选取联轴器型号为：LT4型，其尺寸为：内 孔直径20 mm ,轴孔

24、长度38 mm ,则：d12 =22 mm ,为保证联轴器定 位可靠取：l12 =40mm 0半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴 端挡圈直径为：D = 30 mm ,左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为： d 23 = 27 mm 。右端距箱体壁距离为 12mm ,取心=50 mm 。4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d 56= 25 mm ;因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：6204型深沟球轴承，其尺寸为:d XDXT = 20X 47X14 mm

25、 ,轴承右端采用套筒定位，取：以=16 mm 。d1 = 48.8 mmd2=201.2mm右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得， 6204型轴承的定位 轴肩高度：h = 3 mm 。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。 由于:di&2d 56 ,所以小 齿轮应该和输入轴制成一体，所以：156 = 65 mm ;齿轮的左端与轴承之间 采用套筒定位，则：167 = 10+2.5 = 12.5 mmI45 = 7.5+100+10+4 = 121.5 mm178 = T = 16 mm5轴的受力分析和校核：1)作轴的计算根据6204深沟球轴承查手册得T= 14mma=125m = 2齿宽中点距

26、左支点距离 L2 = (60+5)/2+14+121.5-14mm = 157 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (60+5)/2+12.5+14-14/2)mm = 48mm2)计算轴的支反力：水平闻支反力：FtL31807 X48Fk二一 一一一二=423 NNH1L2+L3157+48FtL21807 X157F NH2 =1384 NL2+L3157+48垂直面支反力:_ FrL3 FNV1 = L2+L3657.6 X 48=154 N 157+48_ FrL2 FNV2 = L2+L3657.6 X 157=504 N 157+483）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面处的水平弯矩:

27、M H = Fnhi L2 = 423 X 157 Nmm =66427 Nmm截面处的垂直弯矩:Mv = Fnvi L2 = 154 X 157 Nmm = 24178 Nmm截面处的合成弯矩:M = .M2+M2/ = 70690 NmmH V作合成图。4）按弯扭组合强度条件校核轴的强度:通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度W校核。，取 =0.6 ,则有:Mca ca = WM 1 + (订1产4706902+(0.6X54.2 X 1000)20.1 X503MPaT2=213000Nm=8.2MPa

28、1.4h = 1.4 X2.45 = 3.43 mm ,取 b=10mm,所以： d 12 = d56 =30 mm , I34 =10 mm。由于低速小齿轮直径 d3和2d34相差不 多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：，145 = 93 mm ,则：112 = T2+s+a+2.5+2 = 36 mm156 = T2+s+a= 32mm4轴的受力分析和校核：1)作轴的计算根据6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 L1 = (60/2-2+36-16/2)mm = 56 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2 = (60/2+10+b3/2)mm =

29、 87.5 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离 L3 = (b3/2+32-16/2)mm = 71.5 mm2)计算轴的支反力：水平面支反力_ Ft1(L2+L3)+Ft2L3 _ 2084X(87.5+71.5)+5301 X71.5_FNH1 =L1+L2+L3=56+87.5+71.5=3307 N_ Ft1L1+Ft2(L1+L2)FNH2 =L1+L2+L3-_ 2084 X 56+5301 乂 (56+87.5)=56+87.5+71.5=4081 Na = 164 mm垂直面支反力（见图d）:F NV1Fr1(L2+L3)-Fr2L3L1+L2+L3_ 759X(87.5+71

30、.5)-1929 X71.5=56+87.5+71.5=-80N_ Fr1L1-Fr2(L1+L2)FNV2 =L1+L2+L3759 X 56-1929 X (56+87.5)=-1090 N 56+87.5+71.53)计算轴的弯矩截面B、C处的水平弯矩：Mh1 = Fnh1 L1 = 3307 x 56 Nmm = 185192 NmmMh2 = Fnh2 L3 =4081 X 71.5 Nmm = 291792 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：M V1 = FNV1 L1 = -80 x 56Nmm = -4480 NmmMV2 = FNV2L3 = -1090 X71.5 Nmm =

31、-77935 Nmm截面B、C处的合成弯矩：Mi = . M2 +M2.= 185246 NmmH1 V1:22M2 = . M H2+M V2 = 302021 Nmm作合成弯矩图4）按弯扭组合强度条件校核轴的强度:通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4）,取 =0.6,则有：Z= 25Mcaca = WNM2 + ( aT2)2WZ,= 82d185246 2+(0.6 X 209.4 X 1000 )20.1 X353MPa=52.2 MPa 0.07d = 0.07 X64 = 4

32、.48 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4X4.48 = 6.27 mm ,所以，& = 10 mm ；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 20 mm课程设计说明书145 = B2+a+s+5+c =70 mm5轴的受力分析和校核：1)作轴的计算根据6210深沟球轴承查手册得T= 20 mm。中点品点品喃 L2 = (93/2+10+70+20-20/2)mm = 136.5mm齿宽中点距右支点跑离 L3 = (93/2-2+37-20/2)mm = 71.5 mm2)计算轴的支反力：水平闻支反力：=2=5204X71=1789nFnh1 L2+L3136.5+7

33、1.5NFNH2 = . 9|q = 3415 NL2+L3136.5+71.5垂直向支反力：FNV1 =黑=15= 651 NNV1 L2+L3136.5+71.5FrL21894 X136.5Fnv2 = L2+L3 = 136.5+71.5= 1243N3)计算轴的弯矩截面C处的水平弯矩：Mh = Fnh1 L2 = 1785 X 136.5 Nmm =243652.5 Nmm截面C处的垂直弯矩：M V = Fnv1 L2 = 651 x 136.5Nmm = 88861.5 Nmm截面C处的合成弯矩：M = . M2+M2 = 259350 NmmH V4）按弯扭组合强度条件校核轴的强

34、度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4）,取 =0.6,则有:Mca ca = WM2 + ( aT3)2-WMPa259350 2+(0.6 X 653 X 1000 )20.1 X643=17.5 MPa Ti,故键满足强度要求。2中间轴键计算：校核高速大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bxhxi = 10mm X8mm x45mm ,接触长度:l = 45-10 = 35 mm ,则键联接所能传递的转矩为： )T = 0.25hl d f = 0.25 X 8 X 35

35、 X 35 X 120/1000 = 294 NmT T2,故键满足强度要求。3输出轴键计算：(1)校核低速大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bxhxi = 16mm x 10mm x83mm ,接触长度:l = 83-16= 67 mm ,则键联接所能传递的转矩为： )T = 0.25hl d f = 0.25 X 10 X 67 X 64 X 120/1000 = 1286 NmT T3,故键满足强度要求。(2)校核低速联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bxhxi = 12mm x8mm x62mm ,接触长度:l = 62-12= 50 mm ,则键联接所能传递的转矩为：

36、 )T = 0.25hi d f = 0.25 X 8 X 50 X 50 X 120/1000 = 600 NmT T3,故键满足强度要求。七轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：中心距：a = 164 mmm = 3Lh = 5 X 2 X 8 X 300 = 24000 h1输入轴的轴承设计计算：(1)初步计算当量动载荷P：因该轴承只受径向力，所以P = Fr = 657.1 N=7320 N(3)选择轴承型号:查课本表11-5,选择:6204轴承，Cr = 12.8 KN,有:106 C 3Lh =P360nd1=4.25 X 105Lh_10612.8 X1000 3=60 义

37、 960657.1所以轴承预期寿命足够。2中间轴的轴承设计计算：(1)初步计算当量动载荷P:因该轴承只受径向力，所以：P = Fr = 2034 N=14093 NFt = 1805 N查课本表11-5,选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN,有:u =叱360n210619.5 X1000 3彳=3 =4.43 义 104 Lh60X23114093所以轴承预期寿命足够。3输出轴的轴承设计计算：(1)初步计算当量动载荷P：因该轴承只受径向力，所以：P = Fr = 1894 N(2)求轴承应有的基本额定载荷值 C为：C = PcL = 1894 乂入巾 X24000 =8898N106

38、、V 106(3)选择轴承型号：查课本，选择：6210轴承，Cr = 43.2 KN,由课本有：106 C 3Lh =p 3)60n.1106 43.2 X1000 3R=3 = 2.68 X 106Lh60X721900h所以轴承预期寿命足够。八、减速器机体结构设计及附件设计1箱体(箱盖)的分析：Fr= 657.1Ndmin =19.6mmdi2 =22 mmd23 = 25 mmd34=d 56 =mm27箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配 置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到 工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2箱体（盖）的

39、材料：由于本课题所设计的减速器为普通型， 故常用HT15-33灰铸铁制造 这是因为铸造的减速箱刚性好，易得到美观的外形，易切削,适应于成批生 产。3箱体的设计计算，箱体尺寸如下名称符号尺寸（mm ）机座壁厚8机盖壁厚&8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度bi12机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n6轴承为联结螺栓直径di12机盖与机座联接螺栓直d210径联轴器螺栓d2的间距l150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d10df,d1, d2至外机壁距离Ci22, 18, 16df, d2至凸缘边缘跑离C220, 14轴承旁凸台半径Ri18凸台高度h根据低速级轴

40、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li44大齿轮顶圆与内机壁距离 110齿轮端面与内机壁跑离 210机盖、机座肋厚m 1 ,m7, 7轴承端盖外径D262, 70, 90轴承端盖凸缘厚度t9轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2 互/、干, -M s=D2主要附件a）窥视孔和视孔盖 窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜；窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台 上，并应考虑密封。b）通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。 较完善的通气器内部制成一定曲路， 并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过

41、滤通气器。c）油面指示器 用油标尺，其结构简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座孔。d）放油孔和油塞 放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。选 M22 d）起吊装置 减速器箱体沉 重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱， 在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。e）定位销 常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因 此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。f）起盖螺钉起盖螺

42、钉螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径 可与凸缘联接螺钉直径相同。九润滑与密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所 以其速度远远小于150-200 m/min，所以采用脂润滑，箱体内选用 CKC150润滑油，装至规定高度。油的深度为：H+3：H = 40 mm hi = 34 mm所以：H+h 1 = 30+34 = 64 mm 。ca8.2MPa=60其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证 机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创， 其表面粗度应为Ra=6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱 之间的距离不宜太大，为150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 减速器中滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑。若采用润滑油可直 接用减速器油池内的润滑油进行润滑如采用润滑脂的牌号根据工作条件 进行选择润滑方式（润