2025年三维参数化圆柱齿轮减速器详细设计与仿真分析

目录

一.设计任务书.......................................2

二.传动方案的确定及阐明.............................4

三.电动机的选择.....................................4

四.计算传动装置的运动和动力参数.....................4

五,传动件的设计计算..................................5

六.轴的设计计算.....................................13

七.滚动轴承的选择及计算.............................27

A.箱体内键联接的选择及校核计算.....................29

九.连轴器的选择......................................30

十.箱体的构造设计....................................31

十一、减速器附件的选择................................33

十二、润滑与密封......................................33

十三、设计小结........................................35

十四、参照资料........................................36

一、设计任务书:

题目：设计一用于带式运送机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮

减速器

1.总体布置简图：

工

1-电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4一带式运送机；5

一鼓轮；6—联轴器

2.工作状况:

载荷平稳、单向旋转

3.原始数据：

电动机功率P（kW）:7.5

电动机主轴转速V（r/min）：970

使用年限（年）：10

工作制度（班/日）：2

联轴器效率：99%

轴承效率：99%

齿轮啮合效率：97%

4.设计内容：

1）电动机的选择与运动参数计算；

2）直齿轮传动设计计算；

3）轴的设计；

4）滚动轴承的选择；

5）键和联轴器的选择与校核；

6）装配图、零件图的绘制；

7）设计计算阐明书的编写。

5.设计任务：

1）减速器总装配图一张；

2）箱体或箱盖零件图一张；

3）轴、齿轮或皮带轮零件图任选两张;

4）设计阐明书一份；

6.设计进度:

1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算

1）第二阶段：轴与轴系零件的设计

2）第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

3）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算阐明书的编写

二、传动方案的确定及阐明：

由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只

要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度

可以大体相似。构造较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度

差，中间轴承润滑较困难。

三、电动机的选择：

由给定条件可知电动机功率7.5kW,转速970r/min,查表得

电动机的型号为Y160M—6。

四、计算传动装置的运动和动力参数：

考虑到总传动比i=8,由于减速箱是展开式布置，为了使两

个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的

直径，于是可按下式

z,-J（L3~L5）j

由于i=8,因此取j1=3.4,35。

五、各轴转速、输入功率、输入转矩：

低速轴滚筒

项目电动机轴高速轴I中间轴II

III轴IV

转速(r/min)970970285.3121.4121.4

功率(kW)7.57.4257.136.856.58

转矩(N・m)73.873.1239539517.6

传动比113.42.351

效率10.990.960.960.94

五、传动件设计计算:

直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的长处，但传动平稳性较差,

在

I--II轴高速传动啮合的两直齿轮(传动比3.4)：

计算与阐明重要成果

1.选择齿轮材料并确定初步参数

(1)选择齿轮材料及其热处理由表8-1选用小齿轮40r调

小齿轮：40Cr,调质处理，齿面硬度为260HBW；质

大齿轮：45钢；调质处理，齿面硬度为230HBTV；大齿轮45钢

(2)初选齿数取小齿轮齿数Z「27调质

则大齿轮齿数Z2-iz-92Z「30

(3)选择齿宽系数甲d和精度等级初估计小齿轮Z2=92

直径小估-54mm,参照表8-8取齿宽系数叫-1,则b估di估二54mn】

二叫d估=1x54=54mm%=1

齿轮圆周速度v估二/.几二口.54x97()小〃=2.74m/sb估二54mm

60x100060x1000

齿轮精度8级

参照表8-9,齿轮精度选为8级

(4)计算两齿轮应力循环次数N

6

小齿轮A^r0Vnith=60xlx970x(10x250x8x2)

二2.33x10"

大齿轮NrM=空等6=6.85X10,

(5)寿命系数ZN由图8-24得ZNFI,ZN2=1(不

容许有一定量的点蚀)

(6)接触疲劳系数。田加由图8-20a,$MQ线得。

Hiim=720MPa,。Hiim=580MPa

(7)安全系数SH根据式(8T4)得

二誓MPa=72°MPa

b/=720MPa

J〃1

b〃』二580MPa

b]-580x1MPa=580MPa

2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的重要参数

⑴确定各有关的参数值

1)确定载荷系数K

使用系数K”按电动机驱动，载荷平稳，查表

8一4取KJ1

动载系数Ky按8级精度和速度，查图8-11,

取K「LI4

齿间载荷分派系数K.

Z=7.31x10」

KAE2KAT2xlx7.31X10,

bbd154x54N•mm

=50.IN•mm<100N•mm

由表8-5取K广L3

齿向载荷分布系数K”由图8T4a,取K“二l，。

载荷系数K=K.KVKaKP

=1x1.14x13x1.09=1.62K=l.62

2)确定弹性系数由表8-6得

Z『190〃7记Z"190JM网

3)确定节点区域系数Z”。由图8-16得

Z「2.5Z/2.5

4)确定重叠度系数Z,。由式(8-8),重叠度

£=1.88-3.2(―+—)

Z1Z2

=1.88-3.2(―+—)=1.73

2792

由式(8-7),重叠度系数

Z「0-87

(2)求所需小齿轮直径4由式(8-6)得

"m〒石嬴f____

42X2?

=(2x1.62x7.31xl03.4+11902.5X0.87

\13.458()-

=53.8mm&>53.8mm

与初估比基本相符

(3)确定中心距a、模数m等重要几何参数

1)模数m

d\53.8i八八

m==---=i.99nlm

Z.27

m=2mm

由表8-7取原则模数m=2mm

2）中心距a

a=+x27+

y（Z.Z2）=|（92）=119mma=119mm

3）分度圆直径4、dL

&=，〃Zi=2x27〃〃”=54mm4=54相加

di=mZ、=2x92〃"〃=184/w/n%二184〃〃"

4）确定齿宽b=ij/"『I义54〃〃7Z=54〃〃”

大齿轮齿宽b、=b=54〃〃〃b、=54〃7〃7

小齿轮齿宽匕=60"〃〃bi=60/77/77

3.校核齿根弯曲疲劳强度

（1）计算弯曲应力

1）寿命系数丫M。由图8-命取丫凶=匕2=1

2）极限应力-30°知为，6.2=220MP。

3）尺寸系数丫/由图8-30,取匕小匕2=1

4）安全系数S「。参照表8-11,取S「二l,6

5）许用弯曲应力后」。由式（8-16）得

b」=375MP〃

[]=20尸/丁匕1=2x300x1x1MP。=3i5MPa

6」SFL6

b」=275MPa

b]26Hm222275Mp〃

=八匕=2x220x1x1研=

62」SFL6

（2）计算齿根弯曲应力

1）齿形系数丫小由图8T8,取丫如=2.58,

Y,=2.18

2)应力修正系数K“。由图8T9,取

V=1.61V『L77

41sal

3)重叠度系数匕。由式(8-11)得

V=0.25+—=0.25+—=0.68

1££1.73

4)齿根弯曲应力。由式(8-9)得

(7F\~厂厂工

O'Fl

_2xl.62x7.31xlQ4x2.58x1.61x0.68

54x54x2二114,71Mpa

=114.71MPa<[o-J=375MPa

14.7x222O'F2

5"2.58x1.61

=106.55MPa

=106.55MPa〈b」=275MPa

结论：齿根弯曲疲劳强度足够

II一-IH轴低速传动啮合的两直齿轮(传动比2.35)

计算与阐明重要成果

1.选择齿轮材料并确定初步参数小齿轮

(1)选择齿轮材料及其热处理由表8-1选用40Cr调质

小齿轮：40Cr,调质处理，齿面硬度为260HBW；大齿轮

大齿轮：45钢；调质处理，齿面硬度为230HBM45钢调质

(2)初选齿数取小齿轮齿数4二27Zi=27

见大齿轮齿数Z2=iz=63ZZ=63

(3)选择齿宽系数中d和精度等级初估计小齿轮

直径小估=81mni,参照表8-8取齿宽系数中产1,则b估%二1

二叫|小估=lx81=81mmb估二81nlm

齿轮圆周速度

v估-nd/Z0x81x285.3m/s=l.21m/s

60x100()60x1000

齿轮精度8级

参照表8-9,齿轮精度选为8级

(4)计算两齿轮应力循环次数

小齿轮

Ni=60丫nith=60x1x285.3x(10x250x8x2)

=6.85x]o'

大齿轮N*二笔J=2.91X10,

(5)寿命系数ZN由图8-24得ZN尸1,ZN2=1

容许有一定量的点蚀)

(6)接触疲劳系数。*由图8-20冉查MQ线得。

iiiim=720MPa,。uiim=580MPa

(7)安全系数SH根据式(8T4)得

b/=720MPa

*J二WiZ=Z?OxlMPa=720MPa

SHI

心，卜580MPa

卜J二邑购Z”二MPa=580MPa

SH'

2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的重要参数

⑴确定各有关的参数值

1)确定载荷系数K

使用系数K'按电动机驱动，载荷平稳，查表

8-4取KJ1

动载系数Ki，按8级精度和速度，查图8-H,

取K「L1

齿间载荷分派系数K.

K,4尸一2K"_2x1x2.39x10、

bbd181x81

=72.85N•mm<100N•mm

由表8-5取Ka=l・2

齿向载荷分布系数K0由图8-14a,取K/L09

载荷系数K=K,17GKaK.

K=1.44

=1x1.1x1.2x1.09=1.44

2)确定弹性系数ZE。由表8-6得

Z/190

Z「190

3)确定节点区域系数Z〃。由图8T6得

Zes

Z〃=2.5

4)确定重叠度系数Z,。由式(8-8),重叠度

・1.88-3.2(―+—)

ZlZ2

=1.88-3.2(―+—)=1.71

2763

由式(8-7),重叠度系数

Z「0.874

乙=品坪=。874

(2)求所需小齿轮直径之由式(8-6)得

q

d。

4

d\N79.5mm

_2xl.44x2.39x]Q52.35+1190、2,570・874

mm

V12.3558O2

=79.5mm

与初估比基本相符

(4)确定中心距a、模数m等重要几何参数

1)模数m

m=-^=—=2.94mmm=3mm

Z.27

由表8-7取原则模数m=3mm

3)中心距a

a=135mm

a=5(Z1+Z2)="|x(27+63)=135mni

4)分度圆直径"、dl

4二81〃〃〃

&=mZi=3k271nun=8\mm

d2=l89〃〃〃

d?=mZ?=3x63〃〃〃=189，”〃

4)确定齿宽

b=l)/1d1=\乂8=8\mm

b、=b=8\tnm

大齿轮齿宽b)=b=8

b=86m〃z

小齿轮齿宽匕二86机，〃

4.校核齿根弯曲疲劳强度

(2)计算弯曲应力

1)寿命系数YNJ由图8-29取丫岫=丫心=1

2)极限应力一=300MPa，b,「=220MPa

—rliml-rhm2

3）尺寸系数匕,。由图8-30,取匕,产匕亡1

4）安全系数S,.。参照表8-11,取S-L6

5）许用弯曲应力b」。由式（8-16）得

[]==2x300x1x1MP。=375MPab」=375MP〃

16

SF

b」二275MPa

J]=2brnM2yX2=2「220xlxlMPa=H5MPa

5"SFL6

（3）计算齿根弯曲应力

1）齿形系数匕一由图8T8,取匕-2.58,

K.,-2.27

x/"2

2）应力修正系数由图8T9,取

1Vsa\=1.61-VIxa,l=1,73

3）重叠度系数匕。由式（8-11）得

V=0.25+—=0.25+—=0.69

1££1.71

4）齿根弯曲应力。由式（8-9）得

丁_2叮鼠入匕

O,Fl

内一bd、m

=100.23MPa

_2xl.44x2.39x|Q5x2.58x1.61x0.69

81x81x3

=100.23MPa<b,1=375MPa

2.27x1.73

=100.23xCF2

2.58x1.61

IFolL.val

=94.76MPa

二94.76MPa〈b/二275MPa

结论：齿根弯曲疲劳强度足够

六、轴的构造设计和强度校核:

第一部分构造设计

1.初选轴的最小直径:

选用轴的材料为45号钢，热处理为调质。

取0112,[rJ=30^40MPa

1轴J>Q®=112x=22.07^,W,考虑到联轴器、键

“V几V970

槽的影响，

取4=25/加

轴小特

2C=112x3mm=32.75"?〃？，取[?=35mm

管〃〃力，取力

3轴d.q—=112xJ655"n_42.96=45mm

丫⑵.4以3

初选轴承:

1轴高速轴选轴承为6308

2轴中间轴选轴承为6309

3轴低速轴选轴承为6311

各轴承参数见下表:

轴承代号基本尺寸/mm安装尺4*/mm基本额定/kN

dDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor

6308409023488140.820.4

G30945ICO25549152.831.8

631155120296511071.544.8

2.确定轴上零件的位置和定位方式:

1轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳,

提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴

端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。

2轴：低速啮合、高速啮合均用铸造齿轮，低速啮合齿轮左端用

甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用

甩油环定位，两端使用深沟球轴承承载。

3轴：采用铸造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位,

为减轻轴的重量采用中轴颈，使用球轴承深沟承载，右端连接单排

滚子链。

（-）高速轴的构造设计：

__________________________________2^2___________________________________J

1）根据轴向定位的规定确定轴的各段直径和长度：

a）由于联轴器•端连接电动机，另端连接输入轴，因此该

段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为32mm。

b）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mni,

因此该段直径选为37。

c）该段轴要安装轴承，，则轴承选用6308型，即该段直径定

为40mmo

d）该段轴为轴承安装尺寸，定为46nm1。

e）该段为齿轮轴，其分度圆直径为54nl鹏

f）该段轴为轴承安装尺寸，定为46nl唳

g）该段轴要安装轴承，直径定为40mm。

2）各段长度确实定：

各段长度确实定从左到右分述如下：

h）该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60nnn,

该段长度定为56mmo

i）该段取60mmo

j）该段安装轴承，参照工作规定长度至少23nlm,考虑间隙取

该段为30mmo

k）该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距

离（采用油润滑），尚有二级齿轮的宽度，定该段长度为

105mm。

1）该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段60mmc

m）该段轴肩选定长度9mmo

n）该段与c段相似取30nnno

o）轴右端面与端盖的距离为10mm。

（二）中间轴的构造设计:

k________3£________jH|L.^4___j

L______________________234______________________J

1)确定轴上零件的装配方案轴的各段直径：

a)I段轴用于安装轴承6309,故取直径为45nlm。

b)H段为轴肩，直径定为52nlln。

c)III段为齿轮轴，分度圆直径为81mln。

d)IV段为定位轴肩，直径为66nlm。

e)V段安装齿轮，取直径为52mm。

f)VI安装轴承，直径与I相似，为45mm。

2)根据轴向定位的规定确定轴的各段长度：

a)I段轴承安装轴承和挡油环，轴承6309宽度B=25,该段长

度选为36mmo

b)II为定位轴肩，取长度为8mm。

c)III段为齿轮轴，长度为86mm。

d)IV段为定位轴肩,取8mmmm。

e)IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为52mm。

f)V段用于安装轴承与挡油环,为44mm。

(三)低速轴的构造设计:

“।।-G।q—I।一-

1)确定轴上零件的装配方案轴的各段直径

a)I段轴用于安装轴承6311,故取直径为55mm。

b)H段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角,

经强度计算，直径定为60mm。

c)Hl段为定位轴肩，取72nm1。

d)IV安装轴承，与I段相似直径为55mm。

e)V段直径52mrn

f)VI段直径与弹性注销选择有关，取HL4,直径为45mnu

2)根据轴向定位的规定确定轴的各段长度

a)I段轴承安装轴承和挡油环，6011宽度B=29,该段长度选为

46nlmc

b)H段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为79nl鹏

c)III段定位轴肩,取73mm。

d)IV段用于安装轴承与挡油环，为36nm1。

e)V段长度为60mmo

f)VI长度与联轴器有关，取80mm。

第二部分强度校核

I高速轴：

当量弯矩法校核

计算与阐明重要成果

1.画轴的空间受力图

2.圆垂直面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得垂

直面支反力

齿轮的切向力产空;2x73100S07NFfO7N

'd54

由得/*53.5-凡小211=0

/8y=1969N尸…969N

由X凡=0,得此小厅一凡产2707-1969

下.=738NFAV=738N

3.画水平面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得水

平面支反力

tana=2707x

齿轮的径向力F,=F,tan20,

=985NF,=985N

由得//211-尸乂53.5=0

FBH=717NFBH=717N

凡〃=268N

Z凡=0,得FA.=F-凡〃=(985-717)N=268N

4.绘制垂直面弯矩My图Mv

=

Mv~Ff/57.5=-1969x57.5N•mm=-113218^*mm=-113218N•mm

5.绘制水平面弯矩图Mn

1\Au="x57.5N•mm=717x57.5N•mm=41228N•mm=41228N•mm

6.绘制合成弯矩MM

M=113218)=41228%•加〃=120491N•mm

=120494N•mm

7.绘制转矩图T=73100N•mmT=73100N•mm

8.绘制当量弯矩网,图

轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为45钢调

质，由表11-1差得

"J-60MPa,bo]=iooMP〃,a==0.6

ICTOHJ

M

忆=必/+（"“）e

=128226N•mm

二八20494气0.6,73100%•〃⑺

=128226N•mm

D-27.8mm

9校.核危险截面处轴的直径

<54mm

危险截面八秘亍隔脑—

当量弯矩法校

10结论核，轴的强度

经与图不尺寸比较，计算直径不不小于其构造设计确足够

定的直径

II中间轴：

计算与阐明重要成果

1.画轴的空间受力图

2.画垂直面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得垂

直面支反力

=590IN

齿轮1的切向力方名=2X239°0°N=5901NEI

ch81

齿轮2的切向力£号=2x2：9000N=2598N

184

人,d2Ft,=2598N

x209x745X15L5=O

由ZAf.4二°，得F«v-Ei--F,:

/W=3987N尸皿=3987N

由E尸产。，得

FAV=凡+凡-FBV=5901+2598-3987

R,,=4512N八二4512N

3.画水平面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得水

平面支反力

214SN

齿轮1的径向力p=pntana=5901xtan200=/7rl=21487V

齿轮2的径向力尸“=E，tana=2598xtan20°=946NFc=946N

由=得八、⑸$-凡X74.5+凡/209=。

FBH=80NFBH=80N

由£？=0,得

FAH=FH-FBH-Fr2=2148-80-946

FAH=W22NFAH=N22N

4.绘制垂直面弯矩My图M,v

M=F.vx74.5=4512x74.5A^•mm=3361447V•mm=336144N•mm

M〃“/=F〃,，x57.5=3987x57.5N•mm=229253N•mmM.TTIV

M〃小氏,，x(57・5+26)-凡x26=229253N,mm

=3987x83.5-2598x26N•mm=265367N•mmMHV

5.绘制水平面号矩图=265367N•mm

人M■AX-AFAn74.5=-1122x74.5N•mm=-83589N•mmM,H

▲M■AImHvV=一AFon57.5=-80x57.5N•mm=-4600.V•mm=-83589N•mm

M〃”一凡〃x(57・5+26)+凡2、26Mmn

=-80x83.5-946x26N•mm=-31276N•mm=-4600N•mm

MHH

6.绘制合成弯矩M图=-31276N•mm

I截面合成弯矩M产y/Mi+MlMi

二J(—83589)+(336144)N•nun=34638IN•mm=346381N•mm

n截面合成弯矩M—M'+MivMu

二J(—31276)~+(265367，N・m"?=2657204N•加"2=267204N•mm

HI截面合成弯矩M〃I=』M；〃H+M2〃八,Mm

=4600)"+(229253)N•mm=229299N•min=229299N•mm

7.绘制转矩T图T=239000N•mmT

8,绘制当量弯矩”图=239000N,mm

轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为45钢调

质，由表11-1差得

"J-60MPa,boj=]ooM&,a=tdJ=o.6

MeI右

ICTOMJ

=374891N,mm

i截面MeJ〃；+(aTj

二134638f+(0.6x2390001N•加〃

Mr，，={M；+(aT)

二J346381+()%•〃〃%

MP[tr

II截面Meu*M»(a7j2

=34638IN•mm

二,267201+(0.6x239000"•〃加

11

III截面扎U":jM；〃+(aT)2

=303252N•mm

=J22929炉+(0.6X239000JN・W〃

*T*vl”114大Z

Me”九二+

=270447N,mm

二j229299、0°Nw

MCIII右

9.校核危险截面处轴的直径

=229299N•mm

由轴的构造图和当量弯矩图可知，I、n、in处也

许是危险截面

由式(11-7)得

【截面”5tl=噌鬻如"=39-7m,n

1=39.7〃〃〃

TT截面/0〃1-3户03252_Fn<81mm

11mJz/o—2T1一4八J/AJ

2yWjV0.1x607nm—min

d2、.=37.0〃〃〃

HI截面"T粉丁福需…研

<52〃〃"

计入键槽的影响4=35.6x1.04"〃〃=37.02〃〃〃

10.结论

经与图所不尺寸比较，各截面的计算直径分别不不da=37.02〃!〃？

<52〃〃〃

小于其构造设计确定的直径

当量弯矩法

校核，轴的强

度足够

in低速轴:

计算与阐明重要成果

1.画轴的空间受力图

2.画垂直面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得/7f=50747V

垂直面支反力

齿轮的切向力p=—=2x539000^5704

r,d189

由EM尸°，得方＞71-尸8小205=0

FBV=M6N凡”1976内

由ZF;=0,得尸.=/厂尸卯=5704-1976

尸“3728N尸AV=3728N

3.画水平面受力图，求出轴上垂直面的载荷，求得

水平面支反力

齿轮的径向力F尸F,tana=5704xlan201p=2076N

=2076N

由ZMA=°，得/-b8〃X205=0

FBH=719NFBH=7\9N

Z/产0，得FAH=F「FBH=Q°76—719、N=1357NFAH=1357N

4.绘制垂直面弯矩My图Mv

v=-尸8Vxi34=-1976x134N•〃〃〃=-264784N•mm=-264784N•mm

5.绘制水平面弯矩M〃图MH

M〃=_F〃〃x134N•mm=-719x131.5=-96346.V•mm二一96346N,mm

6.绘制合成弯矩M

M

2

M=(-264784)+(-96346)"^•mm=281768N•mm

=281768N•mmT

7绘.制转矩图T=539000N•mm=539000N•mm

8.绘制当量弯矩图

轴的转短可按脉动循环考虑，已知轴材料为45钢

调质，由表11-1差得

"J-60MPa,[J]=IOOMP"=归节!=0.6

Mr428930-mm

=1281768,0,6葭539000%

=428930N•mm

10.校核危险截面处轴的直径

危险截面公，超「点，,”=41.5,加

d=43.16mm

计入键槽的影响<60mm

d=41.5x1.04mm=43.16mm

10结论

经与图示尺寸比较，计算直径不不小于其构造设计当量弯矩法校

确定的直径核，轴的强度

足够

七.滚动轴承的选择及计算

I高速轴：

轴承6308的校核，即轴承寿命校核:

c

轴承寿命可由式乙.小男fr进行校核,轴承只承受径

JpFP,

向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表12-7和12-8

可取了『=1.0,尸产=1.1,取£=3

基本额定动负荷为040800N。

凡尸—=^738^26?=785N

凡2=：71969^717=2095N

gv+F、=

则“嘉"io6/1x40800]

60x97。x(i.1x2095,=95351/7,该轴承的

fpFP.

寿命满足使用二250x10x16=40000h规定。

II中间轴:

轴承只承受径

向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6

可取九=1.0/产1.1,取£=3

基本额定动负荷为C=52800No

F.=』F；v+F\r'4512?+1122=4649N

FRZ=』F；v+F；H=J3987'+8O,=3988N

则“嘉56,1x528001=64297%,该轴承的

iox

60x285.3

于pFp.<1.1x4649；

寿命满足使用=250＞：10xl6=40000h规定。

HI低速轴:

制I承7c的校核，即轴承寿命校核:

轴承寿命可由式，二焉(与)’进行校核，轴承只承受径向载荷

的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取

£=3f=1。凡=1.1

基本额定动负荷为C=71500N

Fx=匕728，13572=3蚓N

22

FR2=ylF>F^=Jl976+717=2103/v

3

则以。二盛-J0^2x71500'

x=603926〃，该轴承

60x121.41.1x3967?

的寿命满足使用=250x10x16=40000h规定。

八、箱体内键联接的选择及校核计算：

1.传递转矩已知；

2.键的工作k度l=L-bb为键的宽度；

3.键的工作高度k=0.5hh为键的高度;

2TxlO3

4.一般平键的强度条件为%'=F"

代号直径工作长工作高转矩极限应

(mm)度度(N•m)力

(mm)(mm)MPa

高速轴10x8x50(B3250473.122.8

型)

中间轴16xl0x45(A5229523931.7

型）

低速轴18xllx70（A60525.553931.4

型）

14x9x70（C45634.553942.2

型）

由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，因此许用挤压应力为

|o-J=110M^,因此上述键皆安全。

九、联轴器的选择：

由于弹性套柱销联轴器构造简朴、制造轻易、装拆以便、成本较

低、能缓和冲击、吸取震动，因此优先考虑选用它。

1.高速轴用联轴器的设计计算：

由于装置用于运送机，原动机为电动机，因此工作状况系数为

K八=1.5,

计算转矩为Tc=KR\=1.5x73.1=109.72V-m

因此考虑选用，弹性套柱销联轴器TL6其重要参数如下：

材料HT200

公称转矩7；=250N•利

轴孔直径4=42mm,d2=32min

积极轴轴孔长L=112mm,L】=84〃〃〃

从动轴轴孔长L=82mm,=60mm

装配尺寸A=45〃?也

2.连接链轮联轴器的设计计算：

由于装置用于运送机，原动机为电动机，因此工作状况系数为

=1.5,

计算转矩为7；==1.5x539=808.5N.M

其转矩比较大，因此选用弹性销柱联轴器HL4,其重要参数如下:

材料HT200

公称转矩7；=1250N-〃z

轴孔直径4=4=45加加

轴孔长L=112mm，4=84mtn

十、箱体的构造设计：

箱体构造对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等

有很大影响。

1.减速器箱体为铸造箱体，材料HT200。

2.箱体构造为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重叠,

有助于轴系部件的安装与拆卸。

3.剖分时箱体的构造尺寸选择：

(1)箱座壁厚0:0.025a+3>=8mni；a为二级圆柱齿轮减速器的低

速级中心距a=20,

5=8.16<8,不满足规定，则取壁厚b=8mm；

(2)箱盖壁厚用二(0.8-0.85)b,^<8mm，则:二mm；

(3)地脚螺栓直径df二0.036a+12=16.86,选择M20；

(4)地脚螺栓数目：由于a=135<250,因此n=4；

(5)根据表4-1得：

名称符号尺寸确定

箱座凸缘厚度1.5S12mm

b

箱盖凸缘厚度

及1.5412mm

箱座底凸缘厚度2.5b20mm

轴承旁连接螺栓直径

40.75d/Ml6

箱盖与箱座连接螺栓直径

d20.5~0.6c〃M12

L150-200160mm

连接螺栓4的间距

轴承盖螺钉直径

40.4~0.5dfMIO

视孔盖螺钉直径

a0.3~0.4〃M8

定位销直径

d0.7-0.89mm

查表4-2262218mm

d、4、4至外箱壁距离C1