課程設計任務書一級圓柱斜齒輪減速器的設計

1、 第一章 課程設計任務書一級圓柱斜齒輪減速器的設計1.設計題目 用于帶式運輸機的一級圓柱斜齒輪減速器。傳動裝置簡圖如下圖所示。帶式運輸機數(shù)據見數(shù)據表格。(2)工作條件單班制工作，空載啟動，單向、連續(xù)運轉，兩班制工作。運輸帶速度允許速度誤差為±5%。(3)使用期限 工作期限為十年，檢修期間隔為三年。(4)生產批量及加工條件 小批量生產。2.設計任務1)選擇電動機型號；2)確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸；3)設計減速器；4)選擇聯(lián)軸器。3.具體作業(yè)1)減速器裝配圖一張；2)零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；3)設計說明書一份。運輸帶工作拉力F/N11001150120012501300135

2、01450150015001600運輸帶工作速度v/(m/s)1.501.601.71.51.551.601.551.651.701.80運輸帶滾筒直徑D/mm2502602702402502602502602803004.數(shù)據表工作條件：(1)單班制工作，空載啟動，單向、連續(xù)運轉，工作中有輕微振動。運輸帶速度允許速度誤差為±5%。(2)使用期限 工作期限為十年，檢修期間隔為三年。(3)生產批量及加工條件 (4) 小批量生產。原始數(shù)據：運輸機工作拉力F/N1300運輸帶工作速度V（m/s）1.5卷筒直徑（mm）250第二章 設計要求1.選擇電動機型號；2.確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸；

3、3.設計減速器；4.選擇聯(lián)軸器。第三章. 設計步驟 1. 傳動系統(tǒng)總體設計案1）傳動裝置由三相交流電動機、一級減速器、工作機組成。2）齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3）電動機轉速較高，傳動功率大，將帶輪設置在高速級。傳動裝置簡圖：2. 電動機的選擇 電動機所需工作功率為：P=F*V/1000=1300*1.55/1000=2.475kw執(zhí)行機構的曲柄轉速為：nw=60×1000V/d=121.2r/min查表3-1（機械設計課程設計）機械傳動效率:1：帶傳動： V帶 0.942：圓柱齒輪 0.98 7級（稀油潤滑）3：滾動軸承 0.984：聯(lián)軸

4、器 浮動聯(lián)軸器 0.970.99,取0.99w 輸送機滾筒： 0.96=1*2*3*3*4*w =0.94*0.98*0.98*0.98*0.99*0.96 =0.84Pr = Pw / =2.475/0.84=2.95Kw又因為額定功率Ped Pr=2.95 Kw取Ped=3.0kw常用傳動比：V帶：i0=24圓柱齒輪：i1=35i=i1×i0=24×35=620 取i=620N=nw×i=（620）×121.2=727.2 2424r/min取三相同步轉速4級：N=1500r/min選Y100L2-4電動機 Nm=1420r/min型號額定功率Ped

5、滿載轉速Nm啟動轉矩最大轉矩中心高H Y100L2-4 3.0KW 1420r/min 2.2. 2.2100mm3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 總傳動比i=Nm/Nw=iv×i減=i0×i1i0為帶傳動傳動比；i1為齒輪傳動比；Nm為電動機的滿載轉速；Nw為工作機輸入的轉速；總傳動比i=Nm/Nw=1420/121.2=11.7取V帶傳動比：i0=3減速箱的傳動比 ：i減=i1/ i0=11.7/3= 3.94. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）各軸轉速(r/min)n0=Nm=1420 r/minnI=n0/

6、i0=1420/3=473r/minnII= nI/i1=473/3.9=121.3r/min2）各軸輸入功率（kW）P0=Ped=3.0 kWPI=P0×1=3.0×0.94=2.82 kWPII=PI×2×3=2.82×0.98×0.98=2.71kWP = P×4=2.71×0.99=2.68kW1=v=0.95, 2=齒=0.99，3=滾=0.98，4=聯(lián)=0.99；注意：滾筒軸負載功率是指其輸出功率，即： Pw=P*w=2.68*0.99=2.66kW編號理論轉速（r/min）輸入功率（kw）輸入轉矩(N

7、·m)傳動比效率電機軸I014203.020.1830.94高速軸I4732.8256.93.90.98低速軸II118.32.71213.4滾筒軸III118.32.68211.00.99聯(lián)軸器10.993）各軸輸入扭矩（N.m）T0=9550×Ped/n0=20.18 N.mT=9550×PI/nT =9550×P/n=213.4 N.mT =9550×P/nn=n=121.3r/min運動和動力參數(shù)結果如下表5.設計V帶和帶輪電動機功率P=3.0KW，轉速n=1420r/min 傳動比i0=31 確定計算功率Pca由機械設計課本表8-7查

8、工作情況系數(shù)KA=1.1Pca=KA×P=1.1×3.0KW=3.3KW2.選擇V帶的帶型根據Pca，Nm=1420r/min查圖8-11，選A帶確定帶輪的基準直徑dd和驗算帶速V1） 初選小帶輪的基準直徑dd1由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=90 mm2） 驗算帶速V，按式（8-13）驗算帶的速度V=n0dd1/(60*1000)=3.14*90*1420/(60*1000)=6.69m/s又5 m/s <V<25 m/s 故帶速合適3計算大帶輪的基準直徑。根據式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑dd2dd2=i0* dd1*0.99=3*9

9、0*0.99=267.3 mm根據表8-8圓整為280mm 此時帶傳動實際傳動比i0= dd2/ dd1=3.114.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1)0.7（dd2+dd1）a02（dd2+dd1） 259mma0740mm取a0=500mm2)由式（8-22）計算帶所需的基準長度：Ld0=2a0+（dd2+dd1）/2+（dd2-dd1）×（dd2-dd1）/4a0 =2×500+3.14×370/2+190×190/（4×500） =1598.95mm查表8-2，選Ld=2000mm，帶的修正系數(shù)KL=1.033）按式（8-23）計算

10、實際中心距a及其變動范圍aa0+（Ld-Ld0）/2=500+（2000-1598.95）/2=700.5mmamin=a-0.015Ld=670.5mmamax=a+0.03Ld=760.5mm所以中心距變化范圍 670.5760.5 mm5驗算小帶輪上的包角11180°-（dd2-dd1）×57.3°/a =180°-(280-90)×57.3°/700.5 =164.4°90°滿足要求7計算帶的根數(shù)Z1)計算單根V帶的額定功率PrN0=1420r/min ，dd1=90mm查表8-4a得，P0=1.32KW查

11、表8-4b得，P0=0.17 KW查表8-5得，包角修正系數(shù)Ka=0.96查表8-2得，KL=1.03于是Pr=（P0+P0）*K*KL=（1.32+0.17）*0.96*1.03=1.47 KW2)計算V帶的根數(shù)zz=Pca/Pr=3.3/1.47=2.24取Z=38計算單根V帶的最小初拉力F0 查表得q=0.17kg/m,則F0min=500 -1/（Z*v）+qv2=500 -1/（3×6.69）+0.17×6.692N47.57NF0=1.3F0min=61.84N9計算壓軸力Fp： Fp= 2 F0zsin （1/2）=2 × 61.84 ×

12、3sin 82.2.N367.6N10帶輪結構設計 帶輪使用的是標準件，材料為鑄鐵HT150的孔板式，小輪的直徑是90mm，大輪的直徑是280mm。6.齒輪設計齒輪傳動的設計計算輸入功率P=2.82 KW，小齒輪轉速n=473r/min 齒數(shù)比u=3.9，工作壽命10年（每年工作300天），兩班制1. 選定高速級齒輪的類型，精度等級，材料(1)選用直齒圓柱斜齒輪；(2)由于工作平穩(wěn)，速度不高，選用7級精度；(3)材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（正?；X心部和齒面硬度為162217HBS；大齒輪材料為45（調質），齒心部和齒面硬度為217255HBS；(4)選小齒輪齒數(shù)為Z1=2

13、0，大齒輪齒數(shù)為Z2=3.9*20=78取Z2=78；5）選取螺旋角。初選螺旋角=15°2. 按齒面接觸強度設計由計算公式（10-21）進行計算，即d1t1） 確定公式內的各計算數(shù)值：（1） 試選Kt=1.6（2） 由圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)ZH =2.425（3） 由圖10-26，查的1= 0.765； 2=0.87 =1+2=1.65（4）計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=56900N.mm(5) 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1(6) 由表10-6，查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa1/2（7）由圖10-21d，按齒面硬度查的大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1=385 M

14、pa ，由圖10-21c，按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=330Mpa（8）計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×473×1×（1×10×300×8）=6.8×108N2=N1u=1.74×108 (9)由圖10-19，查的接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95，KHN2=0.92(10)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12），得H1=Hlim1 *KHN1S=385×0.95366MpaH2=Hlim2 *KHN2S=330×0.92=30

15、4MpaH = （H1+ H2）2=（366+304）2=335Mpa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由公式得d1t=63.97mm（2）計算圓周速度V=d1t n160000=×50.84×473601000=1.26ms（3）計算齒寬b及模數(shù)mb=d d1t=1×63.97=63.97mmm=d1t cosZ1=（63.97×cos15°）20=3.20 mmh=2.25m=3.20×2.25=7.20mm bh=63.977.20=8.88（4）計算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×

16、;20×tan15=1.704（5）計算載荷系數(shù)KKA=1，根據V=1.26m/s，7級精度，由圖10-8，查的動載荷系數(shù)Kv=1.08；由表10-4，查得KH=1.309；由圖10-13，查得KF=1.17;由表10-3,查得KH=KF=1.2K=KAKvKHKH=1×1.08×1.2×1.309=1.70(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d=d1t=63.97 ×=65.28mm(7)m=d1tcos/Z1=65.28×cos150/20=3.15 mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-17，得m

17、n 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)K=KKvKFKF1×1.08×1.2×1.171.52（2） 根據縱向重合度=1.704，由圖10-28,得螺旋線影響系數(shù)Y=0.875（3）計算當量齒數(shù)Zv1Z1cos3=20cos3 15°=22.19Zv2Z2cos3=78cos3 15°=86.55（4）查表10-5取齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)YFa1=2.80 Ysa1=1.55 YFa2=2.22 Ysa2=1.77(5)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=540Mpa;由圖10-20b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380 M

18、pa;（6）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88 KFN2=0.90（7）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 F1= KFN1FE1S=0.88×540/1.4=339.43MpaF2= KFN2FE2S=0.90×3801.4=244.29Mpa（9）計算YFa Ysa1F并加以比較YFa 1*Ysa1/F1=2.80×1.55/339.43=0.0128YFa 2*Ysa2/F2=2.22×1.77244.29=0.0161大齒輪的數(shù)值大4.設計計算mn=1.51mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由彎曲

19、疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m=3.0mm，已可以滿足彎曲疲勞強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=65.28mm來計算應有的齒數(shù)，于是由Z1=d1cosmn=65.28×cos15°3.0=21.02取Z1=21Z2=uZ1=21×3.9=81.97 取Z2=82U=Z1/Z2=3.904誤差范圍內4.幾何尺寸計算1） 計算中心距a=(Z1+Z2) mn2cos =(21+82)×32cos15°=159.95mm圓整為160 mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2) mn2a=arcco

20、s(21+82)×3.02160=15.0203) d1=Z1 mncos=21×3cos15.02o=65.24 mm d2=Z2 mncos=82×3cos15.02o=254.45mm4)計算齒輪寬度b=d d1=1×65.24=65.24 mm圓整后取B2=70mm， B1=75mm7.軸的設計計算(1)低速軸的結構設計：a擬定軸上零件的裝配方案在比較分析結果下，選用機械設計圖15-22a所示的裝配方案b根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度齒輪序號齒數(shù)z法向模數(shù)Mn/mm端面模數(shù)Mt/mm齒寬b/mm螺旋角齒向分度圓直徑d/mm12133.1

21、067515.02°右旋65.2428233.1067015.02°左旋254.451） 輸出軸上的功率P=2.71kw，轉速n=121.3r/min，轉矩T=213.4N.m2) 作用在齒輪上的力已知低速軸齒輪的分度圓直徑為d=65.24mm Ft=6542.0N 12465.3N Fa= Ft *tan=1755.4 N3) 初步確定低速軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據課本表153，取=30.98mm又軸上有單個鍵槽，軸徑增加百分之5，d=dminx（1+0.05）=32.53 mm，取d=34mm為使dmin。與聯(lián)軸器孔徑相適應，

22、需同時選聯(lián)軸器型號。為補償軸的可能位移，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，其計算轉矩TcaKA·T2，查表，考慮工作轉矩變化很小，故取KA13，則Tca KA·T2：13x213.4N·m=277420N·mm按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查機械設計實踐與創(chuàng)新表16.2標準GB/T58432003，選用YL9型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為400N·m，半聯(lián)軸器的孔徑為38mm，半聯(lián)軸器的長度為82mm，與軸配合的轂孔長度為87mm。4） 軸的結構設計 I）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II段d1=34mm，比半聯(lián)軸器長度短一點故L1=80m

23、m，III軸段右端需制作出軸肩，故dII-III40mm。II）初步選擇滾動軸承。根據dII-III40mm，因軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，根據軸承產品目錄中初定軸承型號為30208，其尺寸為d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，故dIII-IV=dVII-VIII=40mm。LVII-VIII=19.75mm。右段軸承采用軸肩定位軸肩查表GBT2971994知高為h=2mm，dVI-VII=47mmIII）取安裝齒輪處的軸段IV-V直徑略大于II-III段的直徑故取dIV-V=42mm；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位

24、。已知齒輪輪轂的寬度為70mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應當略小于輪轂寬度，故取lIV-V=68mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d=0.07×42mm=2.94mm,取h=4mm，此處軸環(huán)直徑為50mm；軸環(huán)寬度b1.4h=5.6mm，取b=LV-VI=6mm.IV)取軸承端蓋的總寬度為20mm（有減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆便于對軸添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器有端面間的距離為20mm，故取LII-III=35mmV)取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，取距離箱體內壁一段

25、距離s=8mm，已知滾動軸承寬度T=19.75mm，則LIII-IV=T+s+a+(70-68)=(19.75+8+16+2)mm=45.75mmLVI-VII=L+a+s-LV-VI=(35+16+8-6)mm=53mmc軸上零件的周向定位。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向固定均采用A型普通平鍵聯(lián)接。按dIV-V由表6-1查得平鍵截面bxh=12×8，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為55mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵為bxh=10x8，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.

26、確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表各軸肩處的圓角半徑如圖所示取軸端倒角為1x45°（2)求軸上載荷1）定跨距。在確定軸承支點位置時，對于30308型圓錐滾子軸承，從軸承標準中查取a=17。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3（45.75-19.75)+68+6+53+2.25=156mm2）作軸的計算簡圖并求軸的支反力。根據軸的結構簡圖，作出軸的計算簡圖水平面的支反力垂直面的支反力求支座反力： 水平面支反力： 垂直面支反力： c 作彎矩圖及轉矩圖水平面彎矩圖如圖所示 MH=RBHxL2=3271x35N·mm=130840 N·mm垂直面彎矩圖如圖所示MV1=RB

27、VxL2=560x35 N·mm=19600 N·mm ；MV2=RDVXl3=1475x45.75N·mm=67481 N·mm合成彎矩圖如圖所示 = 132300 N·mm ； = 147217 N·mm轉矩圖如圖所示 T=213400 N·mm當量彎矩圖如圖所示 =863570N·mm ； Me2=M2=866201N·mm5)按彎扭合成應力校核軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截面C處當量彎矩最大，是軸的危險截面。進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的截面的強度，則e=Me1/W =8

28、63570/0.1x713MPa20.54MPa前面已查得155MPa。因此dc<1，故安全（2）高速軸的結構設計2) 作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d=254.45mmFt=447 N.168NFa= Ft tan=119.9N3) 初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據課本表153，取=19.94mm因為軸上有兩個鍵槽，軸頸增加10-15所以dmin=（12+1）*19.94=22.5mm取電動機軸的直徑為24mm，整體具有一定的協(xié)調性。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為補償軸的可能位移，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，其計算轉矩

29、TcaKA·T，查表，考慮工作轉矩變化很小，故取KA13，則Tca KA·T：13x56.9N·m=73970N·mm按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查機械設計實踐與創(chuàng)新表16.2標準GB/T58432003，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為100N·m，半聯(lián)軸器的孔徑為25mm，半聯(lián)軸器的長度為62mm，與軸配合的轂孔長度為66mm。5） 軸的結構設計 I）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II段d1=25mm，比半聯(lián)軸器長度短一點故L1=60mm，III軸段右端需制作出軸肩，故dII-III28mm。II）初步選擇滾動軸

30、承。根據dII-III28mm，因軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，根據軸承產品目錄中初定軸承型號為30206，其尺寸為d×D×T=30mm×62mm×17.25mm，故dIII-IV=dVII-VIII=30mm。LVII-VIII=17.25mm。右段軸承采用軸肩定位軸肩查表GBT2971994知高為h=1mm，dVI-VII=32mmIII）取安裝齒輪處的軸段IV-V直徑略大于II-III段的直徑故取dIV-V=30mm；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為75mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應當略小于輪

31、轂寬度，故取lIV-V=70mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d=0.07×30mm=2.1mm,取h=4mm，此處軸環(huán)直徑為50mm；軸環(huán)寬度b1.4h=5.6mm，取b=LV-VI=6mm.IV)取軸承端蓋的總寬度為20mm（有減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆便于對軸添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器有端面間的距離為20mm，故取LII-III=35mmV)取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm；考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，取距離箱體內壁一段距離s=8mm，已知滾動軸承寬度T=17.25mm，則LIII-IV=T+s+a

32、+(75-70)=(17.25+8+16+5)mm=46.25mmLVI-VII=L+a+s-LV-VI=(35+16+8-6+30)mm=83mmc軸上零件的周向定位。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向固定均采用A型普通平鍵聯(lián)接。按dIV-V由表6-1查得平鍵截面bxh=12×8，鍵槽用鍵槽銑刀加工長為55mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵為bxh=10x8，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.（2)求軸上載荷1）定跨距。在確定軸承支點位置時，對于30306型圓錐滾子

33、軸承，從軸承標準中查取a=14。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3（46.25-14)+75+6+83+3.25=156mm2）作軸的計算簡圖并求軸的支反力。根據軸的結構簡圖，作出軸的計算簡圖水平面的支反力垂直面的支反力求支座反力：水平面支反力： 垂直面支反力： c 作彎矩圖及轉矩圖水平面彎矩圖如圖所示 MH=RBHxL2=223.5x35N·mm=7822.5 N·mm垂直面彎矩圖如圖所示MV1=RBVxL2=50x35 N·mm=1750 N·mm ；MV2=RDVXl3=185x46.25N·mm=8556 N·mm合成彎

34、矩圖如圖所示 = 8015 N·mm ； = 11593 N·mm轉矩圖如圖所示 T=56900 N·mm當量彎矩圖如圖所示 =227741N·mm ； Me2=M2=227895N·mm5)按彎扭合成應力校核軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截面C處當量彎矩最大，是軸的危險截面。進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的截面的強度，則e=Me1/W =227895/0.1x713MPa20.54MPa前面已查得155MPa。因此dc<1，故安全8.滾動軸承設計減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）內徑d

35、外徑D寬度TdaminDamaxramax高速軸3030840802047731.5低速軸3030630621836561輸出軸軸承計算低速軸：試選30308軸承，軸頸直徑d=40mm,轉速n=121.2r/min,徑向載荷Fr=2465.3N,Fa=1755N,預期壽命=3×300×8×473×60=2.0×108r，查表14.4機械設計實踐與創(chuàng)新圓錐滾子軸承30308，得其基本額定動載荷C=63kN,基本額定靜載荷C0r=74.kNFa/C0r=1755/74000=0.024 Fa/Fr=2645.3/63000=0.42.由表按Fa/C

36、0r=0.024,取e=0.37。由于Fa/Fr>e,查表13-5得X=0.40，Y=1.6所以當量動載荷 Pr=XFr+YFa=0.40×2645+1.6×1755=3866N.由表取溫度系數(shù)和載荷系數(shù)分別為fr=1,fd=1.2,則：Cr=fdP/ft(60nL10h/1000000)¼=30300N.高速軸：試選30306軸承，軸頸直徑d=30mm,轉速n=473r/min,徑向載荷Fr=168N,Fa=120N,預期使用壽命L10h=72000h.由手冊查得Cr=43.2KN,C0r=50.5KN,則：Fa/C0r=120/50500=0.0023

37、Fa/Fr=120/168=0.715由表按Fa/C0r=0.0023,取e=0.37由于 Fa/Fr>e,則X=0.4，Y=1.6。所以當量動載荷 Pr=XFr+Y Fa=0.40×168+1.6×120=259.2N.由表取溫度系數(shù)和載荷系數(shù)分別為fr=1,fd=1.3,則Cr=fdP/ft(60nL10h/1000000)¼=30500N.9. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1低速軸帶輪的鍵聯(lián)接根據d =42 mm，查機械課程設計手冊，選用A型，b×h=12×8，L=32 mm2高速軸齒輪的鍵聯(lián)接（1） 選擇類型及尺寸根據d =67 mm

38、，查機械課程設計手冊，選用A型，b×h=20×12，L=56 mm（2）鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = L -b= 32-12=20 mm k = 0.5h =4 mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2，有輕微震動，取p=110MPa Tp = p鍵安全合格4.低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接1 選擇類型及尺寸根據d =50mm，查機械課程設計手冊，選用A型，b×h=16×10 L=63mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = Lb=47 mmk = 0.5*h =5mm(

39、2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表6-2，有輕微震動，取p=110MPa T=211 N.mp = p鍵安全合格10.聯(lián)軸器的選擇和校核裝聯(lián)軸器選YL9的凸緣聯(lián)軸器（GB/T 5831986）公稱扭矩Tn160N·m軸軸孔直徑軸孔長度低速軸60mm112高速軸38mm8211箱體的設計名稱符號減速器型式及尺寸關系/mm 齒輪減速器箱座壁厚10箱蓋壁厚110箱座凸緣厚度b15箱蓋凸緣厚度b115箱座底凸緣厚度b225地腳螺銓直徑df15地腳螺銓數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺銓直徑d115箱蓋與箱座聯(lián)接螺銓直徑d29連接螺銓d2的間距L250軸承端蓋螺釘直徑d37.5窺視孔蓋螺釘直

40、徑d 46定位銷直徑d7.2螺銓扳手空間與凸緣寬度安裝螺銓直徑M16至外箱壁距離18至凸緣邊距離16沉頭座直徑26軸承旁凸臺半徑R110凸臺高度h6外箱壁至軸承座端面距離L120大齒輪定圓內壁距離113齒輪端面與內壁距離211箱蓋·箱座肋厚M1.m2M1=8.5 m=8.5軸承端蓋外徑D215軸承端蓋凸緣厚度T9軸承旁聯(lián)接螺銓距離S10a）窺視孔和視孔蓋窺視孔應設在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸進箱體進行檢查操作為宜;窺視孔處應設計凸臺以便于加工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上，并應考慮密封。b)通氣器通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定曲路，并設

41、置金屬網?？紤]到環(huán)境因素選用了防塵性能好的二次過濾通氣器。通氣器選M22油面指示器用油標尺，其結構簡單、在低速軸中常用。油標尺上有表示最高及最低油面的刻線。油標尺的安裝位置不能太低，以避免有溢出油標尺座孔。油標尺選用M22 c)放油孔和油塞放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時，箱座上裝螺塞處應設有凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不凈。選M22 d)起吊裝置減速器箱體沉重，采用起吊裝置起吊，在箱蓋上鑄有箱蓋吊耳，為搬運整個減速箱，在箱座兩端凸緣處鑄有箱座吊耳。結構簡單，加工方便。示意圖:e)定位銷常采用圓錐銷做定位銷。兩定位銷間的距離越遠越可靠，因此，通

42、常將其設置在箱體聯(lián)接凸緣的對角處，并做非對稱布置。取位銷直徑d8mmf)起蓋螺釘起蓋螺釘螺紋有效長度應大于箱蓋凸緣厚度。起蓋螺釘直徑可與凸緣聯(lián)接螺釘直徑相同。12.潤滑密封設計1.齒輪傳動的潤滑齒輪轉動的潤滑使用浸油潤滑，滾動軸承的潤滑使用噴油潤滑，潤滑劑的選擇為潤滑油，減速器的密封 使用O形橡膠圈密封，軸承室內側內的密封，使用封油環(huán)，箱蓋與箱座接合面的密封，涂密封膠密封1） 主要附件各級齒輪的圓周速度相對都較小，所以采用油脂潤滑。另外，傳動件齒輪浸入油中的深度要求適當，既要避免攪油，又要充分的潤滑。油池應保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應盡量相近，以便浸油深度相近。1）潤滑油牌號及油量

43、計算潤滑油牌號選擇查機械課程設計手冊，選用工業(yè)閉式齒輪油，代號L-CKC220，潤滑油運動粘度為198-242mm2/s。2） 油量計算以每傳遞1KW功率所需油量為350-700，各級減速器需油量按級數(shù)成比例。該設計為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為700-1400實際儲油量：由高速級大齒輪浸油深度約1個齒高，但不小于10mm；低速大齒輪浸油深度在齒輪半徑；大齒輪齒頂距箱底距離大于3050mm的要求得：（設計值為50）最低油深：最高油深：又箱體內壁總長：L=566mm箱體內壁總寬：b=208mm所以箱體有足夠的儲油量。2軸承的潤滑與密封由于dn<2×高速級齒輪的圓周速度接近2m/s，所以軸承采用脂潤滑。由于減速器工作場合的需要，選用抗水性較好，耐熱性較差的鈣基潤滑脂（GB491-87）。軸承內密封：由于齒輪用油潤滑，為了防止齒輪捏嚙合時飛濺出的熱油沖向軸承內部，增加軸承的阻力，需在軸承內側設置擋油環(huán)。軸承外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，為防止灰塵水份從外。伸段與端蓋間隙進入箱體，所有選用氈圈密封。3.減速器的密封減速器外伸軸采用密封件