华中科技大学机械设计课程设计计算说明书双级展开式圆柱齿轮减速器

1、华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书双级展开式圆柱齿轮减速器华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书双级展开式圆柱齿轮减速器华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书双级展开式圆柱齿轮减速器华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书题目:双级展开式圆柱齿轮减速器专业:材控班级：1103姓名:牛茂刚学号:U201111278指导教师:胡于进华中科技大学2014年1月16日1目录33444514141520232425262计算与说明主要结果一、设计任务书设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。设计数据及工作条件：F=5000N;v=0.4m/s;D=400mm；生产规模：少批；工作

2、环境：有油有水；载荷特性：平稳；工作期限：十年双班制。设计注意事项：1.设计由减速器装配图1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上齿轮），以及设计计算说明书一份组成；设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写；设计图纸及设计说明书必须按进度达成，经指导教师审查认可后，才能赏赐评分或争辩。二、传动方案的解析与拟订根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为nw601000v/(D)19.1r/minnw19.1r/min为防备过载以及过载而惹起的安全事故，可拟订传动方案为：外部链传动+内部双级圆柱齿轮传动。机构整体布置如图一：图1.传动方案简图3三、电动机的选择与计算电动机的种类选择

3、根据动力源和工作条件，采用Y系列三相沟通异步电动机。电动机的功率工作机有效功率:Pw=Fv/1000=50000.4/1000kW=2kWPw=2kW设电动机到工作机之间的总效率为，并设1，2，3，4，5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、转动轴承、链传动以及滚筒的效率。查文件4表2-2可得：1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.92，5=0.96，由此可得：总效率：=1223445=0.990.9720.9940.950.96=0.7745=0.7745电动机所需功率：Pd=P/=2.58kWP=2.58kWwd查文件4表16-1采用电动机的功率为3.0kW。电动

4、机转速的选择在常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两者之间选择。前者的总传动比为78.53，后者的总传动比为52.35，前者虽然电动机转速高、价钱低，但总传动比大。为了能合理地分派传动比，使传动装置构造紧凑，决定采用同步转速为1000r/min的电动机。4.电动机型号确定由功率和转速，查文件4表16-1，选择电动机型号为：Y132S-6,其满载转速为960r/min，查表16-2，可得：中心高H=132mm；轴外伸轴径D=38mm；轴外伸长度E=80mm.四、传动比的分派计算得内外总的传动比i=nm/nw=50.26取V带传动的传动比i13则减速器的总传动比ii/i1=50.

5、26/3=16.75.因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比i21.3i1.316.754.666低速级的传动比i3i/i216.75/4.6663.590=nm/nw=50.2616.75i24.666i33.590五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算各轴的转速计算n=nm=960r/min4n=n/i2=205.74r/minn=n/i3=57.31r/minn=n=57.31r/min各轴的输入功率计算P=Pd1=2.5542kWP=P23=2.453kWP=P23=2.355kWP=P13=2.309kW各轴的输入转矩计算T1=9550P1/n1=25.409NmT2=9550P2/

6、n2=113.861NmT3=9550P3/n3=392.43NmT4=9550P4/n4=384.77Nm将上述数据概括总结如下表所示。表1.各轴的运动和动力参数转速功率转矩轴号（r/min）（kW）（Nm）电动机输9602.554225.490出轴高速轴205.742.453113.861中间轴57.312.355392.43低速轴57.312.309384.77传动比i4.6663.5901六、传动零件的设计计算和轴系零零件的初步选择减速器外部传动链传动的设计计算（1）选择链轮齿数。链传动齿数比约为3，查文件4表5-14取小链轮齿数z=25.1大链轮齿数z2iz1=75120合适。z1=

7、25（2）确定计算功率。z2iz1=75已知链传动工作平稳，采用电动机驱动，查文件4表5-11取KA=1.3,计算功率为PcKAP1.32.309=3.0kW（3）初定中心距a0，确定链节数Lp。Pc=3.0kW初定中心距a0=30-50p,取a0=40p。a0=40p52azzzz212p021130.02Lp22pa0取Lp=130节（取偶数）。（4）确定链节距p。首先确定系数KZ、KL、KP。由文件3表5-12查得小链轮齿数系数KZ=1.34；由图5-17查得KL=1.07。选单排链，由表5-13查得KP=1。所需传达的额定功率P0Pc2.092kWKZKLKP由文件3图5-15选择滚子

8、链型号为16A，链节距25.4mm。（5）确定链长和中心距。链长LLpp/10003.302mpz1z222Lpz1z2z2z1中心距aLp8=584.768mm4222中心距的调整量一般应大于2p。Lp=130节P02.092kW滚子链型号为16A，链节距25.4mm。3.302ma2p225.4mm50.8mma533.968mm实际安装中心距aaa533.968mm（6）求作用在轴上的压力。v0.606m/sn1z1p0.606m/s链速vFQ=4571.8N60000工作拉力F=1000P/v=3809.8N工作平稳，取压轴力系数KQ=1.2，则轴上的压力FQ=KQF1.23809.8

9、N4571.8N(7)选择润滑方式。滴油润滑根据链速和链节距，按文件3图5-16链传动选择滴油润滑。设计结果：滚子链型号16A-1136GB/T1243.1-1983，链轮齿数z125,z275,中心距a533.968mm,压力FQ4571.8N。选择滴油润滑。2高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮输入功率2.554kW，转速960r/min，转矩T=25.490Nm，齿数比1u=i1=4.762，单向运转，载荷平稳，每日工作16小时，预期寿命10年，由电动机驱动。（1）、选择齿轮的材料及热办理方式小齿轮:45钢,调质办理，齿面硬度230HBS;大齿轮:45钢,正火办理，齿面硬度190HBS。

10、（2）、确定许用应力确定极限应力Hlim和Flim许用接触应力Hlim1=580MPa，Hlim2=550MPa；许用弯曲应力Flim1=220MPa，Flim2=210MPa。B.计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN，YN6N160an1t2.765109N12.765109N2N18N25.8061085.80610u查文件3图3-18和图3-19得，ZN1=1，ZN2=1；YN1=1，YN2=1计算许用应力由文件3表3-4取S1,S1.4则：HminFminHlim1ZN1HP1SHmin580MPaHlim2ZN2HP2550MPaSHminFlim1YSTYN1FP1314MPaSF

11、minYYFlim2STN2FP2300MPaSFmin（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸选择齿轮种类采用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。采用8级精度初选参数初选参数：12，Z121，ZZu=214.762100，120,齿宽系数d0.9。Z121Z2=100120初步计算齿轮主要尺寸因采用电动机驱动，工作机载荷平稳，查文件3表3-1得KA=1，因齿轮速度不高，取Kv=1.05，因为为非对称布置，轴的刚性较小，取K=1.13，K=1.2，K=KAKvKK=1.424，由文件3图3-11查得ZH2.45；表3-2查得弹性系数ZE189.8MPa;取重合度系数Z0.8;螺旋角系

12、数为：Zcoscos120.989；=HP2=550MPa，因此，有：HPd1=3ZHZEZZ22KTu1HPdu35.219mm故：mndcos35.219cos12mm1.640mm1Z121取标准模数mn=2mm，则中心距0.9mn2mm7mn(Z1Z2)2(21100）a2cos12mm123.70mm2cos圆整后取a=125mm。调整螺旋角：arccosmn(z1z2)2aarccos2(21100)212514321计算分度圆直径：d1mnZ1/cos221mm43.388mmcos14321d2mnZ2/cos2100mmcos14321206.612mm计算圆周速度：vd1n

13、1/(601000)2.181m/s计算齿宽：bdd10.943.388mm=39.05mm大齿轮：b2=40mm小齿轮：b1b2(510)mm(406)mm46mm（4）、验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数:Z121ZV123.15cos3cos314321Z2100ZV2110.25cos3cos314321a=125mm14321d143.388mmd2206.612mm2.181m/sb2=40mmb146mm查文件3图3-14、3-15得，齿形系数：YFa12.73，YFa22.20；应力修正系数：YSa11.58，YSa21.80。取Y0.7，Y0.9则：82KT1F1YFa1YS

14、a1YYbd1mn56.43MPaFP12KT1F2YFa1YSa1YYbd1mn51.81MPa齿根弯曲强度足够。5）、齿轮构造设计齿顶圆直径：da1d12ha（43.38822）mm47.388mmda2d22ha（206.61222）mm210.612mm齿根圆直径：dd12h（43.388-21.252）mm38.388mmf1fdf2d22hf(206.61221.252)mm201.612mm关于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢调质办理。关于中间轴上的大齿轮2，因为da2200mm，所以做成腹板式构造。3低速级传动

15、齿轮的设计计算低速级主动轮输入功率2.453kW，转速205.74r/min，转矩T2=113.861Nm，齿数比u=i1=3.666，单向运转，载荷平稳，每日工作16小时，预期寿命10年，由电动机驱动。（1）、选择齿轮的材料及热办理方式小齿轮:45钢,调质办理，齿面硬度230HBS;大齿轮:45钢,正火办理，齿面硬度190HBS。（2）、确定许用应力确定极限应力Hlim和Flim许用接触应力Hlim1=580MPa，Hlim2=550MPa；许用弯曲应力Flim1=220MPa，Flim2=210MPa。B.计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN，YNN160an1t2.765109N2N15

16、.806108u查文件3图3-18和图3-19得，Z=1，Z=1；Y=1，Y=1N1N2N1N2计算许用应力由文件3表3-4取S1,S1.4则：HminFmin9Hlim1ZN1HP1580MPaSHminHlim2ZN2HP2550MPaSHminYYFlim1STN1FP1314MPaSFminFlim2YSTYN2FP2300MPaSFmin（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸选择齿轮种类采用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。采用8级精度初选参数12，Z124，ZZu=223.66688，120初选参数：,齿宽系数d0.9。初步计算齿轮主要尺寸因采用电动机驱动，工作机载荷

17、平稳，查文件3表3-1得KA=1，因齿轮速度不高，取Kv=1.05，因为为非对称布置，轴的刚性较小，取K=1.13，K=1.2，K=KAKvKK=1.424，由文件3图3-11查得ZH2.45；表3-2查得弹性系数ZE189.8MPa;取重合度系数Z0.8;螺旋角系数为：Zcoscos120.989；HP=HP2=550MPa，因此，有：213ZHZEZZ2KTu1d=HPdu59.392mm故：d1cos59.392cos12mm2.42mmmn21Z1取标准模数mn=2.5mm，则中心距mn(Z1Z2)2(2488）143.13mma2mm2coscos12圆整后取a=145mm。调整螺旋

18、角：Z124Z288120d0.9mn=2.5mma=145mm10arccosmn(z1z2)2aarccos2(2488)214515525计算分度圆直径：d1mnZ1/cos224mmcos1552562.143mmd2mnZ2/cos288mm227.857mmcos15525计算圆周速度：vdn/(601000)110.6558m/s计算齿宽：bdd10.962.143mm=55.93mm大齿轮：b2=58mm小齿轮：b1b2(510)mm(586)mm64mm4）、验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数:ZZ12426.67V1cos3cos315525ZV2Z2883397.78co

19、scos15525查文件3图3-14、3-15得，齿形系数：YFa12.62，YFa22.22；应力修正系数：YSa11.62，YSa21.79。取Y0.7，Y0.9则：2KT1YFa1YSa1YYF1bd1mn95.55MPaFP12KT1YFa1YSa1YYF2bd1mn89.46MPa15525d162.143mmd2227.857mm0.6558m/sb2=58mmb164mm11齿根弯曲强度足够。5）、齿轮构造设计齿顶圆直径：da1d12ha（62.14322.5）mm67.143mmda2d22ha（227.85722.5）mm232.857mm齿根圆直径：df1d12hf（62.

20、143-21.252.5）mm55.893mmdf2d22hf(227.85721.252.5)mm221.607mm关于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢调质办理。关于中间轴上的大齿轮2，因为da2200mm，所以做成腹板式构造。初算轴的直径及轴构造的初步设计dminC3P45钢，调质办理，查已知，最小轴径的初算公式为n，轴的材料均采用得其许用应力1b=60MPa,C=118107。1）、高速轴取C=110，则轴端直径dminC3P11032.554mm15.24mmn960在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增

21、大5%，得dmin=16.00mm,再根dmin=30mm据所选择的联轴器，取dmin=30mm。初步设计其构造如下列图所示：图2.高速轴构造设计（2）、中间轴取C=110，则：dminC3P11032.453mm25.13mmn205.74在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=26.39mm,再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到转动轴承的选型，取dmin=35mm。初步设计其构造如12下列图所示：dmin=35mm图3.中间轴构造设计3）、低速轴取C=110，则：dminC3P11032.355mm37.96mmn57.31在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故

22、应将dmin增大5%，得dmin=39.86mm,再根据设计手册查标准尺寸，取dmin=50mm。初步设计其构造如下列图所示：dmin=50mm图4.低速轴构造设计初选转动轴承根据传动特点：载荷平稳，低载低速，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。表2.轴承代号及其尺寸性能轴种类轴承代号dDTBCCr/kNC0r/kN转动轴承选型结果：高速轴30207357218.25171554.263.5高速轴：中间轴30208408019.75181663.074.030207低速轴302126011023.752219102130中间轴：30208低速轴：由于齿轮圆周速度有大于2m/s，所以这三对

23、圆锥滚子轴承均采用油润滑。3021213七、联轴器的选择及计算高速轴与电动机机之间的联轴器因为轴的转速较高，启动频繁，载荷有变化，宜采用缓冲性较好，同时拥有可移性的弹性圆柱销联轴器。计算转矩，根据文件3表9-2，取工作情况系数KA=1.5，则：TcaKAT11.525.490Nm38.235NmTcaKAT31.5384.77Nm577.155Nm查表，选择联轴器型号：LX3。其主要尺寸如下表所示：表3.GICL3型鼓形齿式联轴器主动端基本尺寸型号轴孔种类键槽种类d1LD2LX3Y型A型308238LX5Y型A型5011255八、键连结的选择及计算1.高速轴间键的设计与计算高速轴连结处轴颈d=

24、30mm,初步采用A型键，采用45钢调质办理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=8mm，高度h=7mm。该轴段长度l=82mm，故根据标准，可取键长L=70mm，其有效长度为l=L-b=74mm。高速轴上传达的转矩T1=25.490Nm，由此可得该键所受挤压应力为：4T425.490PP0.0300.007Pa6.56MPadhl0.074该键知足强度条件，其设计是合理的。中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算中间轴上大齿轮与中间轴连结处轴颈d=44mm,初步采用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa

25、，取P=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=12mm，高度h=8mm。该轴段长度l=38mm，故根据标准，可取键长L=32mm,其有效长度为l=L-b=16mm。中间轴上传达的转矩T2=113.861Nm，由此可得该键所受挤压应力为：4T4113.86180.87MPaPPdhl0.044Pa0.0080.016故该键知足强度条件，其设计是合理的。低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算低速轴上大齿轮与低速轴连结处轴颈d=65mm,初步采用B型键，采用45钢调质办理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=135MPa。查标准得其公联轴器:LX3错误！未找到引用源。Y3082Y3

26、882LX5Y50112Y55112GB/T50141993高速轴间键：键8X70GB/T1096中间轴与其上大齿轮间键：键12X32GB/T109614称尺寸：宽度b=18mm，高度h=11mm。该轴段长度l=55mm，故根据标准，可取键长L=50mm,其有效长度为l=L-b=32mm。低速轴上传达的转矩T=392.43Nm，由此可得该4键所受挤压应力为：4T4392.4368.61MPaPPdhl0.065Pa0.0110.032低速轴与工作机间键的设计与计算工作机与低速轴连结处轴颈d=50mm,初步采用A型键，采用45钢调质办理，在静载荷下其许用挤压应力P为125150Mpa，取P=13

27、5MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=14mm，高度h=9mm。该轴段长度l=112mm，故根据标准，可取键长L=110mm，其有效长度为l=L-b=96mm。低速轴上传达的转矩T4=384.77Nm，由此可得该键所受挤压应力为：低速轴与其上大齿轮间键：键18X50GB/T1096低速轴与工作机间键：键14X110GB/T10964T4384.77PP0.050Pa35.63MPadhl0.0090.096该键知足强度条件，其设计是合理的。九、轴的强度校核计算高速轴1）、计算齿轮受力齿轮1的圆周力：2T1225.4901175NFt1N1175Nd10.043388Ft1齿轮1的径向力：Fr1

28、Ft1tann1175tan20N442Ncoscos14321齿轮1的轴向力：Fr1442NFa1Ft1tan2786.5tan14321N305NFa1305N（2）、画受力简图假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，关于零件作用于轴上的散布力或转矩均看作集中载荷作用于轴上零件宽度的中点（后边的受力解析均作此假定），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力解析方法可知各分力的方向如下列图。进而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。15图5.高速轴的受力解析3）、计算支反力铅垂面内支反力：Fad1/2Fr122342NRVA52122RVBFrRVA442342N100

29、N342N水平面内支反力：RVAFt122824NRVB100NRHA52+122RHA824N（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图RHB824N16（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看作脉动循环变化，取=0.6，则：齿轮所在截面左截面：McaM水2平+M竖2直(T)2182522+177842(0.615294)2Nmm37248Nmm（6）、校核弯、扭合成强度Mca解析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈37248Nmmd=43.388mm,其抗弯模量W=0.1d3由此可得，轴上该地方受弯曲应力为：Mca372481b60MPac

30、aW8168MPa4.6MPa4.6MPa显然，轴的强度特别足够。进而该轴的构造设计合理。ca中间轴1）、计算齿轮受力齿轮2的圆周力：2T2Ft23750Nd2齿轮2的径向力：tannFr2Ft2cos1414N齿轮2的轴向力：Fa2Ft2tan1011N2）、画受力简图按照前面所作假定，可画出中间轴的受力如下列图所示。图6.中间轴的受力解析Ft23750NFr21414NFa21011N17铅垂面内支反力：RVA205NRVBFrRVA767N水平面内支反力：RVA205NRHA2370NRHBFtRHA2555NRVB767N（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图RHA2370NRHB

31、2555N18（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看作脉动循环变化，取=0.6，则：22(T)2222170854NmmMcaM水平+M竖直15277+155855(0.6113860)NmmMca（6）、校核弯、扭合成强度170854Nmm解析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=43.388mm,其抗弯模量W=0.1d3由此可得，轴上该地方受弯曲应力为：caMca170854MPa7.4MPa1b60MPaW23833显然，轴的强度特别足够。进而该轴的构造设计合理。ca=7.4MPa2.低速轴1、画受力简图按照前面所作假定，可画出中间轴

32、的受力如下列图所示。铅垂面内支反力：RVA-148NRVBFrRVA1562N水平面内支反力：RVA-148NRHAHBFtRHA2507NRVB1562N1243NR（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图RHA1243NRHB2507N19（5）、计算当量弯矩轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看作脉动循环变化，取=0.6，则：McaM水2平+M竖2直(T)21553752+968442(0.6392430)2Nmm298263Nmm6）、校核弯、扭合成强度解析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=43.388mm,其抗弯模量W=0.1d3由此可得，轴上

33、该地方受弯曲应力为：Mca1b60MPaca14MPaW显然，轴的强度特别足够。进而该轴的构造设计合理。十、转动轴承寿命的校核计算高速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：图8.高速轴上轴承支撑受力Fa305NFr1R2RHA2892NVAFr2RVB2RHB2365N关于30207型轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为：Fr1S1279N2YMca298263Nmm=14MPaca20S2Fr2114N2Y两轴承为正装，且S1S2+Fa，故有：Fa2S2576N，Fa1S2Fa419N因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1，关于轴承1，

34、有：Fa14190.469e，故有：Fr1892P1fP(0.4Fr1YFa1)1130N又，关于轴承2，有：Fa2e，故有：Fr2P2fPFr21.1365N402N因P1P2，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷C系数取为ft=1，滚子轴r=54.2承的寿命指数=10/3，则中间轴上轴承寿命为Lh106ftCr6.8106h年10年60n1P11431L1431年故，高速轴30207圆锥滚子轴承是适用的。中间轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：图8.高速轴上轴承支撑受力Fa706NFr1R2RHA22379NVAFr2R2RHB22668NVB21关于302

35、08轴承，查得：e=0.37，Y=1.6，由此可求得其派生轴向力为：Fr1S1743N2YFr2S2834N2Y两轴承为正装，且S1S2+Fa，故有：Fa2S2834N，Fa1S2Fa743N因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1，关于轴承1，有：Fa111390.479e，故有：Fr11379P1fP(0.4Fr1YFa1)3051N又，关于轴承2，有：Fa2e，故有：Fr2P2fPFr21.12668N2935N因P1P2，故按轴承1计算其寿命。其基本额定负荷C取为ft=1，滚子轴承的r=63寿命指数=10/3，则中间轴上轴承寿命为Lh106ftCr1.9106h410年10年60n1P1

36、故，中间轴30208锥滚子轴承是适用的。L410年低速轴上圆锥滚子轴承的寿命校核轴承的支撑受力如图8所示，由轴的受力易知：Fa1011NFr1R2RHA21252NVAFr2R2RHB22954NVB22关于30212轴承，查得：e=0.4，Y=1.5，由此可求得其派生轴向力为：Fr1S1417N2YFr2S2985N2Y两轴承为正装，且S1+FaS2，故有：Fa1S1417N，Fa2S1Fa1428N因为在和平稳，故取载荷系数fP=1.1，关于轴承1，有：Fa1e，故有：Fr1P1fPFr11.11252N1377N又，关于轴承2，有：Fa114280.483e，故有：Fr12954P2fP

37、(0.4Fr2YFa2)3656N因P2P1，故按轴承2计算其寿命。其基本额定负荷C取为ft=1，滚子轴承的r=102寿命指数=10/3，则中间轴上轴承寿命为Lh106ftCr19.7106h4112年年60n1P110故，低速轴30212圆锥滚子轴承是适用的。L4112年十一、润滑和密封齿轮的润滑由于齿轮的圆周速度较小，均小于12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低，浸油深度可达1/61/3的齿轮半径，故主要考虑中间轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm。齿轮齿面硬度为280350HBS，圆周速度1-2.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值

38、为2转动轴承的润滑由于齿轮圆周速度大于2m/s，故采用飞溅润滑，飞溅的有一部分直接溅入轴承，一部分先溅到箱壁上，然后再顺着箱盖的内壁流入箱座的输油沟中，经轴承端盖上的缺口进入轴承。密封本减速器中的密封只假如指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈分别采用毡圈30JB/ZQ4606和毡圈55JB/ZQ4606。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。23十二、箱体及附件的构造设计和选择箱体减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式构造。为使机体有足够的刚度在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，同时为了防备油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。铸件壁厚为8，圆

39、角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。轴承盖与套杯均采用凸缘式轴承盖，其详细尺寸（见装配图上所示）依构造而定。视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的地点，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作。根据减速器中心距选择其详细尺寸，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M6螺钉紧固（详细构造参照装配图）。油面指示器采用油标尺。油标位在便于察看减速器油面及油面稳定之处。油尺布置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。油标尺中心线与水平面呈45或大于45角，并注意加工游标尺凸台和安装游标尺时，不与箱体凸缘或吊钩相干

40、预，详细构造见装配图。通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，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。本减速器采用通气罩。启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联络凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，省得损坏螺纹。定位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联络凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。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.油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他零件凑近的一侧，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，并加封油圈加以密封。箱体

41、详细各部分的尺寸大小如表4所示：箱座壁厚8mm箱盖壁厚18mm箱座凸缘壁厚b12mm箱盖凸缘壁厚b112mm24箱座底凸缘壁厚b2轴承盖螺钉直径窥视孔螺钉直径定位销直径大齿顶圆与箱体内壁距离1齿轮端面与箱体内壁距离2箱座箱盖上的肋板厚地脚螺钉直径与数目通孔直径沉头座直径底座凸缘尺寸轴承旁连结螺栓直径轴承旁连结螺栓通孔直径轴承旁连结螺栓沉头座直径轴承旁连结螺栓凸缘尺寸连结螺栓连结螺栓箱座、箱盖的连结螺栓直径箱座、箱盖的连结螺栓通孔直径箱座箱盖的连结螺栓沉头座直径箱座箱盖的连结螺栓凸缘尺寸20mm8mm6mm6mmmmmmm7，m17df16mm，n6df=20mmD045mmC125mm，C223mmd112mmd13.5mmD=26mmC120mm,C216mmd210d11mmD=22C118mm,C214mm十三、设计小结纸上学来终觉浅，绝知此事要躬行。经过三个星期的“实战操练”，我收获了好多。或许每个男孩都有一个设计师的梦想，我也是抱着这样一个梦想长大的。可是，想像很美好，现实却很残忍。从前我只看到了设计师表面上的鲜光明丽，这一次，我终于意会到了那一抹光环背后的凄凉难过。在没有任何设计基础的条件下，我们迎来了这次课程设计。整整18天，我都陶醉在这孤单、频频的设计之中，算了又画，画了又改，改了再算，就是在这不断重复的过程中，